1、第 61 卷 第 3 期Vol.61 No.32023 年 3 月March 2023农业装备与车辆工程AGRICULTURAL EQUIPMENT&VEHICLE ENGINEERING0 引言在燃气调压站管路系统中，调压阀是调整燃气源入库和输出用户出口压力、流量的关键部件1。阀门结构在工作时受到不同的激励均有可能造成阀门系统的振动，在激励频率接近阀门系统的固有频率的情况下，可能会导致阀门及其管路的共振，影响燃气管路系统的安全2。实际工作中，需要分析阀门模态性能以避开激励频率，以此避开阀门的某阶固有频率，从而避免产生共振。本文以某公司研发的 RTZ-50/0.4-MA49Q 调压阀为例，介绍
2、其模态分析方法,进行了仿真模态分析和模态实验，研究其分析结果，为提高该类型燃气阀的设计效率以及优化改进提供模态方面的参考数据。1 阀门模态有限元分析 1.1 模态分析的有限元方法阀体的工作振动是由多个自由度的振动叠加的系统3，其振动方程为x tx tx tf tMCK+=?()(1)式中：M系统总质量矩阵；C系统总阻尼矩阵；K系统总刚度矩阵；tx?()加速度相应列阵；tx?()速度相应列阵；x（t）节点的位移相应向量。求解阀体模态的结构动力学问题时，固有频率与相对应的振型为主要的分析特征，通常会忽略较小的阻尼，式（1）简化为 ttMxKx0+=?()(2)其简谐运动转换为X=X0cos（t+）
3、(3)式中：X0各个节点的振型；对应频率；相位角。将式（3）代入式（2）可得：122232n2 (4)由于振型不都为 0，由式（4）可得：K-2m=0 (5)式中：Kn 阶刚度矩阵；mn 阶质量矩阵；n节点自由度数量。式（5）即为 n 次方程，有 n 个解，其解即为阀体的本征频率。其振动位移表示为doi:10.3969/j.issn.1673-3142.2023.03.032调压阀的模态分析和研究陈杰，刘超峰，黄鹏辉，苏阳，古学伟（201620 上海市 上海工程技术大学 机械与汽车工程学院）摘要 针对调压阀在工作状态下容易出现低频喘振的现象，为了探究调压阀的振动特性，对某型号调压阀进行了有限元
4、模态仿真，得到该燃气阀的固有频率和振型，并进行了模态实验验证。实验数据与仿真结果基本吻合，证实了模态分析方法有效，在研究结构动力特性方面为同类型产品的设计及优化提供参考。关键词 调压阀；有限元分析；模态实验；模态分析 中图分类号 TU996.7+2 文献标志码 B 文章编号 1673-3142(2023)03-0151-04引用格式：陈杰,刘超峰,黄鹏辉.等.调压阀的模态分析和研究 J.农业装备与车辆工程,2023,61(3):151-154.Finite element modal analysis and modal experimental verification of pressur
5、e regulating valveCHEN Jie,LIU Chaofeng,HUANG Penghui,SU Yang,GU Xuewei(School of Mechanical and Automotive Engineering,Shanghai University of Engineering Science,Shanghai 201620,China)Abstract The phenomenon of low frequency surge is easy to appear in regulating valve in the work condition.In order
6、 to explore the vibration characteristic of regulating valve,to provide the basis for analyzing structural dynamic characteristics for the design and optimization of the same type product,finite element modal simulation was carried on for a type of pressure regulating valve,the inherent frequency an
7、d vibration model of the gas valve was obtained,and a modal experiment was carried out.The experimental data agrees with the simulation results,which proves that the modal analysis method is effective.Key words pressure regulating valve;finite element analysis;modal experiment;modal analysis收稿日期：202
8、2-02-07152农业装备与车辆工程 2023 年coscoscosXXtXtXtnnn011102220=+()(6)式中：X0 i各本征频率对应的振型4。1.2 有限元分析前处理有限元分析最终将物理参数模型转化为对应的数学模型，然后采用合适的算法求解实际问题中的数学特征，否则数值计算会产生计算误差使结果不收敛。通常有限元分析的物理参数特征包含材料参数、模型简化特征、约束、接触即边界条件等。（1）材料属性该型阀门主要部件的材料属性见表 1。表 1 调压阀部件材料基本参数Tab.1 Basic material parameters of pressure regulating valve
