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공학석사 학위논문
항공기용
U
튜브 열교환기의
구조해석에 관한 연구
A Study on Structural Analysis of U Tube
Heat Exchanger Used in Aero Engine
지도교수 조 종 래
년
월
2012
8
한국해양대학교 대학원
기계공학과
박 진 성
을 박진성의
으로
함.
本 論文
工學碩士 學位論文
認准
년
월
일
2012
6
22
목 차
Abstract ··· i Nomenclature ··· iv List of Tables ··· ⅴ List of Figures ··· vi 서론 1. ··· 1 연구 배경 1.1 ··· 1 연구 동향 1.2 ··· 2 연구 내용 및 목적 1.3 ··· 3 탄성 유한요소 해석의 이론적 배경 2. ··· 4 고온 상태 의 기계적 특성 3. Inconel 625 ··· 10 일반 튜브 열교환기의 구조해석 4. U ··· 17 부분모델 열교환기의 구조진동해석 4.1 ··· 17 유한요소모델 및 해석 조건 4.1.1 ··· 18 해석 결과 및 분석 4.1.2 ··· 21 부분모델 열교환기의 열 구조 연성해석 4.2 - ··· 29 유한요소모델 및 해석조건 4.2.1 ··· 30 해석 결과 및 분석 4.2.2 ··· 34 전체 모델의 열 구조 연성 해석 4.3 - ··· 43 유한요소 모델 및 해석조건 4.3.1 ··· 44 해석 결과 및 분석 4.3.2 ··· 46 모듈 튜브 열교환기에 대한 구조해석 5. U ··· 49 튜브시트 폭의 변화에 대한 파라미터 해석 5.1 ··· 49파라미터 설정 및 해석조건 5.1.1 ··· 49 해석 결과 및 분석 5.1.2 ··· 54 배플 간격의 변화에 대한 파라미터 해석 5.2 ··· 56 파라미터 설정 및 해석조건 5.2.1 ··· 56 해석 결과 및 분석 5.2.2 ··· 57 튜브 모듈 타입 열교한기의 전체모델 해석 5.3 U ··· 58 유한요소 모델 및 해석조건 5.3.1 ··· 58 해석 결과 및 분석 5.3.2 ··· 60 결론 6. ··· 65 참고문헌 ··· 67
A Study on Structural Analysis of U Tube
Heat Exchanger Used in Aero Engine
Jin-Sung Park
Department of Mechanical Engineering, Graduate School,
Korea Maritime University
Abstract
The objective of structural analysis to develop the capability to predict the thermo-mechanical performance of the heat exchanger at engine operating conditions using validated multi-physics modelling technology. Structural analysis estimates the life of the U tube heat exchanger by thermo-mechanical and dynamic analysis.
To conduct the tensile test in high temperature (700 K, 800 K, 900 K, 1000 K) using five specimens to obtain the mechanical properties of Inconel 625 tubes.
Based on the test result, the yield strength is 308 MPa and tensile strength is 640 MPa at 1000 K.
Dynamic and thermo-mechanical analysis were carry out for the sub-model of U tube heat exchanger with baffle. The results with baffle were compared with those without baffle in order to investigate the effect of baffle on the vibration and stress level of U tube heat exchanger. The shape of baffle considered was a plate type and this plate type of baffle was assumed to be welded to the tube bundles so that the plate type of baffle moved together with tubes when the tubes moved because of the thermal deformation at the high temperature environment.
To consider different cases without baffle, with one baffle at the center and with two baffles at the lower and upper parts of U tube heat exchanger. The baffle was effective on the increasing 1st natural frequency. The maximum thermal stress of tube bundle with baffle was much larger than that without baffle, because the
present plate type of baffle restrained the thermal deformation of tube bundle. The nonlinear contact analysis with thermo-mechanical load was carried out to predict the stress level for U tube segment model with baffle. A uniform pressure of 5.5 MPa (55 bar) was applied as the mechanical surface load. A uniform metal temperature of 900 K was applied to the tubesheet and tube bundle as the thermal load. A uniform metal temperature of 350 K was applied to the baffle as the thermal load, and a reference temperature is assumed as 350 K. The tubesheet was used under the high temperature environment. The gap between tube and baffle is 0.05 mm which is considered in order to allow the sliding of tube. The maximum stress was increased with increasing the length of tubesheet at the junction part between tube and tubesheet. Through the analysis results, conduced that tubesheet width increases when stress increased. Furthermore, if baffle spacing decreases, stress would increase. The allowable width of tubesheet was suggested as 100 ~ 150 mm in the worst condition. The yield strength at the room temperature and high temperature (1000 K) of Inconel 625 thin tube (Outer dia :1.5 mm, Thickness :0.12 mm) was 440 MPa and 320 MPa, respectively. From the analysis result, it was seen that the stress level at the tube showed strong dependence on the tubesheet length.
The modular U tube heat exchanger was composed tubesheet, baffle, manifold, case and flange. Bulk temperature and heat transfer coefficients were applied to a stepwise way discontinuously. The internal driving gas temperature distribution drops from 994 K at inlet to 696 K at exit. The stress level was suggested 350 MPa in the worst condition.
