金華強 顧江萍 黃躍進 孫 哲 王新雷 沈 希

(*浙江工業(yè)大學教科學院 杭州 310023) (**浙江工業(yè)大學機械工程學院 杭州 310023) (***伊利諾伊大學香檳校區(qū)農(nóng)業(yè)與生物工程學院 厄巴納 IL61801)

0 引 言

隨著全民生活水平的提高，冰箱、空調(diào)等制冷家電耗電量達到家用總耗電量的50%以上，在提倡節(jié)能減排的大環(huán)境下，對制冷家電的性能提出了更高的要求，而其核心部件全封閉制冷壓縮機的研究與改進成為了重點。制冷壓縮機對工作介質(zhì)的間歇性作用，導致舌簧閥片在運行過程中不斷受到氣體沖擊而開啟與關(guān)閉，是壓縮機極易損壞的部件。研究數(shù)據(jù)表明，制冷壓縮機有60%左右的故障發(fā)生在閥片上，因此閥片的工作穩(wěn)定性、使用壽命直接決定整機的制冷性能、產(chǎn)品壽命及振動噪聲[1]。

為了提高閥片的使用壽命，國內(nèi)外眾多學者在閥片疲勞壽命方面進行了相關(guān)研究。從1970年開始，美國Purdue大學的研究學者們對壓縮機閥片進行了深入而細致的研究[2，3]，同時帶動了舌簧閥片相關(guān)技術(shù)的快速發(fā)展。Tajima等人[4]通過對不同厚度和閥座形式的排氣閥片進行沖擊疲勞特性實驗，建立了沖擊速度與疲勞失效之間的關(guān)系，并分析了沖擊應力的分布。Glaeser[5]對制冷壓縮機簧片閥的失效機理進行了研究，發(fā)現(xiàn)簧片閥的故障主要是沖擊疲勞失效，疲勞來源于簧片與閥座沖擊和簧片扭曲而造成的表面損壞。Mueller等人[6]對改良AISI420材料舌簧閥片的彎曲疲勞強度和沖擊疲勞強度展開研究，發(fā)現(xiàn)彎曲疲勞強度主要與拉伸強度有關(guān)，沖擊疲勞強度與拉伸強度和彈性模量有關(guān)。Woo等人[7]提出閥片的失效是由閥板與閥片接觸處設計問題造成的，往復沖擊導致缺陷擴大，引起閥片破裂失效，通過優(yōu)化設計，使商用冰箱的壓縮機壽命提高到12.6年。上述文獻通過研究閥片材料與結(jié)構(gòu)的改進來提高其使用壽命，但是對舌簧閥片疲勞壽命加速實驗方法與實驗裝置的研究較少。

為了保證壓縮機的正常使用，國內(nèi)外很多學者在閥片的故障與失效檢測方面也進行了相關(guān)研究。王儼剴等人[8]研究了基于小波多尺度分解、重構(gòu)的方法，對制冷壓縮機氣閥的故障進行診斷。王金東等人[9]運用經(jīng)驗模態(tài)分解(empirical mode decomposition，EMD)對往復壓縮機氣閥信號進行分解，并計算各分量的信息熵，提取出能夠反映氣閥工作狀態(tài)的能量特征。Sim等人[10]提出利用聲學信號來檢測往復式壓縮機閥片的異常，通過小波包變換將聲學信號分解為不同的頻率，計算各子頻段信號的均方根值來識別閥片的異常。Tran等人[11]介紹了一種基于振動、壓力和電流信號的大型往復式壓縮機閥片故障診斷方法，為了揭示包含在信號中的故障特征，提出Teager-Kaiser能量操作來估計振幅包絡。Wang等人[12]提出了一種利用聲學信號與模擬動量相結(jié)合的方式對往復式壓縮機閥片故障進行診斷的方法，閥片的實際工作狀態(tài)可以通過分析曲軸角度范圍內(nèi)的聲學信號和閥片運動模擬來預測。張思陽等人[13]提出了一種基于集合經(jīng)驗模態(tài)分解(ensemble empirical mode decomposition，EEMD)與功率譜熵相結(jié)合的分析方法，在往復式壓縮機氣閥故障診斷中取得了較好的效果。Farzaneh等人[14]研究了基于曲軸轉(zhuǎn)角的零維數(shù)值方法，通過活塞運動方程、閥片動態(tài)方程、以及流過閥片與閥孔的質(zhì)量流量方程來計算研究壓縮機閥片的故障。上述研究中，被分析的信號以振動信號、聲學信號為主，信號處理時頻方法中小波包分解對基函數(shù)要求較高，EMD分解容易產(chǎn)生模態(tài)混疊。

