熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

2014-08-25 鄭賢中武漢工程大學(xué)機電工程學(xué)院

　　為了減小熱風(fēng)爐閥在運行時噪音對周圍居民的影響，運用有限元分析軟件ANSYS對某熱風(fēng)爐閥結(jié)構(gòu)及周圍聲場進行分析。在流體運動管道聲場、小孔噴注消音等相關(guān)理論基礎(chǔ)上，建立了結(jié)構(gòu)、流體、聲場有限元模型。通過建模、劃分網(wǎng)格、加載、求解以及后處理等步驟，對該閥體及附近區(qū)域流體進行聲振耦合計算分析。結(jié)果表明：帶孔板結(jié)構(gòu)在孔徑為4mm時，厚度為20mm時，該閥體的結(jié)構(gòu)形式的消音效果比到較理想，能為熱風(fēng)爐閥減噪設(shè)計提供一定的參考依據(jù)。

　　引言

　　熱風(fēng)爐是鋼鐵冶煉設(shè)備高爐的一個重要組成部分。熱風(fēng)爐的主要作用是把鼓風(fēng)加熱到要求的溫度，用以提高高爐的效益和效率。但是在冶煉過程中經(jīng)常要調(diào)節(jié)氣體流量的大小，以配合各種工況下鋼鐵的冶煉。為了實現(xiàn)自由調(diào)節(jié)氣流目的，真空技術(shù)網(wǎng)(http://genius-power.com/)認為需要用閥或閥組的開啟或關(guān)閉。其中閥在啟閉瞬間產(chǎn)生巨大的噪音，而噪聲又已成為威脅人類生存的三大公害之一，噪聲對人們的心理和生理都有嚴重的影響。故需要對閥組進行聲學(xué)仿真分析，以期能得到閥組的噪音值，從而判定噪聲危害的程度，而該噪聲產(chǎn)生的主要原因是振動，又由于閥或閥組在此過程中的使用頻率高，屬于易發(fā)生損壞失效的部件，故對熱風(fēng)爐閥做聲固耦合分析對減噪和強度校核有著重要的實際意義。

　　筆者以某熱風(fēng)爐閥為研究對象進行聲固耦合分析，主要從模態(tài)振型和聲固耦合等方面對閥體和閥周圍區(qū)域流體進行分析。重點計算了閥體及閥體周圍的聲場，得到了閥體周圍一定區(qū)域內(nèi)噪音值，以期通過改變結(jié)構(gòu)以達到減噪的效果，并期望此計算結(jié)果能對熱風(fēng)爐閥減噪有一定的參考意義。

1、聲振耦合有限元分析理論基礎(chǔ)

1.1、聲學(xué)Helmholtz波動方程

　　解決聲學(xué)外聲場問題的最終目的就是要求解某個特定問題的Helmholtz(人名：亥姆霍茲)波動方程的解，而聲學(xué)Helmholtz方程是結(jié)合了聲波的連續(xù)方程、運動方程和物態(tài)方程推導(dǎo)得來的。

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

　　(1) 式(1)中：k=2πf/c為波數(shù)；ω=2πf為角頻率；f為頻率；λ為對應(yīng)的波長；為拉普拉斯算子；為聲波在流體介質(zhì)中的傳播速度；p(x，y，z)=p0(x，y，z)+p′(x，y，z)為流體的聲壓；p0(x，y，z)為初始位置流體聲壓；ρ(x，y，z)=ρ0(x，y，z)+ρ′(x，y，z)為流體的密度；ρ0(x，y，z)為靜態(tài)聲壓；q(x，y，z)=q0(x，y，z)+q′(x，y，z)為附加質(zhì)量；q0(x，y，z)為初始質(zhì)量。

1.2、耦合聲學(xué)有限元方程

　　聲音作用于結(jié)構(gòu)上的聲壓載荷可以看作是附加的法線載荷，可得到動力學(xué)方程如下：

　　(Ks+jωCs-ω2Ms)·{ui｝+Kc{pi｝={Fsi｝ (2)

