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공학석사 학위논문
항공기용 굴곡전열면 판형 열교환기
구조해석에 관한 연구
Structural Analysis for Plate Type
Cross-Corrugated Heat Exchanger used in Aero Engine
지도교수 조 종 래
년
월
2011
2
한국해양대학교 대학원
송 상 현
목 차
Abstract ··· i Nomenclature ··· ⅲ List of Tables ··· ⅴ List of Figures ··· ⅶ 서론 1. ··· 1 연구 배경 1.1 ··· 1 연구 동향 1.2 ··· 2 연구 내용 및 목적 1.3 ··· 4 탄성 유한요소 해석의 이론적 배경 2. ··· 6 박판형 열교환기의 부분모델을 사용한 열 구조해석 3. - ··· 8 전체모델과 부분모델의 열 구조해석 3.1 ··· 11 유한요소 모델링 3.1.1 ··· 11 해석 조건 3.1.2 ··· 15 열 구조 해석 및 결과 3.1.3 - ··· 17 솔리드 요소 모델과 쉘 요소 모델의 열 구조해석 3.2 - ··· 19 유한요소 모델링 3.2.1 ··· 19 해석 조건 3.2.2 ··· 23 열 구조 해석 및 결과 3.2.3 - ··· 23 브레이징 접합부의 상세해석 3.3 ··· 26 유한요소 모델링 3.3.1 ··· 26 해석 조건 3.3.2 ··· 28 열 구조 해석 및 결과 3.3.3 - ··· 28유한요소 모델링 3.4.1 ··· 30 해석 조건 3.4.2 ··· 32 열 구조 해석 및 결과 3.4.3 - ··· 33 박판형 열교환기의 형상에 따른 열 구조해석 4. - ··· 41 전열면의 형상에 따른 비교해석 4.1 ··· 41 유한요소 모델링 4.1.1 ··· 42 해석 조건 4.1.2 ··· 43 열 구조 해석 및 결과 4.1.3 - ··· 43 설계변수에 대한 영향분석 5. ··· 55 전열면 두께변화에 따른 열 구조해석 5.1 - ··· 56 유한요소 모델링 5.1.1 ··· 56 해석 조건 5.1.2 ··· 57 열 구조 해석 및 결과 5.1.3 - ··· 57 전열면 단면의 비율변화에 따른 열 구조해석 5.2 - ··· 61 유한요소 모델링 5.2.1 ··· 61 열 구조 해석 및 결과 5.2.2 - ··· 62 전열면의 교차 각도 변화에 따른 열 구조해석 5.3 - ··· 65 유한요소 모델링 5.3.1 ··· 66 열 구조 해석 및 결과 5.3.2 - ··· 67 결론 6. ··· 70 참고문헌 ··· 71
Structural Optimization for Plate Type Cross-Corrugated
Heat Exchanger used in Aero Engine
Sang-Hyun Song
Department of Mechanical Engineering, Graduate School,
Korea Maritime University
Abstract
Development of a new heat exchanger is required in order to decrease further the amount of fuel consumption and pollutant emission in the advanced aero engine. Due to the weight constraints of the new heat exchanger used in the aero-engine, structural optimal design of the heat exchanger should be done for the application of HX to the aero engine.
The objective of this paper is to develop the analysis method in order to predict the thermo-mechanical performance for matrix part of the cross-corrugated heat exchanger on thermo-mechanical load and to find optimum shape of the structure. The thermo-mechanical analysis is carried out to estimate stress level of the matrix because temperature differences between hot and cold gases of HX are causing large thermal stresses and large thermal expansion.
Full model using the solid element needs a lot of elements and requires longer computational time, whereas shell element model and sub model require less number of elements and computational time. Thus, compromised analysis technique used is sub-model using shell element which requires lower memory and computational time. A FE sub-model using solid element is considered for the detailed analysis in the brazing region. Stress distribution of cross-corrugated heat exchanger obtained by using full shell model is generally similar to that obtained
Thermo-mechanical analysis is performed to understand the effect of brazing area at the contact part on the stress distribution. Abnormal peak stress occurs at the point contact part. However, there is no abnormal peak stress in the solid brazed model. Accordingly, abnormal stresses can be ignored in shell model as a result of brazing part analysis.
Based on the analysis technique using the sub model, parametric analysis is carried out in order to optimize heating surface of cross-corrugated heat exchanger. The first parameter considered is plate thickness whose values are 0.1, 0.2, and 0.3 mm, respectively. The second parameter is pitch/height ratio about corrugated section whose values are 2.2, 2.6, and 3.0. The last parameter is intersection angle between upper layer and lower layer whose values are 30°, 60° and 90°, respectively. We can find optimum structural configuration of cross-corrugated heat exchanger based on thermo-mechanical loading.
Nomenclature
인장 변형률 : (tensile strain) 탄성 계수 : (Young's modulus) 인장 응력 : (tensile stress) 포아송비 : (Poisson's ratio) 선팽창계수: (mean linear expansion, ㎛ ㎛/ K)
전단 변형률 : (shearing strain) 전단 응력 : (shearing stress) 최대 변위 : (maximum displacement) 전단 응력 : (shearing stress)
List of Tables
Table 1 Load cases for thermo-mechanical analysis Table 2 Material properties of SUS304H