針對小型往復式壓縮機舌簧閥片疲勞壽命難以有效評價的問題，本文提出了一種以激勵壓差和激勵頻率為加速因子的全封閉往復式壓縮機舌簧閥片加速壽命實驗方法，引入閥片升程極大值和極小值來評價加速因子的最佳取值范圍，并基于聲學診斷方法對實驗中舌簧閥片的失效進行自動識別。

1 理論模型

全封閉往復式活塞壓縮機主要由電機、曲柄連桿機構(gòu)、氣缸、吸排氣舌簧閥片等組成，由電機帶動曲軸，曲軸再帶動活塞，使之在氣缸內(nèi)做往復運動，氣缸與吸排氣腔的壓力差使吸排氣舌簧閥片自動開啟與關(guān)閉，從而實現(xiàn)膨脹、吸氣、壓縮、排氣的過程。

1.1 壓縮機運動模型

研究舌簧閥片的工作特性、失效機理和疲勞壽命，必須先研究壓縮機的工作過程和閥片兩側(cè)氣體介質(zhì)的運動狀態(tài)。全封閉往復式活塞壓縮機的機構(gòu)運動簡圖如圖1所示。

圖1 往復式活塞壓縮機機構(gòu)簡圖

根據(jù)曲柄連桿機構(gòu)的運動學原理可得，活塞位移x與曲柄轉(zhuǎn)角θ的關(guān)系為

(1)

式中,L為連桿大小頭的中心距；R為曲柄半徑；λ為曲柄半徑與連桿大小頭中心距之比，λ=R/L；β為連桿軸線與氣缸中心線之間的夾角。根據(jù)θ和β的關(guān)系，式(1)可轉(zhuǎn)換為

(2)

(3)

將式(3)忽略高次項帶入式(2)中，可得：

(4)

活塞的速度v與曲柄轉(zhuǎn)角θ關(guān)系表示為

v=dx/dt=(dx/dθ)·(dθ/dt)

(5)

假設曲柄是做勻速轉(zhuǎn)動，則dθ/dt=ω，ω=2πn/60，分別對θ和t求導得：

(6)

壓縮機實際工作過程中，考慮到余隙容積V0，氣缸容積V與曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系為

(7)

壓縮機的氣缸在往復運動過程中，吸排氣閥片兩側(cè)氣體的壓差克服閥片自身的彈力和慣性力，使閥片產(chǎn)生運動，因此閥片所受的氣流推力為

Fdg=pAdi-pdAdo

(8)

Fsg=pAsi-psAso

(9)

式中，A為活塞的面積，Ado為排氣閥片排氣腔側(cè)受力面積，Adi為排氣閥片氣缸側(cè)受力面積，Aso為吸氣閥片吸氣腔側(cè)受力面積，Asi為吸氣閥片氣缸側(cè)受力面積；p為氣缸內(nèi)氣體壓力，pd為排氣壓力，ps為吸氣壓力；Fdg為排氣閥片所受氣流推力，F(xiàn)sg為吸氣閥片所受氣流推力。