　　在流體和結(jié)構(gòu)耦合的位置處，結(jié)構(gòu)法線方向的振動速度與流體法線方向的振動速度相同，在流固耦合交界面處，結(jié)構(gòu)的振動速度可以看作是聲音的附加速度輸入，這時聲學(xué)方程變化為如下方程(3)所示：

　　(Ka+jωCa-ω2Ma)·{pi｝-ω2Mc{ui｝={Fai｝ (3)

　　將方程(2)、(3)寫成一個矩陣的形式，并進行耦合處理，得到耦合聲學(xué)方程：

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

　　(4) 式(4)中：Ks為結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上沒有受到約束部分的剛度矩陣；Ka為模態(tài)中聲學(xué)剛度矩形；Ms為結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上沒有受到約束部分的質(zhì)量矩陣；Ma為模態(tài)中聲學(xué)質(zhì)量矩形；Cs為結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上沒有受到約束部分的阻尼矩陣；Ca為模態(tài)中聲學(xué)阻尼矩形.ρ0為靜態(tài)聲壓；為激勵荷載；ω=2πf為角頻率；{pi｝為壓力矩陣；為聲學(xué)激勵；{ui｝為固體位移矩陣；ω=2πf為角頻率。

2、微穿孔板消聲閥體聲場計算

2.1、工程閥體概述

　　圖1所示即為某熱風(fēng)爐管道的一個閥體，當氣態(tài)流體從左端入口流入，隨活塞推移而經(jīng)穿孔柱板流入腔體，該過程中噪音主要源自氣體流動時對固體管壁產(chǎn)生沖擊而產(chǎn)生的機械振動噪音和氣體湍流振動的氣動噪音。該閥結(jié)構(gòu)是依據(jù)小孔噴流消音機理，小孔噴注消音的設(shè)計機理是根據(jù)科學(xué)院聲學(xué)研究所馬大猷教授等人提出的小孔噴，注噪聲極其控制理論，從發(fā)聲機理上使它的干擾噪聲減少，由于噴注噪聲峰值頻率與噴口直徑成反比，若噴口直徑變小，噴口輻射的噪聲能量將從低頻移向高頻，于是低頻噪聲被降低，高頻噪聲反而增高。經(jīng)試驗表明，當孔徑d≤4mm時，人耳能聽到的低頻噪音能被降低，以達到減噪的作用；同時若在中間部分加入一個活塞來回的滑動，以達到控制流量的效果，故該閥體兼有消音減壓的效果。

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖1 閥體結(jié)構(gòu)示意圖

　　故選用孔徑為4mm的穿孔板焊接在熱風(fēng)爐管道中，左端是管道入口，右端是管道出口，中間部分為帶孔柱板，氣體經(jīng)左端通過柱板再進入大容積腔體，最后再通過管道出口流出，整個過程既實現(xiàn)了閥體減壓的效果，也實現(xiàn)了減噪的效果。

2.2、有限元計算

　　2.2.1、建立幾何模型

　　建立如圖2所示的帶孔柱板，其具體尺寸為內(nèi)徑150mm，外徑160mm，底板厚度為10mm，然后再在其外圍建立一個半徑為200mm的實心圓柱體，將實心圓柱體減去帶孔柱板，得到如圖3的實體流體模型。再在外部建立一個半徑為600mm的球形區(qū)域用來模擬周圍的聲場，也即是周圍的流體。結(jié)構(gòu)模型如圖4所示，其模型透視如圖5所示。