Table 3 Boundary conditions of displacement constraint Table 4 Analysis result of intercooler brazing model Table 5 Analysis result of different corrugated shape Table 6 Geometric parameter
List of Figures
Fig. 1 Intercooler system layout Fig. 2 Model of heat exchanger Fig. 3 Fluid flow on heat exchanger
Fig. 4 Thermo-mechanical analysis process Fig. 5 Modeling of intercooler solid model Fig. 6 FE model of intercooler
Fig. 7 ANSYS element description used 3-D analysis Fig. 8 Measuring path
Fig. 9 Von Mises stress distribution Fig. 10 Modeling of intercooler Fig. 11 FE models of intercooler
Fig. 12 ANSYS element descriptions used 3-D analysis Fig. 13 Von Mises stress distribution
Fig. 14 Solid modeling of intercooler brazing model by Unigraphics Fig. 15 FE model of intercooler brazing model
Fig. 16 Von Mises stress distribution without brazing Fig. 17 Von Mises stress distribution with brazing Fig. 18 Shell modeling of intercooler Sub-model Fig. 19 FE model of intercooler sub-model Fig. 20 Measuring path
Fig. 22 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler full model in top layer (Case 2)
Fig. 23 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler full model in middle layer (Case 1)
Fig. 24 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler full model in middle layer (Case 2)
Fig. 25 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler model in top layer
Fig. 26 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler model in middle layer
Fig. 27 Modeling of intercooler by geometric shape Fig. 28 Stress distribution for brazed model
Fig. 29 Comparison between Sine-wave model and Triangle model Fig. 30 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of
Sine-wave model in top layer (Case 1)
Fig. 31 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Sine-wave model in top layer (Case 2)
Fig. 32 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Sine-wave model in middle layer (Case 1)
Fig. 33 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Sine-wave model in middle layer (Case 2)
Fig. 34 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Triangle model in top layer (Case 1)
Fig. 35 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Triangle model in top layer (Case 2)
Fig. 36 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Triangle model in middle layer (Case 1)
Fig. 38 Pitch/Height ratio
Fig. 39 Different plate thickness
Fig. 40 FE model of different plate thickness Fig. 41 Measuring point
Fig. 42 Stress distribution of plate thickness at intersection angle 30° Fig. 43 Stress distribution of plate thickness at intersection angle 60° Fig. 44 Stress distribution of plate thickness at intersection angle 90° Fig. 45 Modeling of different P/H ratio
Fig. 46 FE model of different P/H ratio
Fig. 47 Stress distribution of P/H ratio at 0.1 mm Fig. 48 Stress distribution of P/H ratio at 0.2 mm Fig. 49 Stress distribution of P/H ratio at 0.3 mm Fig. 50 Intersection angle
Fig. 51 Modeling of different intersection angle Fig. 52 FE model of different intersection angle
Fig. 53 Stress distribution of intersection angle at 2.2 ratio Fig. 54 Stress distribution of intersection angle at 2.6 ratio Fig. 55 Stress distribution of intersection angle at 3.0 ratio Fig. 56 Weight of matrix
1. 서론
1.1 연구 배경
항공교통은 1980년대 이후부터 꾸준히 매년 5% 정도의 증가를 가져왔으며 세계경제의 글로벌화와 계속적인 이동성의 증가에 따라 항공기의 수요와 성장 은 향후 수십 년간 이와 같은 증가추세를 지속할 것으로 예상된다 항공교통. 의 빈도가 증가할수록 발생하는 이산화탄소와 질소산화물과 같은 환경오염 배 기가스들은 세계적으로 교토 의정서의 이산화탄소 규제와 같이 환경오염에 대 한 관심이 높아짐에 따라 중요한 문제로 나타나고 있다 따라서 과학자들은. 항공기에서 문제시되는 소음 공해문제와 지구온난화를 유발하는 이산화탄소 와 오존층을 파괴하는 질소산화물 등과 같은 환경오염 배기가스 (C02) (NOx), 에 관한 문제들을 해결해야 할 것이다. 이러한 환경적인 문제들로 말미암아 항공사들은 연료 소비의 감소와 효율 을 증가시키며 이산화탄소와 질소산화물의 배출을 감소시킬 수 있는 친환경적 인 가스터빈 엔진의 제작을 요구하고 있다 이러한 문제의 해결 방법으로 가. 스터빈 엔진에 효과적인 열교환기를 적용할 수 있다면 보다 친환경적인 엔진, 의 제작이 가능해질 것이다. 산업계 전반에서는 터빈의 입구온도 압축기 터빈효율 그리고 배기열 회수, , 열교환기의 관점에서 가스터빈 효율의 경향을 논의하였다.(1) 10년 전부터 열 교환기를 장착한 엔진들이 가스터빈 엔진의 주류가 될 것이라 예측하였고 이 러한 예측을 증명이라도 하듯이 많은 육상용과 해상용 가스터빈 엔진들이 인 터쿨러(intercooler) 또는 레큐퍼레이터(recuperator)를 장착하고 있다 하지. 만 열교환기들을 적용시킨 항공기 엔진은 아직 사용된 적이 없다 항공기 엔, . 진에 이러한 열교환기들을 적용하면 연료사용의 효율을 높임과 동시에 이산화탄소 및 질소산화물의 배출을 감소시키는 것과 같이 연료의 절약과 환경보호 에 앞장설 수 있을 것이다 이에 최근 항공기 엔진에 적용하고자 하는 열교환. 기는 고압축기 단계 전에 설치하는 인터쿨러에 적용시킬 판형 열교환기이다. 항공기의 엔진에 있는 각종 열교환기는 항공기의 연료 사용의 효율증가와 환경오염물질 배출 감소를 위하여 개발된다 이러한 이유로 엔진 제작자들은. 항공기용 엔진사용의 경제성과 친환경성을 위하여 각종 열교환기의 개발과 개 선에 큰 관심을 갖고 있다 그러나 미래 지향적인 조건 속에서도 열교환기의. 개발이 쉽지만은 않다 이러한 엔진들의 작동환경이 매우 가혹한 조건이며 높. , 은 수준의 기술을 요구하기 때문이다. 열교환기 내부는 6bar의 압력과 약 에 온도하중이 작용한다 항공기용 가스터빈 엔진에 열교환기를 적용하 500K . 기 위해서는 아래의 특징들이 요구된다.(2) 소형화와 경량화 -고효율 -성능을 유지하는 최소한의 압력손실 -큰 온도차를 극복하는 구조안정성 -저렴한 비용