Nomenclature
{}
{}
{}
{}
{}
인장 변형률 : (tensile strain) 인장 응력 : (tensile stress) 포아송비 : (Poisson's ratio) 선팽창계수: (mean linear expansion, ㎛ ㎛/ K)
전단 변형률 : (shearing strain) 전단 응력 : (shearing stress) 질량 행렬 : (mass matrix) 감쇠 행렬 : (damping matrix) 강성 행렬 : (stiffness matrix) 절점의 가속도 벡터
: (nodal acceleration vector)
절점의 속도 벡터
: (nodal velocity vector)
절점의 변위 벡터
: (nodal displacement vector)
작용하중 벡터
: (applied load vector)
자유진동 모드행렬 : 탄성 계수 : (Young's modulus) 최대 변위 : (maximum displacement) 의 제곱근 : -1 (square root of -1) 진동수
: (imposed circular frequency, radians/time)
주파수
: (imposed frequency, cycle/time)
변위 위상각
: (displacement phase shift, radians)
가진 위상각
List of Tables
Table 1 Chemical Composition of Inconel 625 Table 2 Material properties of Inconel 625
Table 3 Test condition of high temperature tensile test Table 4 Results of high temperature tensile test
Table 5 Results of modal analysis Table 6 Results of harmonic analysis
Table 7 Load case for thermo-mechanical analysis Table 8 Results of thermo-mechanical analysis Table 9 Boundary condition of temperature Table 10 Definition of parameter
List of Figures
Fig. 1 High temperature tensile properties of annealed bar
Fig. 2 High temperature tensile properties of cold-rolled annealed sheet Fig. 3 High temperature tensile properties of hot-rolled solution-treated rod Fig. 4 Dimension of specimen
Fig. 5 Equipments for high temperature tensile test Fig. 6 Fracture shape of test specimen
Fig. 7 Results of high temperature tensile test Fig. 8 Dynamic analysis process
Fig. 9 Structural shell181 element in ANSYS Fig. 10 Structural beam188 element in ANSYS Fig. 11 3D modeling for U tube sub-model Fig. 12 FE model for analysis
Fig. 13 Comparison for 1st natural frequency of U tube sub-model Fig. 14 Mode shape of U tube sub-model
Fig. 15 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 1)
Fig. 16 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 2)
Fig. 17 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 3)
Fig. 18 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 4)
Fig. 19 von Mises stress distribution of harmonic analysis for U sub-model Fig. 20 Thermo-mechanical analysis process
Fig. 21 Structural shell131 for heat transfer analysis in ANSYS Fig. 22 3D modeling for U tube sub-model
Fig. 23 FE model for U tube sub-model
Fig. 24 Thermal boundary condition for heat transfer analysis of heat exchanger Fig. 25 Temperature distribution of U tube heat exchanger sub model
Fig. 26 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 1)
Fig. 27 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 2)
Fig. 28 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 3)
Fig. 29 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 4)
Fig. 30 Results of von Mises stress distribution
Fig. 31 Comparison of von Mises stress for tube and baffle Fig. 32 Comparison of displacement for tube and baffle Fig. 33 Comparison of 3-axis displacement for tube and baffle Fig. 34 2D drawing for U tube heat exchanger full model Fig. 35 3D drawing for U tube heat exchanger full model
Fig. 36 FE model of U tube full model heat exchanger W/O baffle Fig. 37 FE model of U tube full model heat exchanger W/ baffle
Fig. 38 Thermal boundary condition for U tube heat exchanger full model Fig. 39 Result of temperature distribution for U tube heat exchanger full model Fig. 40 Result of displacement distribution for U tube full model heat exchanger
W/O baffle
Fig. 41 Result of displacement distribution for U tube full model heat exchanger W/ baffle
Fig. 42 Result of Stress distribution for U tube full model heat exchanger W/O baffle
Fig. 43 Result of Stress distribution for U tube full model heat exchanger W/ baffle
Fig. 44 Thermal solid70 in ANSYS Fig. 45 Structural solid185 in ANSYS Fig. 46 FE model for U tube single model Fig. 47 Definition of parameter
Fig. 48 Thermal boundary condition for U tube single model Fig. 49 Comparison for stress result by tubesheet length Fig. 50 Result of stress distribution for U tube single model Fig. 51 Definition of parameter
Fig. 52 Comparison for stress result by tubesheet length & baffle spacing Fig. 53 FE model for U tube full model
Fig. 54 Thermal boundary condition for U tube full model
Fig. 55 Result of temperature distribution for U tube single model
Fig. 56 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (X-component)
Fig. 57 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (Y-component)
Fig. 58 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (Z-component)
Fig. 59 Result of stress distribution at tubesheet
서
1.
론
연구 배경
1.1
