DN65通海閥聲學(xué)特性分析

1、DN65通海閥聲學(xué)特性分析 以典型DN65通海閥為對象，采用數(shù)值仿真的手段，對通海閥聲學(xué)現(xiàn)狀和構(gòu)造特性開展分析研究。同時，利用LMS振動測試儀器對DN65通海閥的模態(tài)頻率和模態(tài)阻尼開展了測試，比照分析仿真計算和試驗測試的結(jié)果，證明了仿真計算的可信性和正確性。 通海閥作為管路系統(tǒng)的重要組成部分，除了其自身流體控制功能外，還是管路系統(tǒng)的噪聲源之一，對系統(tǒng)流噪聲和構(gòu)造噪聲均有明顯的影響。當(dāng)流體通過閥門時，其流動狀況發(fā)生激烈的變化；由于閥板的節(jié)流作用，流體在閥門前后激烈地混攪、沖擊，同時壓力也有劇烈的變化。從流體動力學(xué)觀點解釋，流體在閥前具有較高的壓力勢能，通過閥門時，流體加速，使勢能轉(zhuǎn)變?yōu)閯幽?；同時

2、有一部分能量轉(zhuǎn)變?yōu)槁暷?，以噪聲的形式輻射出來。大多?shù)情況下，閥門下游的噪聲比上游更強烈。 本文以典型DN65通海閥為研究對象，通過流體動力計算、構(gòu)造有限元分析等技術(shù)手段，對DN65通海閥的流體性能、流動噪聲性能開展研究。同時，利用LMS振動測試儀器對DN65通海閥的模態(tài)頻率和模態(tài)阻尼開展了測試，比照分析仿真計算和試驗測試的結(jié)果，證明了仿真計算的可信性和正確性。 1、流場特性分析 以典型DN65通海閥為研究對象，采用計算流體動力學(xué)CFD軟件中FLUENT8,9對閥件內(nèi)部流道的流動特性和噪聲特性開展分析。流場分析過程中，流體為不可壓縮的牛頓流體。流體密度：1025 kg/m3；動力粘度：0.001

3、 054 kg/ms。根據(jù)實際工作狀況，DN65通海閥的過流量約為20m3/h，按照雷諾數(shù)計算公式Re = vl，DN65通海閥的雷諾數(shù)約為72 409，遠大于2300，因此，通海閥內(nèi)流體流動狀態(tài)均為湍流，應(yīng)選擇標(biāo)準(zhǔn)k-湍流模型。分析時，設(shè)定通海閥入口為速度入口，出口為自由出流，壁面邊界為靜止壁面。 分析步驟為：對通海閥建立模型對模型劃分網(wǎng)格將網(wǎng)格模型導(dǎo)入FLUENT軟件設(shè)定計算邊界條件計算求解查看結(jié)果。 1.1、DN65 通海閥聲學(xué)現(xiàn)狀仿真分析 按照實際工作工況，對該閥的分析為由底部進水、側(cè)部出水和由側(cè)部進水、底部出水兩種工況。首先對通海閥內(nèi)流場開展穩(wěn)態(tài)分析，計算收斂后，給出不同方案縱截面的

4、速度分布、壓力分布和聲功率級分布，如圖1圖6所示。 由圖1圖6可知，當(dāng)流體流至閥內(nèi)時，壓力值較大，速度值較低，隨著過流面積的減小和流動阻力，壓力減小，速度增大。DN65通海閥最大噪聲均出現(xiàn)在喉頸部，差異在于底部進水時最大噪聲出現(xiàn)在喉頸部靠閥壁側(cè)，側(cè)部進水時最大噪聲出現(xiàn)在喉頸部靠閥桿側(cè)，且側(cè)部進水時在閥盤肩部外側(cè)區(qū)域噪聲較大。 圖1 DN65 通海閥底部進水中剖面壓力分布 圖2 DN65 通海閥底部進水中剖面速度分布 圖3 DN65 通海閥底部進水中剖面噪聲聲功率級分布 圖4 DN65 通海閥側(cè)部進水中剖面壓力分布 圖5 DN65 通海閥側(cè)部進水中剖面速度分布 圖6 DN65 通海閥側(cè)部進水中剖

