熱風(fēng)爐閥聲振耦合有限元分析

　　為了減小熱風(fēng)爐閥在運行時(shí)噪音對周?chē)�居民的影響，運用有限元分析軟件ANSYS對某熱風(fēng)爐閥結構及周?chē)�聲�?chǎng)進(jìn)行分析。在流體運動(dòng)管道聲場(chǎng)、小孔噴注消音等相關(guān)理論基礎上，建立了結構、流體、聲場(chǎng)有限元模型。通過(guò)建模、劃分網(wǎng)格、加載、求解以及后處理等步驟，對該閥體及附近區域流體進(jìn)行聲振耦合計算分析。結果表明：帶孔板結構在孔徑為4mm時(shí)，厚度為20mm時(shí)，該閥體的結構形式的消音效果比到較理想，能為熱風(fēng)爐閥減噪設計提供一定的參考依據。

　　引言

　　熱風(fēng)爐是鋼鐵冶煉設備高爐的一個(gè)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(guò)程中經(jīng)常要調節氣體流量的大小，以配合各種工況下鋼鐵的冶煉。為了實(shí)現自由調節氣流目的，真空技術(shù)網(wǎng)(http://likelearn.cn/)認為需要用閥或閥組的開(kāi)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(lèi)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(jìn)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(dòng)，又由于閥或閥組在此過(guò)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(zhù)重要的實(shí)際意義。

　　筆者以某熱風(fēng)爐閥為研究對象進(jìn)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?chē)鷧^域流體進(jìn)行分析。重點(diǎn)計算了閥體及閥體周?chē)�的聲�?chǎng)，得到了閥體周?chē)�一定區域內噪音值，以期通過(guò)改變結構以達到減噪的效果，并期望此計算結果能對熱風(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

1.1、聲學(xué)Helmholtz波動(dòng)方程

　　解決聲學(xué)外聲場(chǎng)問(wèn)題的最終目的就是要求解某個(gè)特定問(wèn)題的Helmholtz(人名：亥姆霍茲)波動(dòng)方程的解，而聲學(xué)Helmholtz方程是結合了聲波的連續方程、運動(dòng)方程和物態(tài)方程推導得來(lái)的。

　　(1) 式(1)中：k=2πf/c為波數；ω=2πf為角頻率；f為頻率；λ為對應的波長(cháng)；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

　　聲音作用于結構上的聲壓載荷可以看作是附加的法線(xiàn)載荷，可得到動(dòng)力學(xué)方程如下：

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

　　在流體和結構耦合的位置處，結構法線(xiàn)方向的振動(dòng)速度與流體法線(xiàn)方向的振動(dòng)速度相同，在流固耦合交界面處，結構的振動(dòng)速度可以看作是聲音的附加速度輸入，這時(shí)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(xiě)成一個(gè)矩陣的形式，并進(jìn)行耦合處理，得到耦合聲學(xué)方程：

　　(4) 式(4)中：Ks為結構網(wǎng)格上沒(méi)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為結構網(wǎng)格上沒(méi)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為結構網(wǎng)格上沒(méi)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(chǎng)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(gè)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(guò)程中噪音主要源自氣體流動(dòng)時(shí)對固體管壁產(chǎn)生沖擊而產(chǎn)生的機械振動(dòng)噪音和氣體湍流振動(dòng)的氣動(dòng)噪音。該閥結構是依據小孔噴流消音機理，小孔噴注消音的設計機理是根據科學(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(shí)，人耳能聽(tīng)到的低頻噪音能被降低，以達到減噪的作用；同時(shí)若在中間部分加入一個(gè)活塞來(lái)回的滑動(dòng)，以達到控制流量的效果，故該閥體兼有消音減壓的效果。

圖1 閥體結構示意圖

　　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(guò)柱板再進(jìn)入大容積腔體，最后再通過(guò)管道出口流出，整個(gè)過(guò)程既實(shí)現了閥體減壓的效果，也實(shí)現了減噪的效果。