최근 항공 운송의 수요는 매년 5% 가량 증가하고 있으며 이에 따라 항공기, 의 수요와 성장은 수십 년간 증가할 것으로 예상된다 항공 운송이 증가함에. 따라 항공기 터빈 엔진에서 배출되는 이산화탄소와 질소산화물과 같은 환경오 염 가스 또한 증가하고 있다 따라서 국제적으로 자원 고갈과 환경오염의 심각. 성이 대두되고 있는 가운데 연소기관의 효율 증대와 환경오염 물질의 감소를 위해 인터쿨러(intercooler)나 리큐퍼레이터(recuperator) 등 다양한 종류의 열 교환기가 산업 현장에서 적용되고 있다. 이러한 용도의 열교환기 개발과정에는 많은 비용이 소요되며 제작과정 및, 적용에 어려움을 겪고 있다 그 중에서도 항공기와 발전 플랜트에 적용되는 열. 교환기는 높은 수준의 기술력을 요구하고 소형화와 고효율성이 만족되어야 하, 는데 그에 가장 잘 부합하는 조건의 열교환기 중에 하나는 미세 관형 열교환기 이다 항공기 엔진의 미세 관형 열교환기를 장착한다면 연료사용의 효율을 높. 임과 동시에 이산화탄소 및 질소산화물의 배출을 감소시키며 연료의 절약과 환 경 오염 문제를 해결 할 수 있을 것이다 하지만 항공기나 발전 플랜트에 적용. , 된 열교환기의 작동 환경은 고온이며 연소과정에서 강력한 진동이 발생되기 때 문에 열교환기의 구조적 강도를 만족시키는 설계를 하는 것은 쉬운 일이 아니 다 특히 열하중과 진동하중에 대한 구조적 허용조건이 서로 상반되는 성격을. 가지고 있어서 설계를 더욱 어렵게 한다 이러한 열교환기의 개발이 순조롭고. 빠르게 진행되기 위해서는 시험 및 해석의 간략화와 제작기법을 개발하는 것이 매우 중요하다 최근 다양한 분야에서 시뮬레이션을 통해 현상을 예측하는 방. 법을 연구하고 있으며 이러한 연구는 열교환기의 개발뿐만 아니라 작동조건에, 서 발생할 수 있는 문제점을 찾는 방법으로도 활용 되고 있다.연구 동향
1.2
는 항 ACARE(Advisory Committee for Aeronautics Research in Europe)
공기 엔진을 위한 유럽 환경 기준을 건의하였다 기준은. 2020년까지 이산화탄 소(CO₂)를 20% 감소 질소산화물, (NOX) 배출의 80% 감소 그리고 항공기 소 음을 줄이는 것을 포함한다.(1~2) 첨단 기술 열교환기는 이러한 배출 감소 목표 를 달성하기 위하여 반드시 필요하다 항공기 및 플랜트용 가스터빈 엔진을 위. 한 열교환기의 개발은 도전적인 특성을 요구한다 개발을 위해서는 많은 연구. 자금이 필요하고 이를 위해 국제적 협력과 정책적인 협력이 요구된다. 전 세계적으로 열교환기 시장은 매년 크게 증가하고 있으며 각 나라에서는, 고성능의 열교환기 개발에 많은 노력을 기울이고 있다 특히 연소 기관에 장착. 되는 열교환기는 연료 효율의 증대와 오염물질 배출 감소와 직접적인 영향을 미치기 때문에 많은 관심을 받고 있으며 다양한 형태의 열교환기가 개발되고 있다 특히 항공기와 발전플랜트 및 선박에 사용되는 열교환기는 그 제약조건. 때문에 개발에 큰 어려움을 겪는다. 최근 항공기용 열교환기의 발달은 독일 회사인 MTU에 의해 두드러지고 있
다. MTU는 CLEAN 프로그램을 통해서 튜브 번들(bundle)로 이루어진 인터쿨
러를 개발에 따르면 항공기용 터빈엔진에 인터쿨러와 리큐퍼레이터를 적용시, 켜 이산화탄소 배출량 6%, 질소산화물 16%를 감소시키는 결과가 발표되었 다.(2)이는 ACARE에서 제시한 기준에는 만족하지 않지만 인터쿨러나 리큐퍼레, 이트 같은 열교환기를 적용에 따른 효과들을 나타내고 있음을 알려준다. 러시아의 AL-31F 엔진은 1970년대 중반에 전투기용으로 개발된 엔진으로 서 미세 튜브형 열교환기가 적용이 되었다 하지만 민간 항공기 엔진용으로는. 미세 튜브형 열교환기가 적용된 적이 없다 그러므로 민간 항공기 엔진에 미세. 튜브형 열교환기를 적용하기 위해서는 보다 많은 연구가 필요하다.(3~4)
연구 내용 및 목적
1.3
고온 고압의 환경에서 운전되는 항공기 엔진에 사용되는 미세 튜브형 열교환· 기는 운전 상태에서 온도차에 의한 열변형과 열응력으로 인해 이를 효과적으로 극복해야하며 운전 중 발생하는 진동에 의한 동적 특성을 평가하여야 한다 또, . 한 항공기 엔진에 장착되는 열교환기라는 부품의 특수성으로 인해 장착되는 위 치에 의해서 열교환기의 체적과 무게가 작아야 하며 열전달 효율을 위해 전열 면적을 늘려야 한다 이러한 조건으로 인해 여러 형상의 열교환기의 튜브 들이. 제안되고 있다.(4) 본 연구에서는 유한요소 해석을 이용하여 미세 U 형 튜브 열교환기의 온도 차이에 의해 발생하는 열응력 및 열변형 예측에 대해 연구를 수행하였다 유한. 요소 해석을 위해 상용코드인 Ansys 12.1(5)의 자체 모델러를 이용하여 형상과 유한요소 모델을 사용하였다 전체 모델 및 부분 모델 열교환기 전체의 온도분. 포 결과를 구하기 위해 열전달 해석을 수행하였으며 이 온도분포를 압력과 함, 께 적용하여 열 구조 연성해석을 진행하였다 동적 해석은 엔진 운전 중 발생- . 하는 진동에 의한 동적 특성을 예측하기 위해 모드 해석(modal analysis)와 조 화응답 해석(harmonic analysis)을 수행하였다 모드 해석을 통해 구해진 고유. 주파수를 통하여 공진이 발생 할 때의 응력을 조화응답 해석을 이용하여 예측 하였다 또한 단일 모델을 이용한 접촉 해석을 통해 구조적 안정성의 관점에. , 따른 모듈형(modular type) 열교환기의 튜브시트의 크기와 배플 간격에 대해 연구하였으며 이를 통하여 튜브를 제외한 모듈형, (modular type) 열교환기의 열적 특성을 평가하였다.탄성유한요소 해석의 이론적 배경
2.
유한요소법은 연속체를 여러 개의 적절한 크기의 유한요소(finite element)로
나누어서 각 절점의 값들을 변수로 하는 미분 방정식을 변분원리(variational
가중잔여법 에너지 균형법
principle), (method of weighted residual), (energy
등을 이용하여 세우고 이 미분방정식을 이용하여 유한요소 balance approach) 방정식을 만들어 각 절점에서의 변수 값들을 구하는 방법이다.
탄성 유한요소해석 이론
2.1
재질이 등방성(isotropic)인 선형탄성 재료에 대하여 응력과 변형률의 관계를 후크의 법칙(Hook's law)에 의하여 다음 식과 같이 쓸 수 있다.
∆
∆
∆
(2.1.1)위 식들을 선형대수식으로 표현하면 (2.1.2)식과 같이 정리할 수 있으며 이, 행렬식의 역은 다음 (2.1.3)식과 같다.
∆ ∆ ∆
(2.1.2)
∆
∆
∆
(2.1.3) 이 식에서
는 탄성계수 포아송비 선팽창계수와 같은 상수이므로 임, , 의 점에서의 변형률을 구하면 그 점에서의 응력도 계산할 수 있음을 알 수 있 다.모드해석 이론
2.2
본 연구에서 사용한 모드 해석 이론을 요약하면 다음과 같다 외부로부터 외.력 벡터 를 받는 다 자유도 시스템(multi degree-of-freedom system)
(2.2.1)여기서 , , 는 각각 질량행렬 (mass matrix), 감쇠행렬(damping
강성행렬 을 나타내고
matrix), (stiffness matrix) ,
,
, , 는 각각 절점의 가속도 속도 변위 작용 하중 벡터를 나타낸다 모드 해석을, , , . 위하여 식 (2.2.1)에서 감쇠행렬과 외력 벡터를 제외한 자유진동 시스템으로 나타내면 식 (2.2.2)를 얻을 수 있다.
(2.2.2) 변위 벡터 는 위치와 시간의 함수로서 이 변위 벡터를 공간적인 형상, 벡터 와 시간적인 변화함수 의 곱으로 정의한다 그리고. 를 조화함 수로 나타내면 식 (2.2.3)과 같이 나타낼 수 있고 이 식을, (2.2.2)에 대입하면 식 (2.2.4)를 유도할 수 있다. (2.2.3)
(2.2.4) 식 (2.2.4)에서 모드 형상 벡터인 가 0이 아닌 벡터가 되기 위해서는 고유치(eigenvalue)를 얻기 위한 특성방정식(characteristic equation) 식 (2.2.5)
를 만족해야 한다.
(2.2.5)식 (2.2.5)를 풀면 자유도 개의 서로 다른 를 구할 수 있고 크기가 작은,
라 정의한다 그리고 frequency) . 에 대응하는 형상 벡터를 로 나타내고, 이 개의 형상 벡터들을 식 (2.2.6)과 같이 행렬로 표기하여 자유진동 모드행 렬 라 한다.
⋯
(2.2.6)조화응답해석 이론
2.3
본 연구에서 사용한 조화응답 해석 이론을 요약하면 다음과 같다 외부로부. 터 외력 벡터 를 받는 다 자유도 시스템(multi degree-of-freedom 의 운동방정식은 다음과 같다 system) .
(2.3.1)여기서 , , 는 각각 질량행렬(mass matrix), 감쇠행렬(damping
강성행렬 을 나타내고
matrix), (stiffness matrix) ,
,
, , 는 각각 절점의 가속도 속도 변위 작용 하중 벡터를 나타낸다, , , .
(2.3.2) 여기서,
는 최대변위,
는 -1의 제곱근(
),
는 진동수 (
),
는 주파수 (
),
는 시간,
는 변위 위상각 (
)을 나타낸다. 최대변위
와 위상각
는 각각의 자유도에서 서로 다른 값을 가진다 이. 복잡한 수식은 보다 간결하고 효과적으로 기술하고 문제를 해결할 수 있다 식.를 다시 적으면 (2.3.2) ,
(2.3.3) 또는,
(2.3.4) 이다 여기서. ,
: 실수부 변위 벡터
: 허수부 변위 벡터 를 나타낸다. 힘 벡터는 변위 벡터와 유사한 형태로 나타낼 수 있다.