5、面噪聲聲功率級分布 1.2、構(gòu)造響應(yīng)分析 采用FLUENT對流場開展分析，提取不同時刻構(gòu)造壁面的脈動壓力，將脈動壓力作為激勵力，施加在通海閥的構(gòu)造有限元模型中，在ANSYS中計算通海閥的振動響應(yīng)，并分析振動響應(yīng)結(jié)果。三種規(guī)格通海閥構(gòu)造分析結(jié)果如圖7圖9所示。 圖7 DN125 通海閥構(gòu)造響應(yīng)總形變云圖 圖8 DN100 通海閥構(gòu)造響應(yīng)總變形云圖 圖9 DN65 通海閥構(gòu)造響應(yīng)總變形云圖 由圖7圖9可看出，通海閥構(gòu)造響應(yīng)的計算結(jié)果顯示閥體內(nèi)響應(yīng)極值出現(xiàn)在閥腔上部，而位移在閥腔上部和下部的一些位置都處于較高水平。閥體的流速和噪聲的極值都出現(xiàn)在出水口后的湍流部分。另外，從量級來看，構(gòu)造的變形值在10

6、-8m左右，相對于閥體壁厚10-2m，構(gòu)造的響應(yīng)變形值為極小值可以忽略，即從聲學(xué)上來講，流體脈動對閥體的激勵引起的噪聲可以忽略。 1.3、模態(tài)分析 為了比較仿真分析的結(jié)果與實際差異，考核驗證DN65通海閥的聲學(xué)特性。通過搭建DN65通海閥的測試試驗平臺，利用LMS振動測試儀器對DN65通海閥的模態(tài)頻率和模態(tài)阻尼開展測試。測試系統(tǒng)、測試儀器及測試過程見圖10圖12。測試后開展數(shù)據(jù)整理，提取前10階模態(tài)頻率和模態(tài)阻尼如下表1所示。 圖10 測試系統(tǒng)框圖 圖11 測試儀器照片 圖12 測試過程照片 表1 DN65 通海閥模態(tài)測試結(jié)果 通過在ANSYS 軟件中設(shè)置材料屬性參數(shù)泊松比(0.36)、密度(

7、8.5t/m3)、楊氏模量(102GPa)等后開展模態(tài)計算。圖13為DN65通海閥模態(tài)分析結(jié)果。 圖13 DN65 通海閥模態(tài)分析結(jié)果 由于仿真分析和試驗測試不可防止的差異性，且模態(tài)分析時一階模態(tài)頻率是構(gòu)造分析的主要關(guān)心值，試驗測得一階固有頻率為704.4Hz，仿真分析一階固有頻率為645.3Hz，兩者的差異約在8.4%，因此，可以證明仿真分析的結(jié)果是正確可信的。 2、結(jié)論 從計算出的通海閥初步分析結(jié)果可知:節(jié)流口以上拐角部位和閥桿繞流漩渦較為嚴(yán)重，說明閥桿漩渦和劇烈的壓力變化是影響通海閥性能和產(chǎn)生噪聲的主要因素。 當(dāng)流體流經(jīng)閥門時產(chǎn)生的能量損失主要是流動收縮引起的能量損失，漩渦的旋轉(zhuǎn)要產(chǎn)生能量損失，流動的擴張要產(chǎn)生能量損失。同時由于湍流的作用和漩渦的出現(xiàn)使海水管路系統(tǒng)的振動和噪聲增大。對海水管路系統(tǒng)的工作狀態(tài)有很大的負(fù)面影響。 流體通過閥芯節(jié)流口時，由于過流斷面面積突然減小，則流速增大，壓力減小。而且，產(chǎn)生流動脈動的原因是由于速率的變化而不是速率的大小。同時由于每一個彎頭、斷面突擴或突