9、components名称参数阀体铸铁（=7 000,E=120 GPa,=0.3）膜片橡胶（=1 250,E=7.8 MPa,=0.47）其他部件结构钢（=7 850,E=200 GPa,=0.3）（2）有限元模型简化 实际工程问题比较复杂，仿真中无法对所有的细节进行分析，所以有效的简化很重要。对完整的模型简化了部分直接影响因素较小的部件，如螺栓、螺母、垫片等。螺栓简化后将其设置为粘接，螺栓在实际使用中的强度和刚度很高，因此可以将其看作刚体，用粘接替代。这样既不影响计算结果，同时也能提高计算效率。调压阀结构及简化模型如图 1 所示。（3）建立有限元网格模型网格生成选择为四面体网格，自动细化复杂
10、结构的网格边长，最终采用的网格模型节点数量为173 591，网格单元数量是 331 853。图 2 为有限元网格模型。（4）接触定义选用的接触方式为可变性的接触单元，该接触方式可以实现移动并且无法穿透。1.3 仿真结果仿真计算结果如图 3 所示。仿真模态的第 1 阶频率为 8 Hz，振型为主弹簧的弯曲；第 2 阶频率为 23 Hz，振型为主弹簧上下往复振动；第 3 阶频率为 41 Hz，振型为主弹簧弯曲，弹簧下方的位移明显大于上方位移；第 4 阶频率为 154 Hz，振型为主弹簧上下往复振动与扭转合成，弹簧中部位移明显大于上下端部位移；第 5 阶频率为 174 Hz，振型为主弹簧弯曲，弹簧下方
11、的位移明显大于上方位移；第 6 阶频率为 193 Hz，振型为主弹簧弯曲，弹簧下方的位移明显大于上方位移。2 模态实验测试2.1 实验设备实验所用设备如表 2 所示。表 2 调压阀实验模态分析设备Tab.2 Pressure regulating valve experimental modal analysis equipment设备名称型号激振器HEV-200加速度传感器PCB 三向加速度传感器数据采集系统Siemens 40 通道 LMS-SCM05数据分析系统Siemens LMS Test.Lab2.2 测试软件实验使用 Simcenter Testlab 软件，可以实现高速采集多物
12、理数据与集成测试。Testlab 的测试环境包还提供了振动控制系统，不仅功能强大，且可以高速识别，适用于结构动力学测试。（a）（b）图 1 调压阀结构及简化模型图Fig.1 Structure and simplified model of regulating valve（a）调压阀结构图 （b）调压阀简化模型阀杆阀体膜片阀芯进口主弹簧出口图 2 调压阀有限元模型Fig.2 Finite element model of pressure regulating valve153第 61 卷第 3 期2.3 支承方式通常实验部件的实际工作方式是处于一定的约束状态，若要复现实际所有的频率理论上应
13、当重现整个实验过程的约束状态。任何模态实验支承都是一种近似支承，无法做到实际工况复现，实际试验操作很难达到完整的约束状态，因此实验采用自由支承方式替代，即用弹性软绳将部件悬挂起来模拟实验对象自由形态5，如图 4 所示。2.4 激励方式实验模态分析分为传统模态分析和环境激励实验模态分析。对于实验阀门所在的环境激励的能量与带宽难以激励该型阀门，无法采用环境模态实验分析的方式，因此实验采用传统模态分析中的激励器激励方式，既简单又实用6。2.5 测点布置阀门模态实验中测点应当均匀布置。首先选定布置点进行序号标记，然后将对应编号的传感器牢固粘在标记处。传感器布置方式如图 5 所示。在 Simens LM
14、S Testlab 中建立各个传感器对应测点布置模型并调整各方向传感器坐标。图 6 为实验传感器测点模型。2.6 实验结果实验结果如图 7 所示。其中 2.5 Hz 应该对应于仿真结果中第 1 阶出现的 8 Hz 的模态频率，但存在一定偏差，并且没有出现仿真结果中第 2 阶 （e）（f）图 3 模态分析前 6 阶振型及固有频率Fig.3 The first six modes and natural frequencies of modal analysis（a）第 1 阶振型（8 Hz）（b）第 2 阶振型（23 Hz）（c）第 3 阶振型（41 Hz）（d）第 4 阶振型（154 Hz）（
15、e）第 5 阶振型（174 Hz）（f）第 6 阶振型（193 Hz）（a）（b）（c）（d）（a）（b）图 5 传感器布置Fig.5 Sensor arrangement（a）上部分传感器分布 （b）下部分传感器分布图 4 阀门模态实验支撑方式Fig.4 Support way of valve modal experiment弹性软绳激励器阀体传感器及连接线陈杰 等：调压阀的模态分析和研究154农业装备与车辆工程 2023 年23 Hz 模态频率。47 Hz 模态频率对应仿真结果中第 3 阶 41 Hz 模态频率。151.73 Hz 模态频率对应仿真结果中第 4 阶 154 Hz 模态频率
16、。174.35 Hz 模态频率对应仿真结果中第 5 阶 174 Hz 模态频率。185.92 Hz 模态频率对应仿真结果中第 6 阶 193 Hz模态频率，除个别频率阶段有所偏差，仿真结果基本与实验数据吻合。装配体仿真中出现的 23 Hz 模态频率并未出现在实验结果中，并且仿真结果中低阶出现的 8 Hz的模态频率与实验结果中 2.5 Hz 频率存在偏差，可能是由于膜片实际为复合材料，仿真设置时无法准确定义其特性参数，只能以物理特性相似的橡胶材料代替，使计算结果产生偏差，也不排除模型简化后产生的仿真计算误差，具体还需进一步研究。3 结论对比模态试验和有限元仿真结果发现，除个别频率阶段有所偏差，仿真结果基本与实验数据吻合，证明实验和仿真结果可靠性都比较高，理论分析方法有效，在实际产品设计和实验过程中有一定的指导意义。通过模态分析研究发现喘振频率恰好处在阀门的低阶频段上，各阶段频率均体现在主弹簧的形变上，且形变量最值都出现在主弹簧处，推测外界因素激励弹簧引起共振是产生喘振的主要原因，后续研究应重点分析弹簧对阀体及管路的影响。为进一步提高分析准确性，应在计算机配置提高的情况下细化网格，进一步提