(2.3.5)
(2.3.6)
(2.3.7) 여기서,
는 가진력,
는 가진력 위상각,
: 실수부 힘 벡터
: 허수부 힘 벡터를 나타낸다. 식 (2.3.4)와 식 (2.3.7)을 식 (2.3.1)에 대입하면,
(2.3.8) 이고 양 변의,
를 제거하면,
(2.3.9) 와 같은 조화응답 해석에서의 운동방정식으로 나타낼 수 있다.고온 상태
의 기계적 특성
3.
Inconel 625
는 니켈 크롬을 주체로 하여 내열합금으로 내열성이 뛰어나며 Inconel 625 -이상의 고온 상태에서 산화에 강하며 황을 함유한 대기에서 침식하지 900 ℃ 않는다 일반적인 탄소강보다 인장강도 항복강도 등 여러 성질이. , 600 ℃ 에서 도 변화하지 않아 기계적 성질이 우수하기 때문에 고온과 고압 상태의 작동조 건을 가진 항공기의 연소 및 추진 장치에 많이 사용된다. 은 제조사인 에서 제공한 의 성분Table 1 SPECIAL METALS Inconel 625
분석표이다.
Table 1 Chemical Composition of Inconel 625(8)
Composition Contents (%) Nickel 58.0 min. Chromium 20.0-23.0 Iron 5.0 max. Molybdenum 8.0-10.0 Niobium (plus Tantalum) 3.15-4.15
Carbon 0.10 max. Manganese 0.50 max. Silicon 0.50 max. Phosphorus 0.015 max. Sulfur 0.015 max. Aluminum 0.40 max. Titanium 0.40 max.
작동환경이 920 K이상일 때는 풀림과 용체화 처리된 것이 가장 좋은 인장강
도 항복 및 피로강도를 가진다, . Table 2는 상온에서의 열처리 및 가공에 따른
기계적 강도를 보여주고 있다.
Table 2 Material properties of Inconel 625(8)
Form and Condition
Tensile Strength Yield Strength Elongation Reduction in Area Hardness, Brinell MPa MPa % %
Rod, Bar, Plate
As-Rolled 827-1103 414-758 60-30 60-40 175-240 Annealed 827-1034 414-655 60-30 60-40 145-220
Solution-Treated 724-896 290-414 65-40 90-60 116-194
Sheet and Strip Annealed 827-1034 414-621 55-30 - 145-240 Tube and Pipe,
Cold-Drawn Annealed 827-965 414-517 55-30 - Solution-Treated 689-827 276-414 60-40 -에서는 풀림 및 용체화 처리되어 가공된 합금의 고 Fig. 1, 2, 3 Inconel 625 온 인장물성을 보여주고 있다.
Fig. 2 High temperature tensile properties of cold-rolled annealed sheet(8)
의 제조사에서는 의 고온환경에서 작동하는 열교환기에 Inconel 625 1000 K 서 사용될 미세튜브에 대한 인장강도 및 항복강도에 대한 참고 자료가 없으므 로 고온인장시험을 통하여 유한요소해석의 응력 결과에 대해 평가하였다. 과 같은 시험조건에서 고온인장시험을 하였다 는 시험에 사용 Table 3 . Fig. 4 된 미세튜브의 시편의 치수를 나타내었으며 Fig. 5는 고온인장시험에 사용된 시험장비를 나타내었다 시험에 적용된 시편의 가열온도에 따른 인장강도를 비. 교 및 검토를 위해 700 K, 800 K, 900 K, 1000 K의 조건이 적용되었다.
Table 3 Test condition of tube in high temperature tensile test
Value
Load capacity Max. 2 kN
Test speed 1 mm/min
Working temperature 700 K, 800 K, 900 K, 1000 K
(a) Position for thermal couple (b) Furnace Fig. 5 Equipments for high temperature tensile test
고온인장시험을 통하여 파단이 발생한 미세튜브를 Fig. 6에 나타내었으며 에 시험을 통한 결과를 응력 변형 선도 그래프로 나타내었다 각 온도별 Fig. 7 - . 인장강도 항복강도 연신율을, , Table 4에 정리하였다. 고온인장시험기의 결과 값을 검증하기 위해 Inconel 625의 제조사에서 제시 한 상온의 415~517 MPa의 인장강도는 고온 인장시험기를 이용한 인장강도와 거의 일치함을 알 수 있었다 또한 시험온도가 올라갈수록 인장강도와 항복강. 도는 감소하여 1000 K에서는 308 MPa의 인장강도를 얻을 수 있었으며 상온 에 비해 강도가 약 30 % 가량 감소했다는 것을 알 수 있었다 이 결과를 이용. 하여 항공기용 열교환기의 구조해석에 응력 결과를 검토하는데 참고하였다. (a) 700 K (b) 800 K (c) 900 K (d) 1000 K
Fig. 7 Results of high temperature tensile test
Table 4 Result of high temperature tensile test
Temp. Yield strength (MPa)
Tensile strength (MPa)
Elongation
(%) Remark
300 K 414 - 517 827 - 965 30 ~ 55 Ref. Specialmetal(7)
300 K 453 885 38 Test data 700 K 370 900.8 41 800 K 325 860.5 66 900 K 310 750.9 51 1000 K 308 640.4 100.4
일반
튜브 열교환기의 구조해석
4.
U
부분모델 열교환기의 구조진동해석
4.1
항공기용 열교환기는 고온 고압의 환경에서 작동하며 항공기가 운항 중 발생· 하는 진동의 영향을 받게 된다 이러한 진동에 의한 동적 특성을 평가하기 위.해 모드 해석(modal analysis)과 조화응답 해석(harmonic analysis)을 통하여
구조적 진동 특성을 파악하였다 항공기용 열교환기의 구조진동해석절차는. Fig.
의 순서와 같이 형상 입력 재질 및 경계조건 입력 열전달 해석 열 구조 해
8 , , ,
-석 그리고 결과출력으로 나눌 수 있다.
모드 해석이란 구조물의 진동 특성을 알기 위한 해석으로 모든 동적 해석의 기초가 된다 모드 해석을 통해서 구조물의 고유진동수 모드 형상 모드 기여. , , 도 등을 파악하게 되고 가진 주파수에 대한 공진 회피와 엔지니어에게 외부, 변동하중에 대한 구조물의 설계 방향제시와 같은 이점을 가지고 있다 조화응. 답 해석이란 구조물에 사인파(sine wave) 형태의 하중을 입력하여 주파수 별 응답을 구하는 과정이다 조화응답 해석은 주로 압축기 엔진 펌프등과 같은. , , 회전기계의 구성품 설계에 적용된다 조화응답 해석을 통해서 주어진 하중에. 대한 구조물의 정상상태 응답을 얻을 수 있다 이를 통해 설계 완료된 구조물. 의 적용 하중에 대한 안정성을 평가할 수 있다.