-1.2 연구 동향
의 ACARE(Advisory Committee for Aeronautics Research in Europe)이란 계획아래 과
Vision 2020 , SRA-1(Strategic Research Agenda, 2002) 에서 환경을 위한 환경오염 배기가스 감소와 항공기 엔진의 개 SRA-2(2004)
선을 위한 유럽 기준을 건의하였다. EU는 이에 대한 기준으로 1990년대의 레벨에 비하여 2020년까지 이산화탄소를 20%, 질소산화물 배출을 80% 감소 시키고 소음 일산화탄소 황산화물도 줄이는 것을 포함하였다, , .(2~4) 따라서 고
드시 필요하다 이를 위하여 국제적 협력과 정책적인 협력이 요구되며 현재. 유럽에서 진행되는 많은 연구가 좋은 본보기가 된다 항공기의 사용량 증가에. 따라 환경에 미치는 부정적인 영향을 감소하기 위해 유럽에서는 이미 선진 엔 진기술을 위한 프로그램들을 만들고 공동연구를 진행하고 있다 그러나 이러. 한 소음공해와 환경오염물질 배출에 대한 기술이 발달 하더라도 원하는 결과 를 얻기가 힘들다. 유럽의 연구는 FP (Framework Programme) 환경에서 실행된다. EU의 제 6차 FP에서 FOCUSING AND INTEGRATING EUROPEAN RESEARCH, STRUCTURING THE ERA, STRENGTHENING THE FOUNDATIONS OF 와 같이 가지의 주요 활동 블록 프로그램을 만들어 연구와 기술 개발을 ERA 3
추구하고 있다.(4)
최근 항공기용 열교환기의 발전은 독일의 항공기 엔진회사인 MTU와 에 따르면 항공기용 터빈엔진에 인터 NEWAC (New Aero Engine Concepts) ,
쿨러 (intercooler)와 레큐퍼레이터(recuperator)를 적용시켜 이산화탄소 배출 량을 6%, 질소산화물을 16% 감소시키는 결과를 나타내었고 IRA (Intercooled
and Recuperated Aeroengine) 항공기용 터빈엔진 모델 인터쿨러와 레큐퍼레이
터를 적용시켜 많은 연구를 하고 있다.(2) 이는 ACARE에서 제시한 기준에는 만족하지 않지만 인터쿨러와 레큐퍼레이터의 적용에 따른 효과들이 나타나고, 있음을 알려준다 따라서 더욱 고성능의 인터쿨러와 레큐퍼레이터를 개발 개. , 선하여 환경오염 배기가스의 배출량을 감소시킬 수 있는 보다 많은 연구가 필 요하다.(5)
1.3 연구 내용 및 목적
항공기의 엔진에 사용되는 굴곡 전열면 판형열교환기는 고압축기 전의 인터어가는 기기들은 이렇게 고온 고압의 환경에서 사용되기 때문에 이런 고온 및· 고압조건을 효과적으로 극복할 수 있는 구조의 안정성을 확인할 필요가 있다. 엔진이 운전하는 동안 인터쿨러는 고온 상태를 유지하게 되고 이런 고온, 과 저온가스 사이의 열교환시 온도차가 크게 나타나게 된다 이런 이유로 큰. 열응력과 열팽창이 발생하게 된다 이 결과를 열하중과 내부압력으로 적용하. 여 해석을 수행하였다 인터쿨러의 판형열교환기는 유체가 출입하는 매니폴드. 부위와 열교환이 이루어지는 전열면인 매트릭스 부위로 구성된다 열 구조해. -석은 열교환이 이루어지는 매트릭스 전열면에서의 응력분포를 확인하기 위하 여 실행하였다. 해석의 효율을 높이기 위하여 쉘 요소를 사용한 매트릭스 부위에 대한 부분 해석의 결과와 솔리드 요소를 사용한 전체 모델의 해석결과를 비교하여 기본 적인 해석에 쉘 요소와 부분모델을 사용하는 것에 대한 타당성을 검증하였다. 그리고 판형 열교환기에서의 전열면들은 브레이징 접합에 의해 연결되어있으 므로 브레이징 형상에 대한 영향을 확인하기 위해 솔리드요소를 적용하여 해 석하였다. 이런 기본적인 해석기법을 바탕으로 판형열교환기에 대한 형상변수를 적용 시켜 해석을 수행하였고 그에 따른 형상변수에 따른 결과를 확인하였다 형상. 변수에 따른 결과를 판단하여 판형 열교환기의 적용에 최적의 형상을 확인하 였다. 본 연구에서는 항공기용 굴곡 전열면을 가진 판형 열교환기의 유한요소 해 석을 통하여 구조 안정성 평가 및 구조해석 방법을 제시하고자 한다 유한요. 소 해석을 위해 NX 4.0 모델러(14)를 사용하여 기본 모델링을 하였고, ANSYS 11.0(13)의 해석프로그램을 사용하여 솔리드요소와 쉘 요소로 이루어진 유한요 소 모델을 완성하였다. 위의 과정을 거쳐서 항공기용 판형 열교환기의 구조해석에 필요한 구조 모,
결과를 이용한 상세설계 과정을 표준화하여 판형 열교환기의 설계 프로젝트에 활용하는 것이 이 논문의 목적이다.
2. 탄성 유한요소 해석의 이론적 배경
유한요소법은 연속체를 여러 개의 적절한 크기의 유한요소(finite element) 로 나누어서 각 절점의 값들을 변수로 하는 미분 방정식을 변분원리
가중잔여법 에너지
(variational principle), (method of weighted residual),
균형법(energy balance approach)등을 이용하여 세우고 이 미분방정식을 이 용하여 유한요소방정식을 만들어 각 절점에서의 변수 값들을 구하는 방법이 다. 재질이 등방성(isotropic)인 선형탄성 재료에 대하여 응력과 변형률의 관계 를 후크의 법칙(Hook's law)에 의하여 다음 식과 같이 쓸 수 있다.
∆
∆
∆
(2.1) 위 식들을 선형대수식으로 표현하면 (2.2)식과 같이 정리할 수 있으며 이, 행렬식의 역은 다음 (2.3)식과 같다.
∆ ∆ ∆
(2.2)
∆
∆
∆
(2.3) 이 식에서
는 탄성계수(Young's modulus), 포아송비(Poisson's선팽창계수 와 같은 상수이므로 임의 점에서 ratio), (mean linear expansion)
3. 판형 열교환기의 구조해석
일반적으로 지상용이나 해상용 엔진에서 사용되는 인터쿨러는 연소 전의 과 정에서 공기의 온도를 낮춰 연소에 필요한 공기의 밀도를 높여주는 역할을, 한다 하지만 항공기 엔진에서는 고온 고압의 환경에서 작동하기 때문에 압력. · 과 열에 의한 열 구조 해석의 수행이 필요하다 항공기용 판형 열교환기의 열- . 구조 해석의 목적은 터빈엔진의 운전환경에서의 안전성과 신뢰성 평가이다 - . 은 인터쿨러가 설치된 항공기 터빈엔진의 형상과 인터쿨러의 장착 위 Fig. 1 치를 나타내는데 항공기의 터빈엔진에서 인터쿨러는 고압축기의 단계 전에, 설치되어 1차 중간압축기인 IPC(Intermediate Pressure Compressor)를 거 쳐 압축된 고온의 공기를 인터쿨러에서 온도를 낮추어서 HPC(High Pressure 로 보낸다 이는 차 중간 압축된 고온의 공기온도를 낮춰 고압 Compressor) . 1축기에서 열에 의한 부하를 낮추는 역할을 한다. Fig. 2와 Fig. 3에 열교환기 모델에 대한 형상과 유동 과정을 나타내었다.
Fig. 2 Modeling of heat exchanger
Fig. 3 Fluid flow on heat exchanger
엔진이 운전하는 동안 엔진으로 유입되는 공기는 압축과정을 통해 고온 상 태를 유지하게 되고 인터쿨러에서 고온과 저온가스 사이의 열교환시 온도차, 가 크게 나타나게 되며 이런 이유로 큰 열응력과 열팽창이 발생하게 된다 인. 터쿨러의 열 구조 해석은 열교환이 이루어지는 전열면 매트릭스에서의 응력 -분포를 확인하기 위하여 실행하였다.
Fig. 4 Thermo-mechanical analysis process 판형열교환기의 열 구조 해석 및 해석절차는- Fig. 4의 순서와 같이 크게 형 상입력 재질 및 경계조건 입력 열 구조 해석 그리고 결과출력으로 나눌 수, , -있다 형상입력 단계에서는. FEM 해석을 수행할 유한요소모델의 형상을 입력 하는 작업을 수행하며 재질 및 경계 조건 입력단계에서는 유한요소모델의 각, 부분에 재질 및 경계조건을 부여한다 완성된 유한요소모델과 해석 조건하에. 서 내압과 온도에 의한 열 구조해석을 수행한다 이러한 해석을 통해 결과를- . 출력하고 판형열교환기의 안전성을 평가한다. 판형 열교환기의 열 구조해석은 열교환이 이루어지는 전열면의 상세평가를 -위해 부분모델 해석을 하였다.