1.2 閥片力學模型

全封閉往復式壓縮機的吸排氣閥片由薄金屬簧片制成，一端固定且另一端自由。吸氣閥片是在整塊金屬薄片上沖壓出舌型簧片，其根部與閥板直接相連，如圖2所示。排氣閥片為單獨的舌型簧片，根部由限位器約束于閥板上，其升程也由限位器限制，如圖3所示。閥片在運動時，受氣流推力、彈簧力、閥片慣性力等作用，當氣流推力大于彈簧力，閥片開啟，并為氣體流動開啟通道，閥片的運動方程為

(10)

F=Fg-Fs-Fm

(11)

式中，[M]為質(zhì)量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度矩陣。F為閥片所受的合力，F(xiàn)g為氣流推力，F(xiàn)s為彈簧力，F(xiàn)m為慣性力。

根據(jù)舌簧閥片的運動特性，可以將其簡化為單自由度的懸臂梁運動系統(tǒng)，假設載荷集中在吸排氣口的中心，力學模型如圖4所示，平面曲線h=h(x)上任一點的曲率為

(12)

圖2 吸氣閥片

圖3 排氣閥片

圖4 閥片力學模型

由于閥片的轉(zhuǎn)角α較小，則(dh/dx)2的值遠小于1，撓曲軸近似微分方程為

(13)

對撓曲軸近似微分方程相繼積分2次，得到懸臂梁轉(zhuǎn)角和撓度方程分別為

(14)

(15)

當x=l時，閥片的轉(zhuǎn)角α和升程h為

(16)

(17)

2 加速壽命實驗方法

壓縮機的舌簧閥片在正常使用工況下壽命達到8～10年，顯然不能按照正常工況對舌簧閥片進行疲勞壽命測試。目前，為縮短產(chǎn)品研發(fā)周期，普遍采用加速壽命實驗的方法來對產(chǎn)品進行疲勞壽命的研究。通過對往復式壓縮機運動模型和舌簧閥片力學模型的理論分析，影響舌簧閥片疲勞壽命的主要因素為氣流推力和運動頻率。

2.1 激勵系統(tǒng)

本文研究的往復式活塞壓縮機采用全封閉形式，小型緊湊的結(jié)構(gòu)不利于在內(nèi)部安裝傳感器，并且考慮實際生產(chǎn)的檢測需求，根據(jù)閥片的工作環(huán)境設計一套激勵系統(tǒng)模擬閥片的開啟與關(guān)閉。假設舌簧閥片兩側(cè)的受力面積相等，則式(8)和式(9)可化簡為

Fdg=(p-pd)Adi=p1Adi

(18)

Fsg=(p-ps)Asi=p2Asi

(19)

式中，p1為排氣閥片兩側(cè)氣體壓差，p2為吸氣閥片兩側(cè)氣體壓差。

為了更真實地模擬閥片的實際工作狀態(tài)，激勵系統(tǒng)采用壓縮氮氣經(jīng)過高速電磁閥產(chǎn)生脈動氣流，致使閥片兩側(cè)產(chǎn)生壓差，實現(xiàn)閥片的開啟與關(guān)閉。激勵壓差由精密調(diào)壓閥調(diào)節(jié)，激勵頻率由高速電磁閥開關(guān)頻率控制，激勵系統(tǒng)原理圖如圖5所示。舌簧閥片加速壽命實驗方法選用激勵頻率、激勵壓差作為加速因子。吸、排氣閥片的工作原理與失效機理一致，吸氣閥片的升程沒有限制，更容易產(chǎn)生疲勞失效，因此本文研究重點為吸氣閥片的疲勞壽命。

圖5 激勵系統(tǒng)原理圖

2.2 加速因子取值

為保持舌簧閥片原有的失效機理，加速因子激勵壓差和激勵頻率的最佳取值是加速壽命實驗的關(guān)鍵，利用正交實驗來獲取其最佳取值。在加速因子的正交實驗中，本文引入閥片升程的極大值和極小值來評價加速因子的取值。閥片升程的極大值越大，表明閥片與閥板撞擊的加速度越大，從而更容易產(chǎn)生疲勞破裂和疲勞形變，以此表征加速因子的加速應力更大。閥片升程的極小值可以判定閥片是否能夠正常關(guān)閉，以此表征閥片是否符合正常的失效機理。為了獲得閥片升程的精確值，本文采用基恩士LK-G150激光傳感器對輕薄閥片的位移進行非接觸測量。