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖2 帶孔柱板圖

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圖3 內(nèi)部流體

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圖4 周圍聲場模型圖

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖5 線可視模型圖

　　2.2.2、建立有限元模型

　　對于三維聲學(xué)問題，ANSYS(有限元分析軟件)聲場分析指定了兩種單元類型：三維模型的流體部分分別使用Fluid30(ANSYS軟件中的一種單元)單元和Fluid130(ANSYS軟件中的另一種流體單元)，且Fluid130單元必須和Fluid30一起使用，用來構(gòu)造包圍Fluid30單元的無限外殼。利用兩種單元類型可以構(gòu)造流體部分的模型，然后利用相應(yīng)的結(jié)構(gòu)單元Solid185構(gòu)造固體模型。只有Fluid30單元才能與結(jié)構(gòu)單元相接觸；Fluid130單元只能與Fluid30單元相接觸，而不能直接與結(jié)構(gòu)單元接觸.由于ANSYS的以上功能，故分別選用Solid185單元來模擬結(jié)構(gòu)模型，選用Fluid30來模擬與固體接觸的流體部分，選用Fluid130單元用來構(gòu)造無限外殼。

　　結(jié)構(gòu)模型采用普通低碳鋼制作，其材料屬性分別為彈性模型Ex為2.1×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.85×10-9t/mm3，流體模型需要定義速度和密度，速度為3.44×105mm/s，密度為1.21×10-12t/mm3，無限外殼的聲速為2×103mm/s。

　　由于柱板有很多小孔，若是不作處理自由劃分網(wǎng)格，小孔邊緣位置網(wǎng)格質(zhì)量很差，若是要保證小孔邊緣的網(wǎng)格質(zhì)量，又導(dǎo)致整個柱板的單元數(shù)過多而加大計算負擔甚至無法計算。故采用Solid185單元對柱板上小孔進行切分之后再進行網(wǎng)格劃分，切分之后的柱板結(jié)構(gòu)如圖6所示，切分之后對柱板兩端和底板進行掃掠劃分，然后對有小孔的中間柱板部分采用智能劃分，劃分網(wǎng)格之后的網(wǎng)格如圖7所示。對中間部分的流體采用Fluid30單元智能方式劃分，劃分之后的網(wǎng)格如圖8所示，中間網(wǎng)格局部視圖如圖9所示。對外圍球體部分采用Fluid30單元自由劃分，單元尺寸設(shè)置為40mm，劃分網(wǎng)格圖如圖10所示。

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖6 切分之后模型圖

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圖7 切分之后網(wǎng)格圖

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圖8 中間流體網(wǎng)格圖

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圖9 中間流體網(wǎng)格正視圖

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖10 中間流體網(wǎng)格正視圖

　　2.2.3、加載與求解

　　劃分網(wǎng)格后，由于流體和固體是兩個單獨的部分，只有通過耦合才能使流體和固體進行有效關(guān)聯(lián)從而實現(xiàn)計算，故在流體和固體交界面處定義流固耦合面，即FSI(流固耦合)如圖11和圖12所示。然后在柱板入口處施加0.25MPa的入口壓力。再在無限外殼面定義吸聲屬性，此處吸聲屬性定義為1，即全吸聲屬性，如圖13所示。最后設(shè)置計算參數(shù)并計算，設(shè)置步長為20，范圍從500至1000。

熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

圖11 流固耦合交界面(整體視圖)

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圖12 流固耦合交界面(局部視圖)

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圖13 無限外殼定義吸聲屬性

3、聲場分析與結(jié)論

　　隨著人們對其所居住環(huán)境越來越重視，環(huán)保部門開始慢慢地關(guān)注和管制噪音的危害，而且出臺了相關(guān)限制噪音的標準和規(guī)范。工業(yè)企業(yè)環(huán)境標準所允許的最大噪音值為90dB，實際普通熱風(fēng)爐閥在啟閉時產(chǎn)生的噪音高達120dB，嚴重地污染了周圍的環(huán)境。對該有限元模型求解計算成功后通過后處理，得到如圖14所示聲壓級云圖，從該圖中可看出最大的聲壓級值為79.2dB。由此可知采用該新型減壓閥能從模擬仿真方面得到的噪音值滿足相關(guān)法律法規(guī)所要求控制的噪音范圍，可推知小孔噴注是一種行之有效的減噪方法，但必須要選用合理的小孔孔徑及排列方式。

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