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，其具體尺寸為內徑150mm，外徑160mm，底板厚度為10mm，然后再在其外圍建立一個(gè)半徑為200mm的實(shí)心圓柱體，將實(shí)心圓柱體減去帶孔柱板，得到如圖3的實(shí)體流體模型。再在外部建立一個(gè)半徑為600mm的球形區域用來(lái)模擬周?chē)�的聲�?chǎng)，也即是周?chē)�的流體。結構模型如圖4所示，其模型透視如圖5所示。

圖2 帶孔柱板圖

圖3 內部流體

圖4 周?chē)�聲�?chǎng)模型圖

圖5 線(xiàn)可視模型圖

　　2.2.2、建立有限元模型

　　對于三維聲學(xué)問(wèn)題，ANSYS(有限元分析軟件)聲場(chǎng)分析指定了兩種單元類(lèi)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(lái)構造包圍Fluid30單元的無(wú)限外殼。利用兩種單元類(lèi)型可以構造流體部分的模型，然后利用相應的結構單元Solid185構造固體模型。只有Fluid30單元才能與結構單元相接觸；Fluid130單元只能與Fluid30單元相接觸，而不能直接與結構單元接觸.由于A(yíng)NSYS的以上功能，故分別選用Solid185單元來(lái)模擬結構模型，選用Fluid30來(lái)模擬與固體接觸的流體部分，選用Fluid130單元用來(lái)構造無(wú)限外殼。

　　結構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(wú)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，又導致整個(gè)柱板的單元數過(guò)多而加大計算負擔甚至無(wú)法計算。故采用Solid185單元對柱板上小孔進(jìn)行切分之后再進(jìn)行網(wǎng)格劃分，切分之后的柱板結構如圖6所示，切分之后對柱板兩端和底板進(jìn)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，單元尺寸設置為40mm，劃分網(wǎng)格圖如圖10所示。

圖6 切分之后模型圖

圖7 切分之后網(wǎng)格圖

圖8 中間流體網(wǎng)格圖

圖9 中間流體網(wǎng)格正視圖

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(gè)單獨的部分，只有通過(guò)耦合才能使流體和固體進(jìn)行有效關(guān)聯(lián)從而實(shí)現計算，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(wú)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。最后設置計算參數并計算，設置步長(cháng)為20，范圍從500至1000。

圖11 流固耦合交界面(整體視圖)

圖12 流固耦合交界面(局部視圖)

圖13 無(wú)限外殼定義吸聲屬性

3、聲場(chǎng)分析與結論

　　隨著(zhù)人們對其所居住環(huán)境越來(lái)越重視，環(huán)保部門(mén)開(kāi)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范。工業(yè)企業(yè)環(huán)境標準所允許的最大噪音值為90dB，實(shí)際普通熱風(fēng)爐閥在啟閉時(shí)產(chǎn)生的噪音高達120dB，嚴重地污染了周?chē)�的環(huán)境。對該有限元模型求解計算成功后通過(guò)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(mǎn)足相關(guān)法律法規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。

圖14 聲壓級分布云圖

4、結語(yǔ)

　　通過(guò)對某熱風(fēng)爐系統中閥做聲振耦合有限元計算，并分析聲場(chǎng)結果，最后可得出以下幾點(diǎn)結論：

　　a.進(jìn)一步從模擬仿真角度論證了小孔噴流是減小噪音的有效途徑之一。

　　b.僅當小孔的直徑為4mm左右時(shí)，消音減噪的效果較佳。若是孔徑太小，小孔容易被氣體中的雜質(zhì)堵塞，若是孔徑過(guò)大，又不能將高頻噪音濾去，達不到消音減噪的效果。

　　c.計算過(guò)程及計算結果表明，ANSYS是一款比較實(shí)用的有限元處理軟件，其用戶(hù)界面良好，前、后處理功能強大，計算精確度高，是求解聲場(chǎng)分布行之有效的有限元處理軟件。