小型全封閉往復式定頻壓縮機的設計轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，閥片的工作頻率為50 Hz，R600a標準工況的吸氣壓力為0.06 MPa。利用激光位移傳感器對吸氣閥片在50 Hz激勵頻率下的升程極大值進行了測量，如圖6所示，隨著激勵壓差的增大，閥片升程極大值呈現(xiàn)線性增加的趨勢。同時，對吸氣閥片在50 Hz激勵頻率下的升程極小值進行了測量，如圖7所示，隨著激勵壓差的增大，閥片升程極小值也呈增大趨勢。為保證吸氣閥片的正常關(guān)閉，同時考慮激光位移傳感器的測量精度(±150 mm×0.02%)，吸氣閥片極小值的閾值設為0.05 mm，即極小值超過閾值可認為吸氣閥片沒有正常關(guān)閉，不符合閥片的正常失效機理。

圖7 吸氣閥片升程極小值

為了更好地探究閥片正常失效機理下激勵壓差與激勵頻率的最佳取值，對激勵壓差和激勵頻率進行正交實驗，測量不同激勵壓差和激勵頻率下的閥片極小值，如圖8所示。當激勵頻率大于56 Hz時，閥片升程極小值超過閾值，不符合閥片原有的失效機理。當激勵壓差大于0.20 MPa時，閥片升程極小值也超過閾值，不符合閥片原有的失效機理。為了進一步驗證增大加速因子應力水平對閥片加速壽命實驗的影響，測量不同激勵壓差和激勵頻率下的閥片極大值，如圖9所示。相同激勵壓差下，增大激勵頻率，對閥片升程極大值的改變影響不大。隨著激勵壓差的增加，閥片升程極大值呈明顯增大趨勢，因此增大激勵壓差與激勵頻率來提高閥片加速壽命實驗的應力水平是可行的?；谏鲜鲈颍铑l率與激勵壓差的最佳取值分別為56 Hz和0.20 MPa。

圖8 升程極小值與激勵壓差和激勵頻率關(guān)系

圖9 升程極大值與激勵壓差和激勵頻率關(guān)系

3 閥片失效檢測

壓縮機舌簧閥片加速壽命實驗中，結(jié)合閥片的失效機理和失效形式，通過分析正常閥片與失效閥片運動時聲音信號的不同特征，對IMF分量的樣本熵值進行相似度測度來實現(xiàn)舌簧閥片疲勞失效的自動、精準識別。

3.1 閥片失效形式

壓縮機舌簧閥片失效的主要形式為疲勞斷裂、疲勞形變，如圖10所示。其中，閥片疲勞形變包括閥片彈力失效和閥片與閥板密封面失效等。但實際使用中發(fā)現(xiàn)，往復式活塞壓縮機的失效形式以疲勞斷裂為主。

圖10 壓縮機閥片常見失效形式

3.2 集合經(jīng)驗模態(tài)分解

集合經(jīng)驗模態(tài)分解(EEMD)是在經(jīng)驗模態(tài)分解(EMD)的基礎上發(fā)展而來的，通過多次疊加白噪聲，有效改善了EMD存在的模態(tài)混疊、邊頻等缺陷。EEMD是一種能夠自適應地處理非線性非平穩(wěn)信號的方法，將信號從高頻至低頻分解為若干個反映不同頻率段的本征模態(tài)函數(shù)(intrinsic mode function，IMF)和余項[15-16]。閥片受激勵系統(tǒng)氣流沖擊產(chǎn)生運動，當閥片產(chǎn)生疲勞失效后，其聲音信號變化的特征夾雜在系統(tǒng)噪聲中，而且特征信號難以確定到具體的頻段中，因此EEMD方法特別適合激勵系統(tǒng)內(nèi)閥片失效特征的提取。