3.1
전체모델과 부분모델의 열 구조해석
전체 모델과 부분모델의 비교해석은 전체 모델을 사용할 경우 긴 해석시간 과 많은 양의 메모리가 요구되므로 관심 영역에서 보다 효율적인 해석을 위하 여 부분모델을 사용한다 이런 부분모델을 사용하기 위하여 전체 모델과 부분. 모델의 해석결과를 비교하여 부분모델 사용의 타당성을 검증한다.유한요소 모델링
3.1.1
항공기용 미세 판형 열교환기의 열 구조 해석을 위해 유한요소 모델링을 수 -행하였다 열교환기는 매니폴드와 매트릭스 부위로 구성되어 있다. . 인터쿨러의 형상은 Unigraphics NX4로 모델링 하였고, Fig. 5에 나타내었 다 해석에는 상용코드인. ANSYS 11.0을 사용하였다 유한요소 모델은 솔리. 드모델을 사용하였으며 Fig. 6에 나타내었다. 해석에 적용된 솔리드 모델은 10절점의 솔리드요소(structural solid 187)를 사용하였다 전체 모델에는. 1,451,211개의 요소와 2,807,854개의 절점이 사 용되었고 부분모델에는, 205,286개의 요소와 408,419개의 절점이 사용되었 다 사용된 요소의 형상은. Fig. 7에 나타내었다.(a) Solid model
(b) Sub-model
(a) Solid model
(b) Sub-model
Structural solid 187 element
해석 조건
3.1.2
기본 열 구조 해석의 하중조건으로는- CFD 해석으로 구해진 온도분포의 열 하중과 인터쿨러 내부에 압력을 적용하였다 분위기 온도는. 350K가 적용되었 고 내부 압력은 0.6 MPa(6 bar)이 적용되었다 해석 모델에 적용된 온도와. 압력 조건은 Table 1에 나타내었다. 인터쿨러에 사용된 재질은 SUS 304H로 재질의 물성치는 298~973K의 온 도범위에 대해 Table 2에 정리하였다. 인터쿨러는 현재 엔진 내에서 정확한 장착조건이 정해지지 않았기 때문에 구속조건은 변위구속에 대한 영향평가를 하기 위하여 Table 3의 경계조건에 있는 Case 1의 구속을 설정하여 해석을 수행하였다. Case 1은 입구부와 출 구부인 매니폴드와 열교환이 이루어지는 매트릭스부에 위, 아래(y)방향으로 플레이트가 적용 될 경우의 구속을 생각하여 위 아래 마지막 층, (position A 의 방향을 구속을 하였고 방향은 팽창이 가능하도록 구속을 하 and B) y , x, z 지 않은 상태이다.Table 1 Load cases for thermo-mechanical analysis
Load case Load Thermal load Temperature: 500K Pressure load 0.6 MPa ( 6 bar) Reference temperature 350 K
Table 2 Material properties of SUS304H
Item Temperature (K) 298 473 673 873 973 Modulus of elasticity (GPa) 195 183 169 151 140 Thermal expansion Coefficient ×e-6( / K)㎛ ㎛ 15.3 16.9 18.0 18.7 19.3 Poisson's ratio 0.308 0.312 0.312 0.323 0.329 Yield strength [MPa] 207 144 129 66 27
Table 3 Boundary conditions of displacement constraint
Location X-axis Y-axis Z-axis Note Case 1 A × o × B × o × Case 2 A × x × B × o × ( o: Fix, x: Free)
열 구조 해석결과
3.1.3
-인터쿨러의 전체 모델과 부분모델에 대하여 열 구조 해석을 수행하였다 온- . 도 하중을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 수행 -하였다 해석 소요시간은 솔리드 모델이. 1~1시간 반 정도이고 부분모델은 10 분 정도이다 해석결과는. Fig. 8과 같이 매트릭스에 path A와 path B 두 개 의 패스로 나누어 패스에 따른 그래프로 응력분포를 나타내었다 두 개의 층. 을 해석할 경우 만나는 점을 기준으로 하여 응력분포를 확인하기 위하여 path 를 설정하였다. 의 그래프는 에 따른 응력분포를 나타낸다 응력분포 그래프를 Fig. 9 path . 확인해 보면 path A와 path B에 따른 전체 모델과 부분모델의 응력분포가 거 의 같은 것을 알 수 있다. 인터쿨러의 전체 모델과 부분모델은 응력분포의 결과 그래프로 알 수 있듯 이 거의 동일한 결과를 나타내므로 앞으로의 일반적인 해석에서는 부분모델을 사용하여 보다 효과적인 해석을 수행하도록 한다.
(a) Path A
v
(b) Path B
3.2 솔리드 요소 모델과 쉘 요소 모델의 열 구조해석
-솔리드 모델과 쉘 모델의 비교해석은 전체 모델을 -솔리드 요소를 사용하여 해석을 할 경우 많은 양의 메모리와 긴 해석시간이 필요하게 된다 이러한 부, . 분의 대체 기법으로 보다 적은 메모리와 해석 수행시간이 요구되는 쉘 요소 사용하는 방법이 있는데 쉘 요소를 사용하기 위하여 솔리드 요소와 쉘 요소, 의 해석결과를 비교하여 쉘 요소 사용의 타당성을 검증하여 보다 효율적인 해 석을 수행하도록 한다.유한요소 모델링
3.2.1
인터쿨러의 형상은 Unigraphics NX4로 모델링하였고 Fig. 10에 나타내었 다 해석에는 상용코드인. ANSYS 11.0을 사용하였다 유한요소 모델은 일반. 적으로 솔리드 모델과 쉘 모델 두 가지 타입으로 Fig. 11에 나타내었다. 해석에 적용된 솔리드 모델은 10절점의 솔리드요소(structural solid 187)를 사용하였고 쉘 모델에는, 4절점의 쉘 요소(structural shell 181)를 사용하였 다 솔리드 모델은. 1,451,211개의 요소와 2,807,854개의 절점이 쉘 모델은, 개의 요소와 개의 절점이 사용되었다 사용된 요소의 형상은 183,603 183,375 . 에 나타내었다 Fig. 12 .(a) Solid model
(b) Shell model
(a) Solid model
(b) Shell model
(a) Structural solid 187 element
(b) Structural shell 181 element
해석 조건
3.2.2
기본 열 구조 해석의 하중조건으로는- CFD 해석으로 구해진 온도분포의 열 하중과 인터쿨러 내부에 압력을 적용하였다 해석 모델에 적용된 온도와 압력. 조건은 Table 1에 나타내었다. 인터쿨러의 구속조건은 path에 대한 응력분포를 확인하기 위하여 Table 3 의 경계조건에 있는 Case 1의 구속을 설정하여 해석을 수행하였다. Case 1 은 입구부와 출구부인 매니폴드와 열교환이 이루어지는 매트릭스부에 위 아, 래(y)방향으로 플레이트가 적용 될 경우의 구속을 생각하여 위 아래 마지막, 층(position A and B)의 y방향을 구속을 하였고, x, z 방향은 팽창이 가능하 도록 구속을 하지 않은 상태이다.열 구조 해석결과
3.2.3
-인터쿨러의 솔리드 모델과 쉘 모델에 대하여 열 구조 해석을 수행하였다- . 온도 하중을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 수 -행하였다 해석 소요시간은 솔리드 모델이. 1시간~1시간 반 정도이고 쉘 모델 은 30분 정도이다 해석결과는. Fig. 8과 같이 매트릭스에 path A와 path B 두 개의 패스로 나누어 패스에 따른 그래프로 응력분포를 나타내었다. 의 그래프는 에 따른 응력분포를 나타낸다 응력분포 그래프를 Fig. 13 path . 확인해 보면 솔리드 모델과 쉘 모델의 응력분포가 좌 우 시작과 끝점에서의, 값 차이를 제외하면 그 값들이 비슷한 것을 알 수 있다 시작과 끝점에서의, . 높게 나타나는 값은 인터쿨러의 층간 매트릭스와 매트릭스가 만나는 접합부로 열하중에 의한 열팽창이 발생할 경우 이러한 접합부에서 비정상적인 응력이 발생하게 되는데 이 응력 값들은 는 차후에 설명될 브레이징 모델의 해석에서 브레이징 처리가 될 부분이므로 신경 쓰지 않아도 되기 때문에 가운데의 응력분포를 비교한다.