유한요소모델 및 해석조건
4.1.1
형상입력 단계에서는 FE 해석을 수행할 유한요소모델의 형상을 입력하는 작 업을 수행하며 재질 및 경계 조건 입력단계에서는 유한요소모델의 각 부분에, 재질 및 경계조건을 부여한다 완성된 유한요소모델과 해석 조건하에서 모드. 해석을 수행하고 고유 공진 주파수 영역에서의 조화응답 해석을 수행한다 이, . 러한 해석을 통해 결과를 출력하고 항공기용 열교환기의 안정성을 평가하였다. 본 연구에서는 상용유한요소해석 프로그램인 Ansys 12.1을 사용하였다. 과 요소를 사용하였으며 유한요소에 사용된 요소 형상 및 설명은 Shell Beam 와 에 표기하였다 전체모델을 이용하여 해석을 수행하는 것은 Fig. 9 Fig. 10 . 의 많은 메모리와 해석시간을 요구함으로 전체모델의 스케일로 부분모델 PC 1/5 해석을 수행하였다. Case 1은 배플이 장착되지 않았으며 Case 2는 U형 튜브 의 중간의 한 곳에 배플이 장착되어있으며 Case 3는 U 튜브의 직선부가 끝 나는 부분에 2개의 배플을 장착 하고, Case 4는 U 튜브 중간에 배플을 장착하 였으며 배플을 지지하기 위한 서포트를 장착하였다.Fig. 9 Structural shell181 element in ANSYS
해석에 사용된 모델의 형상은 Fig. 11에 나타내었다 튜브번들의 진동을 억. 제하기 위해 배플과 서포트의 장착을 가정한 3가지 모델이 생성하였다. Shell 과 Beam 요소를 사용하여 Fig. 12와 같이 유한요소 모델을 생성하였다. 공통적으로 매니폴드의 양 끝 부분을 완전 구속하여 모드 계산을 수행하였으 며 조화 해석에서는, X, Y, Z 세 방향에 대하여 1 G의 중력 가속도를 가진력 을 가하였으며 2%의 감쇠비를 적용하였다.
(a) Case 1 (b) Case 2 (c) Case 3 (d) Case 4
Fig. 11 3D modeling for U tube sub-model
해석결과 및 분석
4.1.2
항공기용 열교환기 부분 모델에 대해 고유주파수와 모드형상 계산을 위해 모
드 해석을 1차 모드까지 수행하였다 각 튜브별. 1차 고유 주파수의 계산결과를
과 에 정리하였다 는 형상 별 열교환기 부분 모델의
Fig. 13 Table 5 . Fig. 14
차 모드 형상이다 배플만 장착 된 의 고유 주파수는 배플이
1 . Case 2, Case 3
장착되지 않은 Case 1에 비해 약 3~4배 고유주파수가 증가하였으며 배플을
구속하는 서포트가 같이 장착 될 경우 1차 고유 주파수는 9배 가량 증가한다.
Fig. 13 Comparison for 1st natural frequency of U tube sub-model
Table 5 Results of modal analysis
Analysis model Case 1 Case 2 Case 3 Case 4
1st natural
(a) Case 1 (b) Case 2
(c) Case 3 (d) Case4
모드 해석을 통하여 구한 1차 고유 진동수를 이용하여 조화응답 해석을 수 행하였다. Fig. 15 ~ Fig. 18 는 각 형상 별 부분 모델의 응력분포를 나타내고 있으며, Fig. 19는 최대응력의 발생하는 곳의 응력분포도이다 또한 Table 6에 최대응력과 최대변위를 나타내었다. 튜브 번들의 중심에 배플을 장착 한 Case 2의 경우 변위가 배플이 없는 에 비해 배가량 변위가 감소하였으며 배플을 개 장착한 의 경 Case 1 5 2 Case 3 우 Case 1에 비해 8배가량 변위가 감소하였다 또한 배플을 지지하는 서포트. 를 장착한 Case 4는 Case 1에 비해 크게 변위가 감소하는 것을 확인할 수 있 었다 이 결과를 통하여 튜브번들을 지지하는 배플과 서포트는 기계적 진동 측. 면에 있어 고유주파수 증가에 영향이 있으며 공진에 의한 튜브번들의 변위를 억제시키는데 영향이 있는 것을 알 수 있었다.
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 15 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 1)
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 16 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 2)
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 17 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 3)
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 18 von Mises stress distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 4)
(a) Case 1 (b) Case 2
(c) Case 3 (d) Case 4
Fig. 19 von Mises stress distribution of harmonic analysis for U sub-model
Table 6 Results of harmonic analysis
Item 1st mode[Hz] displacementMax. [mm] Max. stress [MPa] U tube Case 1 131 0.511 30.8 Case 2 309.4 0.143 22.0 Case 3 423.5 0.065 33 Case 4 1201.1 0.0045 22.7
부분모델 열교환기의 열 구조 연성해석
4.2
-항공기용 열교환기에는 고온 고압의 환경에서 작동함으로 압력과 열에 의한∙ 열 구조 해석의 수행이 필요하다 그리고 열에 의한 열변형이 큰 영향을 작용- . 함으로 배플이 튜브에 장착됨으로써 압력과 열에 의한 영향을 평가 하였다. 배플이 장착된 U 튜브 항공기 열교환기의 열 구조 해석 및 설계절차는- Fig. 의 순서와 같이 크게 형상 입력 재질 및 경계조건 입력 열전달 해석 열 20 , , , -구조 해석 그리고 결과출력으로 나눌 수 있다.Fig. 20 Thermo-mechanical analysis process
형상입력 단계에서는 FE 해석을 수행할 유한요소모델의 형상을 입력하는 작
업을 수행하며 재질 및 경계 조건 입력단계에서는 유한요소모델의 각 부분에,
재질 및 경계조건을 부여한다 완성된 유한요소모델과 해석 조건하에서 열전달.
열 구조해석을 수행한다 이러한 해석을 통해 결과를 출력하고 배플이 장착된- . 형 튜브 항공기 열교환기의 안정성을 평가하였다 U . 엔진이 운전하는 동안 U 형 튜브 항공기용 열교환기는 고온을 유지하고 고, 온과 저온가스 사이의 온도차가 매우 크게 나타난다 이러한 이유로 매우 큰. 열응력과 열팽창이 발생하는데 이 때 진동을 억제하기 위한 U형 튜브에 배플 이 장착 된 열교환기가 압력과 열에 의한 영향을 유한요소해석을 이용하여 계 산하였다.