EEMD算法的具體步驟如下：

(1) 原始采集信號為x(t),將一組均值為0、標準差為常數(shù)的白噪聲Qi(t)添加到原始信號中，則加入白噪聲后信號變?yōu)?/p>

Xi(t)=x(t)+Qi(t)

(20)

(2)對信號Xi(t)進行EMD分解，得到n個IMF分量和1個剩余分量Resin(t)。

(21)

(3)對每個添加白噪聲的信號Xi(t)重復以上步驟，添加的白噪聲次數(shù)為N次，對分解的IMF分量和剩余分量做均值。

(22)

(23)

(4)利用高斯白噪聲頻譜的零均值原理來消除白噪聲的影響，最終原始信號x(t)可分解為

(24)

EEMD方法中加入的白噪聲應該滿足以下條件：

(25)

式中，ε為白噪聲的幅值，N為白噪聲的集合數(shù)，εn為原始信號與相應IMF分量和之間的誤差。

3.3 樣本熵

舌簧閥片的聲音信號經(jīng)過EEMD的分解，僅從各IMF分量的時域信號或頻域信號上不能明顯識別出失效特征，但是通過對IMF分量的復雜度進行量化分析，能有效辨別正常閥片與失效閥片的差異。樣本熵(sample entropy，SampEn)是一種度量非線性時間序列信號復雜性的方法，改善了近似熵(approximate entropy，ApEn)存在自身匹配引起偏差的不足[17]。其具體算法如下：

(1)原始時序信號X={x1,x2, …,xN},對序列X進行相空間重構(gòu)，獲得矩陣Y=[xi,xi+1,…,xi+m-1],其中M為數(shù)據(jù)總個數(shù)，m為嵌入維數(shù)，且1≤i≤M-m+1。

(2)計算向量Yi與Yj中對應元素的最大絕對差值，將兩向量的距離定義為

d(Yi,Yj)=max[|x(i+k)-x(j+k)|]

(26)

(27)

(4)維數(shù)增加到m+1,獲得一組m+1的矩陣，重復以上步驟，計算獲得：

(28)

(5)最終，樣本熵的估計值為

(29)

3.4 向量相似度測度方法

為了實現(xiàn)舌簧閥片失效狀態(tài)的自動判定，構(gòu)造以相關(guān)IMF分量的樣本熵值為特征向量，將正常閥片的熵值特征向量作為標準向量，將測試過程中的閥片熵值特征向量作為待比較向量，兩個向量的相似度作為判斷閥片失效的依據(jù)。歐式距離是模式識別中相似度測度的有效方法，對特征向量中較大元素的變化更為敏感[18]。

在相似度測度中，x為正常閥片的熵值特征向量，y為閥片在測試過程中的熵值特征向量，兩者的歐式距離為

(30)

在舌簧閥片加速壽命實驗中，當計算的歐式距離滿足式(31)時，系統(tǒng)判定舌簧閥片產(chǎn)生疲勞失效，完成加速壽命實驗。

dist(x,y)≥δ

(31)

式中δ為設定的距離閾值，距離閥值δ的取值與閥片型號、測試環(huán)境噪聲有關(guān)。

4 實驗驗證平臺搭建

4.1 硬件系統(tǒng)

根據(jù)舌簧閥片加速壽命實驗激勵系統(tǒng)和基于聲學診斷閥片失效檢測技術(shù)的原理，項目組搭建了舌簧閥片加速壽命實驗與失效檢測的實驗驗證平臺，平臺由激勵系統(tǒng)、聲檢測系統(tǒng)、測控系統(tǒng)等部分組成，如圖11所示。