인터쿨러의 솔리드 모델과 쉘 모델은 비슷한 결과를 나타내므로 일반적인 해석에서는 쉘 모델을 사용하여 보다 효과적인 해석을 수행하도록 한다.
(a) Structural solid 187 element
3.3 브레이징 접합부의 상세해석
브레이징(brazing) 접합부의 상세해석은 실제 모델에서 인터쿨러를 구성하 는 층간의 매트릭스 전열면 사이의 접합 점은 브레이징 처리가 될 부분이기 때문에 이러한 브레이징 처리에 따른 영향을 평가하기 위해서 브레이징 모델 의 해석을 수행하였다.유한요소 모델링
3.3.1
인터쿨러 브레이징 형상은 Fig. 14와 같으며 Unigraphics NX4로 모델링을 하였다 해석 프로그램은 상용코드인. ANSYS 11.0을 사용하였다 해석 모델. 은 솔리드 모델로 세그먼트 모델로 Fig. 15에 나타내었다 이는 쉘 요소로는. 브레이징부의 모델링에 어려움이 있기 때문에 솔리드 요소를 사용하여 모델링 을 하였다. 해석에 적용된 모델에는 10절점 솔리드 요소(structural solid 187)를 사용 하였다 해석에 적용된 모델에는. 256,760개의 요소와 484,648개의 절점이 사 용되었다 사용된 요소의 형상은. Fig. 12에 나타내었다.Fig. 14 Solid modeling of intercooler brazing model
해석 조건
3.3.2
기본 열 구조 해석의 하중조건으로는 온도분포의 열하중과 인터쿨러 내부에 -압력을 적용하였다 해석 모델에 적용된 온도와 압력 조건은. Table 1에 나타 내었다. 인터쿨러 브레이징 모델 해석의 경계조건 설정에는 Table 3에서 case 2의 경우에는 매트릭스 접합 점에서 큰 응력이 발생하지 않으므로 큰 응력이 발생 하는 Case 1에 대한 해석만을 수행하였다. Case 1은 입구부와 출구부인 매 니폴드와 열교환이 이루어지는 매트릭스부에 위 아래, (y)방향으로 플레이트가 적용 될 경우의 구속을 생각하여 위 아래 마지막 층, (position A and B)의 y 방향을 구속을 하였고, x, z 방향은 팽창이 가능하도록 구속을 하지 않은 상 태이다.열 구조 해석결과
3.3.3
-인터쿨러의 브레이징 모델에 대하여 열 구조 해석을 수행하였다 온도하중- . 을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 하였는데 브 -레이징의 영향을 확인하기 위하여 브레이징이 적용되지 않은 모델과 브레이징 이 적용된 두 모델의 해석을 수행하였다. 해석결과 브레이징이 적용되지 않은 모델에서는 매트릭스 접합 점에서 매우 큰 응력이 발생하였으나 브레이징이 적용된 모델에서는 큰 응력이 발생하지, 않았다. Fig. 16과 Fig. 17은 각각 브레이징이 적용되지 않은 모델과 적용된 모델의 von Mises 응력을 나타낸다 해석 결과는. Table 6에 정리하였다.위 결과에서 알 수 있듯이 실제 공정에서 처리가 되는 브레이징이 매트릭스 접합부에서 발생하는 큰 응력을 감쇄시키는 역할을 하는 것을 확인 할 수 있 으므로 일반적인 쉘 요소를 사용하여 해석하는 경우 브레이징 부분 매트릭스(
Table 4 Analysis result of intercooler brazing model
Case Model
type Load case Stress [MPa]
Case-1 Without brazing Thermal +Pressure 574.92 With brazing Thermal +Pressure 80.1
Fig. 16 Von Mises stress distribution without brazing
Fig. 17 Von Mises stress distribution with brazing
3.4 경계조건
(boundary condition)
에 따른 비교해석
경계조건(boundary condition)에 따른 해석은 인터쿨러의 설치 조건이 정해 진 것이 없기 때문에 열교환기를 위 아랫방향으로 완전히 구속시키는. Case 과 위 방향의 구속을 풀어 팽창을 가능하게 하는 의 두 가지 구속을 1 Case 2 설정하고 각 해석방법에 적용하였고 이 판형 층이 여러 개가 쌓여서 전체의, 열교환기가 되기 때문에 6개의 층을 만들어 해석을 수행하여 열교환기의 외 부 층에 대한 응력분포 뿐만이 아니라 내부 층에 대한 응력분포도 확인한다.유한요소 모델링
3.4.1
인터쿨러 부분모델 형상은 Fig. 18과 같으며 Unigraphics NX4로 모델링을 하였다 해석 프로그램은 상용코드인. ANSYS 11.0을 사용하였다 해석 모델. 은 쉘(Shell) 부분모델로 Fig. 19에 나타내었다. 해석에 적용된 모델에는 4절점 쉘 요소(structural shell 181)를 사용하였 다 경계조건에 따른 해석에는 외부의 응력분포 뿐만 아니라 내부의 응력분포. 역시 확인해야 하므로 앞의 모델들과 같이 2개의 층이 아닌 6개의 층을 모델 에 적용시켰다 해석에 적용된 모델에는. 143,603개의 요소와 143,375개의 절 점이 사용되었다 사용된 요소의 형상은. Fig. 22에 나타내었다.Fig. 18 Shell modeling of intercooler sub-model
해석 조건
3.4.2
기본 열 구조 해석의 하중조건으로는 온도분포의 열하중과 인터쿨러 내부에 -압력을 적용하였다 해석 모델에 적용된 온도와 압력 조건은. Table 1에 나타 내었다. 현재 인터쿨러의 엔진 내 정확한 장착조건이 정해지지 않았으므로 변위 구 속에 대한 영향평가를 위하여 Table 3과 같이 Case 1과 Case 2의 두 가지 의 경계조건을 설정하고 해석을 수행하였다. Case 1은 입구부와 출구부인 매 니폴드와 열교환이 이루어지는 매트릭스부에 위 아래, (y)방향으로 플레이트가 적용 될 경우의 구속을 생각하여 위 아래 마지막 층, (position A and B)의 y 방향을 구속을 하였고, x, z 방향은 팽창이 가능하도록 구속을 하지 않은 상 태이다. Case 2는 맨 아래층(B position)의 입구부와 출구부인 매니폴드와 매 트릭스부의 y방향으로만 구속을 하고 위쪽은 팽창이 가능하도록 풀어 둔 상태 이다.열 구조 해석결과
3.4.3
