為了減小熱風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對某熱風爐閥結構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理論基礎上，建立了結構、流體、聲場有限元模型。通過建模、劃分網格、加載、求解以及后處理等步驟，對該閥體及附近區域流體進行聲振耦合計算分析。結果表明：帶孔板結構在孔徑為4mm時，厚度為20mm時，該閥體的結構形式的消音效果比到較理想，能為熱風爐閥減噪設計提供一定的參考依據。

　　引言

　　熱風爐是鋼鐵冶煉設備高爐的一個重要組成部分。熱風爐的主要作用是把鼓風加熱到要求的溫度，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。為了實現自由調節氣流目的，真空技術網(http://smsksx.com/)認為需要用閥或閥組的開啟或關閉。其中閥在啟閉瞬間產生巨大的噪音，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，屬于易發生損壞失效的部件，故對熱風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。

　　筆者以某熱風爐閥為研究對象進行聲固耦合分析，主要從模態振型和聲固耦合等方面對閥體和閥周圍區域流體進行分析。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域內噪音值，以期通過改變結構以達到減噪的效果，并期望此計算結果能對熱風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Helmholtz波動方程

　　解決聲學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Helmholtz方程是結合了聲波的連續方程、運動方程和物態方程推導得來的。

　　(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；為拉普拉斯算子；為聲波在流體介質中的傳播速度；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)為靜態聲壓；q(x，y，z)=q0(x，y，z)+q′(x，y，z)為附加質量；q0(x，y，z)為初始質量。

1.2、耦合聲學有限元方程

　　聲音作用于結構上的聲壓載荷可以看作是附加的法線載荷，可得到動力學方程如下：

　　(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，結構的振動速度可以看作是聲音的附加速度輸入，這時聲學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，得到耦合聲學方程：

　　(4) 式(4)中：Ks為結構網格上沒有受到約束部分的剛度矩陣；Ka為模態中聲學剛度矩形；Ms為結構網格上沒有受到約束部分的質量矩陣；Ma為模態中聲學質量矩形；Cs為結構網格上沒有受到約束部分的阻尼矩陣；Ca為模態中聲學阻尼矩形.ρ0為靜態聲壓；為激勵荷載；ω=2πf為角頻率；{pi｝為壓力矩陣；為聲學激勵；{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所示即為某熱風爐管道的一個閥體，當氣態流體從左端入口流入，隨活塞推移而經穿孔柱板流入腔體，該過程中噪音主要源自氣體流動時對固體管壁產生沖擊而產生的機械振動噪音和氣體湍流振動的氣動噪音。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院聲學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。

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，整個過程既實現了閥體減壓的效果，也實現了減噪的效果。

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的球形區域用來模擬周圍的聲場，也即是周圍的流體。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 周圍聲場模型圖

圖5 線可視模型圖

　　2.2.2、建立有限元模型

　　對于三維聲學問題，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，用來構造包圍Fluid30單元的無限外殼。利用兩種單元類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ANSYS的以上功能，故分別選用Solid185單元來模擬結構模型，選用Fluid30來模擬與固體接觸的流體部分，選用Fluid130單元用來構造無限外殼。

　　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格，小孔邊緣位置網格質量很差，若是要保證小孔邊緣的網格質量，又導致整個柱板的單元數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，劃分網格之后的網格如圖7所示。對中間部分的流體采用Fluid30單元智能方式劃分，劃分之后的網格如圖8所示，中間網格局部視圖如圖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，劃分網格圖如圖10所示。

圖6 切分之后模型圖

圖7 切分之后網格圖

圖8 中間流體網格圖

圖9 中間流體網格正視圖

圖10 中間流體網格正視圖

　　2.2.3、加載與求解

　　劃分網格后，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聯從而實現計算，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 無限外殼定義吸聲屬性

3、聲場分析與結論

　　隨著人們對其所居住環境越來越重視，環保部門開始慢慢地關注和管制噪音的危害，而且出臺了相關限制噪音的標準和規范。工業企業環境標準所允許的最大噪音值為90dB，實際普通熱風爐閥在啟閉時產生的噪音高達120dB，嚴重地污染了周圍的環境。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

　　通過對某熱風爐系統中閥做聲振耦合有限元計算，并分析聲場結果，最后可得出以下幾點結論：

　　a.進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，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堵塞，若是孔徑過大，又不能將高頻噪音濾去，達不到消音減噪的效果。

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