유한요소모델 및 해석조건
4.2.1
튜브에 배플이 장착된 항공기용 열교환기의 열 구조 해석을 위해 유한요 U -소 모델링을 수행하였다 전체모델을 이용하여 해석을 수행하는 것은. PC의 많 은 메모리와 해석시간을 요구함으로 전체모델의 1/5스케일로 부분모델 해석을수행하였다. FE 해석은 Fig. 21의 shell 131과 Fig.9의 shell 181과 같은 유한
요소모델을 사용하였다. Case 1은 배플이 장착되지 않았으며 Case 2는 U 튜 브의 중간에 배플이 한 개 장착되어있으며 Case 3는 U 튜브의 직선부가 끝나 는 부분에 2개의 배플을 장착 하고, Case 4는 U형 튜브 중간에 배플을 장착하 였으며 배플을 지지하기 위한 서포트를 장착하였다. 튜브 부분모델 열교환기의 형상은 와 같으며 로 U Fig. 22 Unigraphics NX4 모델링하였다 본 연구에서는 해석 프로그램으로 상용코드인. ANSYS 12.1을 사용하여 Fig. 23과 같이 FE 모델을 생성하였다.
Fig. 21 Structural shell131 for heat transfer analysis in ANSYS
(a) Case 1 (b) Case 2 (c) Case 3 (d) Case 4
Fig. 23 FE model for U tube sub-model 기본 열전달에 해석에 적용될 열전달 조건인 온도조건과 대류열전달 조건은 해석의 결과로부터 알 수 있었다 해석을 통해 구해진 온도조건과 CFD . CFD 대류열전달 계수는 고온부와 저온부의 입구부와 출구부를 4개의 부분으로 분할 하여 각각의 부분에 stepwise 방법으로 적용하였다 배플에는 각. U형 튜브 부 위 온도조건과 대류열전달 계수를 부여하였다 모델에 적용된 온도조건과 대류. 열전달 계수는 Fig. 24에 나타내었다. 열 구조 해석의 하중조건으로는 열전달 해석으로 구해진 온도분포의 열하중 -과 U형 튜브 매니폴드 내부에 압력을 적용하였다 열 구조 해석을, . - 위한 참고 온도는 320 K가 적용되었고 압력은, 5.5 MPa (55bar)가 적용되었다 적용된. 하중과 온도 조건은 Table 7에 정리하였다.
(a) Hot side of U-tube
(b) Cold side of U-tube
Fig. 24 Thermal boundary condition for heat transfer analysis of heat exchanger
Table 7 Load case for thermo-mechanical analysis
Load Case Value
Thermal load Temperature distribution
Pressure load 5.5 MPa (55bar)
해석결과 및 분석
4.2.2
배플이 장착된 U 튜브 항공기용 열교환기의 서브에 대하여 열 구조 해석을 -수행하였다 첫 번째로 엔진 작동중의 항공기용 열교환기 온도 분포를 알기위. 해 열전달 해석을 수행하였다. Fig. 25은 각 형상 별 U 튜브 항공기용 열교환 기 부분모델의 열전달 해석 결과를 나타낸다 두 번째로 열전달 결과를 열하중. 으로 적용하고 내부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 수행하였다- . 배플이 장착된 U 튜브 항공기용 열교환기의 열 구조 해석 결과는- Table 8 에 정리하였으며 Fig. 26 ~ Fig. 29는 각 형상별 총 변위를 나타낸 것이다. 은 열 구조 해석의 응력 분포를 나타낸 것이다 해석결과 최대응력은 Fig. 30 - . 튜브의 중간부분과 매니폴드와 튜브가 만나는 곳인 접합부에서 크게 발생하 U였다 배플이 장착되지 않은. Case 1 보다 배플이 장착된 Case 2, Case 3에서
수치적인 응력은 더 크게 발생하였다 그리고 배플과 서포트가 장착된. Case 4
의 경우 배플이 서포트로 인해서 구속됨으로, Case2, Case 3 보다 더 큰 응력
수치를 나타내었다. 변위는 Case 1, Case 2, Case 3의 경우 튜브중심부위에
서 Y 방향의 변위 즉 매니폴드 방향의 변위가 가장 큰 수치를 나타내었다, . 의 경우 튜브 항공기용 열교환기가 방향으로 변형이 일 Case 2, Case 3 U X 어났다 이는. U 항공기용 열교환기의 온도차에 의한 열팽창으로 인해 생기는 비틀림이 원인인 것으로 판단된다 배플과 서포트는 튜브번들의 고유진동수를. 증가시켜 공진을 피하는데 효과가 있지만 열응력 측면에서는, U 튜브의 열변형 을 억제하여 열응력을 증가시켜 Inconel 625의 인장강도를 초과하게 된다.
(a) Case 1 (b) Case 2
(c) Case 3 (d) Case 4
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 26 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 1)
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 27 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 2)
(a) Front view
(b) Top view
Fig. 28 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 3)
(a) Front view
(b) Side view
Fig. 29 Total displacement distribution of U tube heat exchanger sub model (Case 4)
(a) Case 1 (b) Case 2
(c) Case 3 (d) Case 4
Fig. 31 Comparison of von Mises stress for tube and baffle
Fig. 33 Comparison of 3-axis displacement for tube and baffle Table 8 Results of thermo-mechanical analysis
Case 1 Case 2 Case 3 Case 4
von Mises stress Tube 64.804 117.393 102.495 1659 Baffle 0 96.374 149.646 1982 Displacement Tube 1.089 1.081 1.095 2.157 Baffle 0 0.907 1.057 1.014 X-comp. 0.421 0.503 0.487 0.398 Y-comp. 0.962 0.962 0.962 2.068 Z-comp. 0.749 0.749 0.758 0.766 Total disp. 1.089 1.081 1.095 2.157
전체모델의 열 구조 연성해석
4.3
-앞서 일반 U 튜브 부분모델의 열변형과 열응력 경향을 참고하여 U 튜브 전 체모델 열교환기의 배플의 장착 유 무에 따른 열변형과 열응력을 알아보기 위· 해 구조해석을 수행하였다 전체모델에 대한 설계된 형상 및 도면은. Fig. 34, 에 나타내었다 Fig. 35 .Fig. 34 2D drawing for U tube heat exchanger full model
유한요소모델 및 해석조건
4.3.1
형 튜브에 배플이 장착된 항공기용 열교환기의 열 구조 해석을 위해 유한 U -요소 모델링을 수행하였다. 본 연구에서는 해석 프로그램으로 상용코드인 을 사용하였다 총 개의 노드 개의 요소를 ANSYS 12.1 . 1,261,654 , 1,244,981 사용하여 유한요소모델을 생성하였으며 이는 Fig. 36, Fig. 37에 나타내었다. 해석에 소요되는 시간 및 필요한 PC의 메모리를 줄이기 위해 대칭 조건을 적용하였다 배플이 적용된 열교환기 해석의 경우. Z 방향의 구속을 이용하여 배플의 효과를 경계조건으로 가정하였다 열교환기의 온도 조건은. Fig. 38에 표기하였으며 앞서 수행한 부분모델의 온도조건과 동일하다.Fig. 37 FE model of U tube full model heat exchanger W/ baffle
해석결과 및 분석
4.3.2
형 튜브 전체모델 열교환기에 대하여 열 구조 연성해석을 수행하였다 첫 U - . 번째로 엔진 작동중의 열교환기의 온도분포를 알기위해 열전달 해석을 수행하 였다. Fig. 39는 열교환기의 온도분포를 나타낸다 온도분포를. 열하중으로 적 용하고 내부에 5.5 MPa의 압력을 적용하여 열 구조 연성해석을 수행하였다- . 해석결과 최대응력은 튜브와 매니폴드의 접합부위에서 발생하였다. Fig. 40, 은 열전달 해석 후 온도분포와 압력을 적용한 후 열 구조 연성해석을 Fig. 41 -계산한 변위분포의 결과이며, Fig. 42과 Fig. 43은 최대응력분포도를 나타내었 다 배플이 장착된 열교환기의 경우. 5.4 mm 가량의 열변형이 발생하는데 배플 이 매니폴드와 튜브의 열변형을 억제함으로 열응력이 발생하는 것을 알 수 있 었으며 최대응력은 튜브와 매니폴드의 접합부에서 발생하였다 배플이 장착 될. 경우 장착되지 않은 경우 열교환기의 최대응력을 비교하였을 때 배플을 장착, 하지 않은 경우보다 8배 가량 최대응력이 증가하였다.Fig. 40 Result of displacement distribution for U tube full model heat exchanger W/O baffle
Fig. 41 Result of displacement distribution for U tube full model heat exchanger W/ baffle
Fig. 42 Result of Stress distribution for U tube full model heat exchanger W/O baffle
Fig. 43 Result of Stress distribution for U tube full model heat exchanger W/ baffle
모듈
튜브 열교환기의 구조해석
5.