-인터쿨러 부분모델에 대하여 열 구조 해석을 수행하였다 온도 하중을 열하- . 중으로 적용하고 내부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 수행하였다 인터쿨러- . 는 여러 개의 층이 쌓여서 전체적인 모델이 되기 때문에 외부 층의 응력분포 와 내부 층의 응력분포도 고려해야 하므로 바깥층과 중간층으로 나누어 응력, 분포를 측정하였다. 해석 소요시간은 10분 정도이며 해석결과는, Fig. 20과 같이 경계조건에 따 라 매트릭스에 path A와 path B로 나누어 패스에 따른 그래프로 응력분포를, 나타내었다 적용하중에 따른 결과는 응력발생의 주된 요인을 찾기 위해 열하. 중과 압력하중으로 각각 해석을 수행하여 해석결과를 비교해 보았다 여러 층. 의 해석에서는 Fig. 8의 path와 응력이 크게 나타나는 가운데층 접합부의 응 력을 측정하기 위하여 path를 설정하였다.Fig. 20 Measuring path
는 각각 경계조건과 하중에 따른 바깥층과 중간층의
Fig. 21~25 von Mises 응력분포 그래프이다. Case 1의 결과를 살펴보면 바깥층에서는 경계조건이 적용된 부분에서 응력이 크게 나타나고 중간층에서는 두 매트릭스가 만나는
릭스 접합부에서의 응력이 바깥층에서의 응력보다 그 크기가 큰 것을 확인 할 수 있는데 이는 내부에 가해지는 압력보다 열하중에 의해 발생하는 열팽창이 방향의 구속으로 억제되기 때문에 내부에서 발생하는 것으로 해석된다 y . 의 결과는 내부에 가해지는 압력이 열하중에 비해 지배적인 것을 확인 Case 2 할 수 있으나 응력 값의 크기가 작은 것을 확인 할 수 있다. 위의 결과에서 알 수 있듯이 열교환기는 변위를 구속하는 경계조건에 매우 민감한 특성을 가지는 것을 알 수 있다.
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f) Thermal load
Fig. 22 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler full model in top layer (Case 2)
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f) Thermal load
(a) Thermal+pressure load1 (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f) Thermal load
Fig. 24 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler full model in middle layer (Case 2)
(a) Thermal+pressure load in Case 1 (b) Thermal+pressure load in Case 2
(c) Pressure load in Case 1 (d) Pressure load in Case 2
(e) Thermal load in Case 1 (f) Thermal load in Case 2
Fig. 25 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler model in top layer
(a) Thermal+pressure load in Case 1 (b) Thermal+pressure load in Case 2
(c) Pressure load in Case 1 (d) Pressure load in Case 2
(e) Thermal load in Case 1 (f) Thermal load in Case 2
Fig. 26 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of intercooler model in middle layer
4. 판형 열교환기의 형상에 따른 열 구조해석
-4.1. 전열면의 형상에 따른 비교해석
전열면의 굴곡 형상에 따른 해석은 전열면의 굴곡 형상에 따른 응력분포 결 과를 확인하기 위해서이다 굴곡형상은 두 가지의 모델을 설정하였는데 첫 번. , 째는 전체적인 굴곡을 가진 사인파형 모델이고 두 번째는 끝 부분에만 굴곡을 가지는 삼각형 모델이다 이 두 모델의 해석결과를 비교하여 더욱 안정적인. 모델을 선택해 앞으로의 해석에 적용시켜 사용하도록 한다.유한요소 모델링
4.1.1
인터쿨러 전열면의 굴곡형상은 Fig. 27과 같으며 Unigraphics NX4로 모델 링을 하였다 해석 프로그램은 상용코드인. ANSYS 11.0을 사용하였다 해석. 모델은 쉘요소를 사용하였다. 해석에 적용된 모델에는 4절점 쉘 요소(structural shell 181)를 사용하였 다 경계조건에 따른 해석에는 외부의 응력분포 뿐만 아니라 내부의 응력분포. 를 확인하기 위하여 6개의 층을 모델에 적용시켰다.(a) Sine-wave model (b) triangle model Fig. 27 Modeling of intercooler by geometric shape
해석 조건
4.1.2
앞의 3장에서 적립한 해석기법을 바탕으로 하여 기본 열 구조 해석의 하중 -조건으로 온도분포의 열하중과 인터쿨러 내부에 압력을 적용하였다 분위기. 온도는 350K가 적용되었고 내부 압력은 0.6 MPa(6 bar)이 적용되었다 해석. 모델에 적용된 온도와 압력 조건은 Table 1에 나타내었다. 현재 인터쿨러의 엔진 내 정확한 장착조건이 정해지지 않아서 Table 3의 의 구속조건을 적용시켜 브레이징 형상에 대한 해석을 수행하고 Case 1 , Case 두 가지의 경계조건을 설정하고 해석을 수행하였다 은 입 1, Case2, . Case 1 구부와 출구부인 매니폴드와 열교환이 이루어지는 매트릭스부에 위 아래, (y) 방향으로 플레이트가 적용 될 경우의 구속을 생각하여 위 아래 마지막 층, 의 방향을 구속을 하였고 방향은 팽창이 가능하도 (position A and B) y , x, z 록 구속을 하지 않은 상태이다. Case 2는 맨 아래층(B position)의 입구부와 출구부인 매니폴드와 매트릭스부의 y방향으로만 구속을 하고 위쪽은 팽창이 가능하도록 풀어 둔 상태이다 그리고.열 구조 해석 및 결과
4.1.3
-인터쿨러 전열면에서 사인파형 모델과 삼각형 모델, 2가지 타입의 굴곡형상 에 대하여 열 구조 해석을 수행하였다 온도 하중을 열하중으로 적용하고 내- . 부에 압력을 적용한 열 구조 해석을 수행하였다- .해석 조건에 따라 Fig. 20과 같이 전열면에 path A와 path B로 나누어, 에 따른 그래프로 응력분포를 나타내었다 적용하중에 따른 결과는 응력
path .
발생의 주된 요인을 찾기 위해 열하중과 압력하중으로 각각 해석을 수행하여 해석결과를 비교해 보았다.
보았다 그리고 적용하중에 따른 결과는 응력발생의 주된 요인을 찾기 위해. 열하중과 압력하중으로 각각 해석을 수행하여 해석결과를 비교해 보았다.