U
튜브는 형상적 특징으로 인해 튜브시트 폭이나 길이 배플의 간격에 의해 U , 튜브나 메니폴드의 응력에 큰 영향이 있다 그러므로 열교환기의 크기 변화에. 따라서 U 튜브 단일 모델에 어떠한 영향이 있는지 파라미터 해석을 수행하였 다.튜프시트 폭의 변화 대한 파라미터 해석
5.1
파라미터 설정 및 해석조건
5.1.1
유한요소해석을 위해 사용된 유한요소 모델은 Fig. 44와 Fig. 45에 표기하 였으며 열전달 해석에서는 solid 70, 열 구조 연성해석에서는- solid 185을 사 용였다. Fig. 46은 유한요소해석을 위해 ANSYS 12.1을 이용하여 모델 생성을 나타내었다 튜브의 열팽창을 억제하기 위해 배플과 튜브는. 0.05 mm 의 간격 이 있으며 이 부분은 열팽창으로 인해 배플과 튜브와의 접촉을 고려하여 접촉 요소를 이용하여 유한요소모델을 생성하였다. U 튜브 단일관 모델은 매니폴드, 배플 튜브 브레이징 비드로 구성되어있다, , .Fig. 44 Thermal solid 70 in ANSYS
Fig. 46 FE model for U tube single model
해석을 위한 파라미터 설정은 목표가 튜브시트 폭에 따른 영향을 보는 것이
므로 배플 간격은 45 mm로 동일하고 튜브시트 폭의 크기만 변화를 주었으며
이에 대한 정의는 Fig. 47과 Table 9에 나타내었다.
Table 9 Definition of parameter
Tubesheet width (mm) Baffle spacing (mm) 25 45 50 75 100 해석을 위한 온도조건은 매니폴드와 튜브는 900 K, 배플은 350 K, 해석을 위한 분위기온도는 350 K의 조건으로 적용하였으며 적용압력은 55 bar이다. 과 에 소재의 온도분포 및 부분별 온도를 정리하였다 Fig. 48 Table 9 .
Table 9 Boundary condition of temperature
Part Temperature (K) Manifold 900
Tube 900 Baffle 350
해석 결과 및 분석
5.1.2
은 튜브 단일관 모델의 튜브시트 폭의 변화에 따른 위치 별 응력 Fig. 49 U 을 그래프로 나타낸 것이며 Fig. 50은 각 튜브시트 폭의 변화에 따른 별 최대 응력이 발생한 위치의 응력분포도를 나타내었다 튜브시트 폭의 값이 증가할수. 록 Position-3 와 Position-4에 발생하는 응력이 증가하였으며 튜브시트 폭이 짧아질수록 Position-2에 발생하는 응력이 감소하는 경향을 발견할 수 있었다. 매니폴드와 배플의 소재온도가 서로 다름으로 인해 열변형량 역시 상이하다. 그러므로 상대적으로 배플보다 온도가 높은 매니폴드에서 더 큰 열변형이 발생 하며 열변형량의 차이로 인해 매니폴드와 튜브의 접합부인 Position-4 의 응력 이 높게 발생하는 현상을 확인할 수 있었다.(a) 25 mm (b) 50 mm
(c) 75 mm (d) 100 mm
(d) 125 mm
배플 간격의 변화 대한 파라미터 해석
5.2
파라미터 설정 및 해석조건
5.2.1
해석을 위한 파라미터 설정은 목표가 튜브시트 폭과 배플 간격의 변화에 따 라서 서로 어떤 영향이 있는지 확인하기 위해서 튜브시트 폭과 배플 간격 크기 변화를 주었으며 이에 대한 정리는 Fig. 51와 Table 10에 나타내었다.Fig. 51 Definition of parameter
Table 10 Definition of parameter
Tuesheet width (mm) Baffle spacing (mm) 25
45, 60, 75 50
75 100
해석 결과 및 분석
5.2.2
튜브시트 폭과 배플 간격의 변화에 따른 U 튜브 단일 모델의 열 구조 연성 -해석을 수행하였다 튜브시트 폭의 변화에 따라서 해석결과 매니폴드와 튜브시. 트의 접합부위의 응력을 Fig. 53에 튜브시트 폭과 배플 간격의 변화에 따른 응 력변화를 그래프로 나타내었다. 배플 간격의 크기가 증가 할수록 접합부의 응력은 감소하는 경향을 확인하였 다 튜브시트 폭의 최소값인. 75 mm 일 때 배플 간격의 최소값과 최대값의 응, 력결과는 최대 2배가량 증가하였다 또한 튜브시트 폭의 최대값인. 150 mm 일 때, 배플 간격의 최소값과 최대값의 응력결과는 최대 3배가량 증가하는 것을 확인 할 수 있었다 이 결론을 통하여 튜브시트 폭과 배플 간격은 매니폴드와. 튜브의 접합부에서 발생하는 최대응력에 중요한 영향을 발생시키며 튜브시트 폭은 크기가 작고 배플 간격은 클수록 U 튜브 열교환기의 접합부 응력이 작게 발생하는 것을 확인할 수 있었다.모듈
튜브 열교환기의 전체모델 해석
5.3
U
앞서 수행한 U 튜브 단일 모델의 파라미터 해석을 참조하여 결정한 튜브시 트 폭과 배플 간격을 참조하여 모듈 타입 열교환기 전체모델의 전체적인 열변 형 거동과 튜브시트와 매니폴드의 열응력에 대해 유한요소해석을 하였다 입구. 부 매니폴드와 출구부 매니폴드는 20 mm의 간격을 가지고 있으며 튜브시트와 매니폴드가 일체형으로 결합되어있는 형상을 가지고 있다. 모듈 U 튜브 타입 열교환기는 매니폴드와 튜브시트 플렌지 배플 케이스로, , , 구성되어있다.유한요소모델 및 해석조건
5.3.1