은 열하중과 압력하중이 같이 적용되는 해석조건 중 응력이 크게 나 Fig. 28
타나는 Case 1에서 가운데층의 두 모델의 응력분포를 비교한 것이다 결과를. 살펴보면 path A와 path B 의 두 path에서 전체적인 응력 레벨을 비교해 봤 을 때 두 모델 모두 압력하중과 열하중이 모두 적용된 경우에서 가장 큰 응력 을 나타내었으며 삼각형 모델에서의 응력 값이 사인파형 모델의 값에 비해 크 게 나타난 것을 확인할 수 있다. Fig. 29~36은 각각 열하중과 압력하중으로 각각 해석을 수행한 경계조건과 하중에 따른 바깥층과 중간층의 von Mises 응력분포 그래프이며 Table 5에 각각의 0.2mm 모델에서 구속조건과 하중에 따른 브레이징 부위의 응력 값을 제외한 path의 한 점에서의 응력 값들을 비 교하여 나타내었다. Case 2의 결과는 내부에 가해지는 압력이 열하중에 비해 지배적인 것을 확인할 수 있으나 응력 값이 작은 것을 확인 할 수 있다. 브레이징 형상에 대한 해석을 수행한 결과 브레이징이 된 영역에서 사인파 굴곡형상은 81 MPa의 응력 값이 나오는 반면 삼각형 굴곡형상에서는 361 의 높은 응력이 나타나는 것을 확인할 수 있다 은 브레이징 형상 MPa . Fig. 37 에 대한 응력분포를 나타내고 있다. 앞의 결과들에서 알 수 있듯이 사인파형 모델이 삼각형 모델에 비해 낮은 응력분포를 나타내었다 따라서 사인파형 모델이 더욱 안정적인 모델인 것을. 알 수 있다.
(a) Thermal+pressure load1 at Sine-wave model (b) Thermal+pressure load at Triangle model (c) Thermal+pressure load1 at Sine-wave model (d) Thermal+pressure load at Triangle model Fig. 28 Comparison between Sine-wave model and Triangle model
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
Fig. 30 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Sine-wave model in top layer (Case 2)
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
Fig. 32 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Sine-wave model in middle layer (Case 2)
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
Fig. 34 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Triangle model in top layer (Case 2)
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
(a) Thermal+pressure load (b) Thermal+pressure load
(c) Pressure load (d) Pressure load
(e) Thermal load (f)Thermal load
Fig. 36 Von Mises stress distribution by thermo-mechanical analysis of Triangle model in middle layer (Case 2)
Table 5 Analysis result of different corrugate shape
Corrugate type Load
case
Stress [MPa}
Top layer Middle layer
Sine wave model (case 1) Pressure 19 22
Thermal 57 62
Sine wave model (case 2) Pressure 17 15
Thermal 0 0
Triangle model (case 1) Pressure 27 72
Thermal 92 138
Triangle model (case 2) Pressure 12 14
Thermal 0 0
(a) Sine wave model (b) triangle model Fig. 37 Stress distribution for brazed model
5. 설계변수에 대한 영향분석
인터쿨러의 전열면에 대하여 수행한 기본 해석기법과 굴곡 형상을 바탕으로 앞의 해석에서 주어진 압력조건과 온도조건 하에서 안전성과 경제성을 고려한 전열면 최적의 치수를 찾기 위하여 여러 가지 형상 변수를 적용하여 해석을 수행하였다 변수는. Table 6과 같이 전열면 판의 두께 피치 높이 비, / (=P/H 그리고 판의 층간 교차 각도로 설정하였다 첫 번째 변수인 두께는 ratio) . 가지로 설정하였으며 두 번째 변수인 비는 0.1, 0.2, 0.3 mm 3 , P/H 2.2, 2.6, 으로 설정하였다 마지막으로 세 번째 변수인 교차 각도는 3.0 . 30°, 60°, 90° 로 설정하였으며 Fig. 38에 변수에 대한 형상을 나타내었다 위의 세 가지 변. 수에 대한 각각의 치수를 적용하여 총 27가지의 해석을 수행하였다.Fig. 38 Definition of each parameters
Table 6 Geometric parameters
Parameter Range Design variable Plate thickness 0.1, 0.2, 0.3 mm Pitch/Height ratio 2.2, 2.6, 3.0 Intersection angle 30°, 60°, 90°
5.1. 전열면 두께변화에 따른 열 구조해석
-전열면의 두께변화에 따른 해석은 아직 인터쿨러의 -전열면의 두께가 정해지 지 않았고 일반적인 압력하중에 따른 응력분포는 두께의 증가에 감소하는 경 향을 나타내지만 열하중이 가해지는 경우 두께증가에 따른 열팽창에 의해 응 력이 증가하는 경향을 나타내기도 한다 따라서 전열면에 두께에 대한 변수를. 적용시켜 압력하중과 열하중에 대한 해석을 수행 할 필요가 있다.유한요소 모델링
5.1.1
인터쿨러 전열면에 적용된 두께에 대한 형상은 Fig. 39와 같으며 로 모델을 생성하고 해석 프로그램인 에서 두 Unigraphics NX4 ANSYS 11.0 께를 조절하여 사용하였다. 해석 모델은 쉘(Shell) 부분모델로 Fig. 40에 나타내었으며, 4절점 쉘 요소 를 사용하였다 해석에 적용된 모델에는 개의 (Structural shell 181) . 152,499 요소와 153,892개의 절점이 사용되었다. 0.1 mm 0.2 mm 0.3 mm Fig. 39 Different plate thickness0.1 mm 0.2 mm 0.3 mm Fig. 40 FE model of different plate thickness
해석 조건
5.1.2
앞에서 적립한 기본해석기법과 굴곡 형상을 바탕으로 하여 기본 열 구조 해 -석의 온도하중과 내부에 압력을 적용하였다. 현재 인터쿨러의 엔진 내 정확한 장착조건이 정해지지 않았지만 Table 3의 과 같이 위 아래가 완전히 구속된 조건과 같이 악조건에 대한 안전성 Case 1 , 평가를 하기 세 가지의 두께조건에 따라 각각 Case 1의 한 가지 경계조건을 설정하여 해석을 수행하였다. Case 1은 입구부와 출구부인 매니폴드와 열교 환이 이루어지는 매트릭스부에 위 아래, (y)방향으로 플레이트가 적용 될 경우 의 구속을 생각하여 위 아래 마지막 층, (position A and B)의 y방향을 구속을 하였고, x, z 방향은 팽창이 가능하도록 구속을 하지 않은 상태이다.열 구조 해석 및 결과
5.1.3
-전열면의 두께변화에 따른 해석은 온도 하중을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용하고 각 두께의 조건에 따라 P/H ratio와 교차각을 변화시켜 해석 을 수행하였다. 해석결과는 Fig. 41과 같이 가운데층에서 브레이징이 되는 A 부분을 제외한 곳에서 나타나는 B 부분에서의 가장 큰 응력 값을 추출하여 판의 두께에 따라 그래프로 응력분포를 나타내었다 결과는 가장 큰 응력이 큰 응력이 발. 생하는 열과 압력이 동시에 작용하는 하중으로 해석을 수행하였다.
Fig. 41 Measuring point
는 각각의 교차 각도와 를 적용시킨 모델을 두께를 Fig. 42~44 P/H ratio 달리하여 해석한 결과를 나타낸 그래프이다 결과를 살펴보면 세 가지 그래프. 모두 0.1 mm에서 가장 응력이 높게 나타났으며 두께가 두꺼워질수록 모든 해석케이스에서 응력 값이 낮아지는 것을 알 수 있다 그리고 두께가 두꺼워. 질수록 응력의 감소 정도가 작아지게 되는데, 0.1~0.2 mm의 두께증가에서는 압력하중에 대한 응력을 감소시키는 효과가 크지만 0.2~0.3 mm에서는 열팽 창에 대한 영향이 커져서 응력 감소의 폭이 낮아지는 것을 알 수 있다.
Fig. 42 Stress distribution of plate thickness at 30°
5.2. 전열면 단면의 비율
(P/H)
변화에 따른 열 구조해석
-전열면 단면의 비율변화에 따른 해석은 Fig. 38과 같이 굴곡 면에서 높이와 길이의 비에 따라 달라지는 영향을 살펴보기 위하여 Pitch/Height의 비를 으로 변화시켜 그에 따른 해석을 수행하였다 전열면의 2.2, 2.6, 3.0 . P/H 에 따라 굴곡의 형상이 가파르고 완만함의 정도가 달라지기 때문에 단면 ratio 의 비율 변화에 대한 영향을 확인할 필요가 있어 해석을 수행하였다.유한요소 모델링
5.2.1
인터쿨러 전열면에 적용된 P/H ratio에 대한 형상은 Fig. 45와 같으며 로 각각의 모델을 생성 하였고 해석 프로그램은 Unigraphics NX4 ANSYS 을 사용하였다 해석 모델은 쉘요소를 사용한 부분모델로 에 나타 11.0 . Fig. 46 내었으며, 4절점 쉘 요소(Structural shell 181)를 사용하였다. 2.2 2.6 3.02.2 2.6 3.0 Fig. 46 FE model of different P/H ratio
열 구조 해석 및 결과
5.2.2
-전열면의 두께변화에 따른 해석은 온도 하중을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용하고 각 두께의 조건에 따라 P/H ratio와 교차 각도를 변화시켜 해석을 수행하였다. 해석결과는 Fig. 41과 같이 가운데층에서 브레이징이 되는 A 부분을 제외 한 곳에서 나타나는 B 부분에서의 가장 큰 응력 값을 추출하여 판의 두께에 따라 그래프로 응력분포를 나타내었다 결과는 가장 큰 응력이 큰 응력이 발. 생하는 열과 압력이 동시에 작용하는 하중으로 해석을 수행하였다. 는 각각의 두께와 교차 각도와 적용시킨 모델을 두께를 달리하 Fig. 47~49 여 해석한 결과를 나타낸 그래프이다 결과를 살펴보면. 2.2 ratio에서 응력이 가장 높게 나타났으며 2.6, 3.0으로 ratio가 커질수록 응력 값이 낮아지는 것 을 알 수 있다 이는 굴곡의 정도가 완만할수록 발생하는 응력의 레벨이 감소. 한다는 것을 알 수 있다.Fig. 47 Stress distribution of P/H ratio at 0.1 mm
5.3. 전열면 교차각도 변화에 따른 열 구조해석
-전열면 층의 교차각도 변화에 따른 해석은 Fig. 50과 같이 판의 층간 교차 하는 각도의 변화에 따라 달라지는 영향을 살펴보기 위하여 교차 각도를 30°, 으로 변화시켜 그에 따른 해석을 수행하였다 전열면의 교차 각도에 60°, 90° . 따라 위 아래의 판이 만나는 부위가 달라지기 때문에 판의 층간 교차 각도, 변화에 따른 영향을 알아볼 필요가 있어 해석을 수행하였다.유한요소 모델링
5.3.1
인터쿨러 전열면에 적용된 P/H ratio에 대한 형상은 Fig. 51과 같으며 로 각각의 모델을 생성 하였고 해석 프로그램은 Unigraphics NX4 ANSYS 을 사용하였다 해석 모델은 쉘요소를 사용한 부분모델로 에 나타 11.0 . Fig. 52 내었으며, 4절점 쉘 요소(Structural shell 181)를 사용하였다. 30° 60° 90°Fig. 51 Modeling of different intersection angle
30° 60° 90°
열 구조 해석 및 결과
5.3.2
-전열면의 교차 각도 변화에 따른 해석은 온도 하중을 열하중으로 적용하고 내부에 압력을 적용하고 각 교차 각도의 조건에 따라 P/H ratio와 두께를 변 화시켜 해석을 수행하였다. 해석결과는 Fig. 41과 같이 가운데층에서 브레이징이 되는 A 부분을 제외 한 곳에서 나타나는 B 부분에서의 가장 큰 응력 값을 추출하여 그래프로 응 력분포를 나타내었다 적용하중에 따른 결과는 가장 큰 응력이 큰 응력이 발. 생하는 열과 압력이 동시에 작용하는 하중으로 해석을 수행하였다. 는 각각의 와 판의 두께를 적용시킨 모델에 교차 각도 Fig. 53~55 P/H ratio 를 달리하여 해석한 결과를 나타낸 그래프이다 결과를 살펴보면 교차각도가. 에서 응력이 가장 높게 나타났으며 각도가 증가할수록 모든 해석케이스에 30° 서 응력 값이 낮아지는 것을 알 수 있다 이는 교차각이 커지면서 점점 아래. 위 대칭형상을 만들기 때문에 대칭에 따른 분산으로 인해 응력값이 감소한다 는 것을 알 수 있다.Fig. 53 Stress distribution of intersection angle at 2.2 ratio
u
Fig. 55 Stress distribution of intersection angle at 3.0 ratio
6. 결론
본 논문은 항공기용 판형열교환기의 구조해석을 위해 유한요소법을 사용하 여 엔진의 작동 환경에서 열하중과 압력에 의한 열 구조 해석을 수행하였고 -이를 통하여 판형 열교환기에서의 전열면에 대한 구조적 안전성을 평가하였으 며 다음과 같은 결론을 얻었다. 열 구조 해석을 수행한 결과 전체 응력에서 열응력의 비중이 크게 나타 1. - , 나는 것을 확인 압력하중에 비해 열하중에 의해 발생되는 열응력이 지배적인, 것을 확인하였다 특히 열하중에서 발생하는 응력이 구속을 풀어준 경우 발생. 하지 않는 것에 비하여 완전히 구속된 경우 응력이 훨씬 크게 발생하므로 열 교환기는 변위를 구속하는 경계조건에 매우 민감한 특성을 가지는 것을 확인 하였다. 형상 변수에 따른 특성 알아보기 위해 유한요소법을 이용한 해석을 수행 2. 하였다 두께가. 0.3mm, P/H ratio가 3.0, 그리고 교차 각이 90°에서 가장 좋 은 값을 나타내지만 항공기엔진 설계의 중요한 점인 무게를 고려할 경우 주, 어진 조건의 항복응력을 만족하는 0.2 mm 두께가 적합하다고 판단된다 이런. 응력 감소에 대한 전열면에서의 변수들 중에서 두께에 대한 민감도가 가장 큰 것을 확인할 수 있다. 항공기용 판형 열교환기의 전열면에 대한구조해석에 필요한 구조 모델리 3. 오가 유한요소해석은 상용코드인 ANSYS를 활용하여 해석의 과정과 해석결과 를 이용한 상세 설계과정을 표준화하여 설계 프로젝트에 활용할 수 있다.참고문헌
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