열 구조 연성해석을 위하여 열전달 해석을 수행하였으며- solid 70과 solid 의 요소를 사용하였으며 열전달 해석을 통한 온도분포를 이용하여 열 구조 185 -연성해석에 입력하였다. 전체모델의 해석을 위하여 Fig. 53와 같이 유한요소모델을 생성하였으며 열 교환기는 매니폴드 튜브시트 케이스 배플 플렌지로 구성되어 있다 해석에, , , , . 작용된 온도조건은 기본 열전달에 해석에 적용될 열전달 조건인 온도조건과 대 류열전달 조건은 CFD 해석의 결과로부터 알 수 있었다. CFD 해석을 통해 구 해진 온도조건과 대류열전달 계수는 고온부와 저온부의 입구부와 출구부를 분 할하여 각각의 부분에 단계적 방법으로 적용하였으며 Fig. 54에 표기를 하였 다 해석에 소요되는 시간을 단축시키기 위하여. 1/2 대칭모델을 생성하여 대칭 경계조건을 부여하였다.Fig. 53 FE model for U tube full model
해석결과 및 분석
5.3.2
형 튜브 전체모델 열교환기에 대하여 열 구조 연성해석을 수행하였다 첫 U - . 번째로 엔진 작동중의 열교환기의 온도분포를 알기위해 열전달 해석을 수행하 였다. Fig. 55은 열교환기의 온도분포를 나타낸다.는 열교환기의 각 축에 대한 변형 결과를 나타
Fig. 56 ~ Fig. 58 X, Y, Z 3
내었다. Hot inlet 매니폴드를 통해 고온의 유체가 들어가 Cold side를 통해
차가운 외기가 통과하여 열전달이 된 후 출구부 매니폴드를 통해 나가게 된다. 튜브시트와 매니폴드가 일체형으로 이루어져있어 매니폴드와 튜브시트의 온도 차로 인해 열교환기가 전체적으로 뒤틀리는 현상을 확인하였다.
Fig. 56 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (X-component)
Fig. 57 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (Y-component)
Fig. 58 Result of displacement distribution for U module type heat exchanger (Z-component)
튜브시트와 매니폴드와 튜브시트 접합부의 응력을 확인한 결과 튜브시트의
중심부에서 350 MPa의 최대응력이 발생하였으며 매니폴드와 튜브시트의 접합
부에서 280 MPa의 응력이 발생하였다. Fig. 59와 Fig. 60에 응력분포를 나타
내었다.
튜브시트와 매니폴드 부위의 응력을 살펴보았을 경우 Inconel 625의 허용인
장강도에 만족하는 것을 확인하였다.
결론
6.
본 논문에서는 유한요소법을 이용하여 U 튜브 항공기용 열교환기가 엔진의 작동조건에서 진동과 열하중 및 압력이 부분모델과 전체모델의 열교환기에 미 치는 구조적 특성을 파악하였다 항공기용 엔진에 장착되는 부품의 특성상 높. 은 진동이 작용하게 되는데 이때 열교환기의 튜브에 작용하는 진동을 억제 시 키기 위해서는 배플과 서포트를 장착하게 되며 이는 진동을 억제시키는 영향이 있다 또한 고온과 고압의 작동조건에서는 높은 작동온도에 의한 온도차로 열. 변형이 발생하게 되는데 이는 배플과 서포트가 튜브의 열변형을 억제시켜 높은 열응력이 발생한다. 또한 일반, U 튜브 열교환기의 형상적 특징으로 인한 열응력을 감소시키기 위하여 모듈 U 튜브 열교환기를 제안하였다 튜브시트 폭과 배플 간격에 따라. 서 튜브와 매니폴드에 미치는 응력과 치수를 예측하였으며 이를 통하여 모듈 튜브 열교환기에 이용하여 열교환기에 미치는 열변형과 열응력을 확인하였 U 다. 본 논문에서 구조해석을 통하여 얻은 결론은 아래와 같다. 의 고온환경 미세 튜브의 인장강도와 항복강도를구 1. 1000 K Inconel 625 하였으며 이를 이용하여 구조해석을 통해 계산된 응력 결과와 비교하였다. 항공기용 엔진에 부착되는 열교환기의 특성상 진동과 고온 고압환경에 2. , 따른 열변형과 열응력을 고려해야한다 일반. U 튜브 부분모델 열교환기의 경우 튜브번들에 장착되는 배플과 이를 지지하기 위한 서포트는 약 9배 가량 튜브번 들의 고유진동수를 증가시키는데 효과가 있다.고온 고압의 환경을 고려하여 열변형과 열응력을 유한요소법을 통하여 3. , 알아본 결과 진동을 억제하기 위해 장착된 배플과 서포트는 온도차로 발생하, 는 튜브의 열변형을 억제시켜 배플이 없는 열교환기에 비해 높은 열응력을 발 생시킨다. 모듈 튜브 열교환기의 튜브시트 폭과 배플 간격에 따른 파라미터 해 4. U 석을 하였다 배플 간격이 일정하고 튜브시트 폭에 변화를 주어 응력을 살펴본. 결과, U 튜브와 매니폴드의 접합부에서 최대응력이 발생하였으며 튜브시트 폭, 이 커질수록 접합부의 응력은 4배 가량 증가한다 또한 배플 간격과 튜브시트. 폭에 변화를 주어 응력을 살펴본 결과 튜브시트 폭은 크기가 작고 배플 간격, 이 클수록 U 튜브 열교환기의 접합부 응력이 작게 발생한다. 모듈 튜브 열교환기의 고온상태에서 열변형 에 의한 거동 및 열응력 5. U 관점에서 튜브시트와 매니폴드와 튜브시트 접합부의 응력을 확인한 결과 튜브 시트의 중심부에서 350 MPa의 최대응력이 발생하였으며 매니폴드와 튜브시트 의 접합부에서 280 MPa의 응력이 발생하였다 튜브시트와 매니폴드 부위의. 응력을 살펴보았을 경우 Inconel 625의 허용인장강도에 만족한다.
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