1.高速電磁閥 2. 聲傳感器 3. 脈沖發(fā)生器 4. 聲傳感器電源 5. 閥座 6. 被測閥片 7. 工業(yè)控制計算機圖11 實驗驗證平臺

實驗驗證平臺激勵系統(tǒng)的高速電磁閥采用FESTO MHE3-MS1H型電磁閥，其最大切換頻率為280 Hz，滿足激勵系統(tǒng)對激勵頻率的要求。聲檢測系統(tǒng)的傳感器采用PCB 130A24型傳聲器，其最高頻響為16 kHz，靈敏度為10 mV/Pa。測控系統(tǒng)以工業(yè)控制計算機為控制核心，數(shù)據(jù)采集模塊采用研華PCI-1716L高速數(shù)據(jù)采集卡。

4.2 軟件系統(tǒng)

閥片失效檢測的軟件系統(tǒng)采用LabVIEW和Matlab混合編程技術(shù)，快速實現(xiàn)數(shù)據(jù)的采集與處理，有效保證系統(tǒng)的魯棒性。通過LabVIEW中的Matlab script模式將采集的聲音數(shù)據(jù)導入Matlab腳本程序進行EEMD分解、樣本熵特征向量求解和向量相似度測度等，可以縮短處理時間，提高運算效率，利用Matlab強大的后處理能力，直觀地觀測所需的有效信息。舌簧閥片失效檢測的功能流程如圖12所示。

圖12 軟件系統(tǒng)功能流程圖

5 實驗結(jié)果分析

舌簧閥片加速壽命實驗中，系統(tǒng)的采樣頻率、采樣點數(shù)需要合理地選取。根據(jù)奈奎斯特采樣定理，系統(tǒng)采樣頻率fs大于信號中最高頻率的2倍時，采樣信號才能完整地保留原始信號的信息，因此實驗驗證平臺測量系統(tǒng)的采樣頻率fs至少為10 kHz。頻譜分辨率Fω取決于采樣頻率fs和采樣點數(shù)S，頻率分辨率可以由式(32)求得。頻譜分辨率達到本文期望的1 Hz時，被分析數(shù)據(jù)的采樣點數(shù)S應為10 000。

(32)

舌簧閥片加速壽命實驗中激勵頻率設定為56 Hz，激勵壓差設定為0.20 MPa。對正常和失效舌簧閥片分別進行實驗，其聲音信號進行去趨勢項處理后，兩者的時頻域信號如圖13與圖14所示。閥片的聲音信號中夾雜著各種干擾及噪聲信號，正常閥片與失效閥片在時頻域上有區(qū)別，但僅在時頻域上難以有效提取失效特征。

針對閥片聲音信號多種頻率混疊以及強干擾信號的問題，采用EEMD對上述信號進行分解，白噪聲集合數(shù)N取100，白噪聲幅值ε為原始信號幅值標準差的0.2倍。圖15和圖16分別為正常閥片與失效閥片的分解結(jié)果，將原始的聲音信號分解為9個IMF分量和1個剩余分量，IMF1～IMF9分量從頻率高到低分布。

圖13 正常閥片聲音信號時頻域圖

圖14 失效閥片聲音信號時頻域圖

圖15 正常閥片聲音信號EEMD分解結(jié)果

圖16 失效閥片聲音信號EEMD分解結(jié)果

EEMD分解后的每個IMF分量與原始信號的相關(guān)性都不同，為了最大限度保障失效特征的提取，計算分解后的IMF分量與原始信號的相關(guān)度，相關(guān)系數(shù)計算結(jié)果如表1所示，將相關(guān)系數(shù)較大的7個IMF分量，即IMF1～IMF7，來進行樣本熵的計算。

表1 相關(guān)性系數(shù)表

將選取的IMF1～IMF7分量進行樣本熵計算，嵌入維數(shù)m取1，相似容限閾值r取0.15倍原始信號的標準差，正常閥片和失效閥片的樣本熵值如圖17所示。正常閥片與失效閥片在IMF1、IMF3和IMF6分量上的樣本熵值有明顯變化，對上述3個分量進行快速傅里葉變換(fast Fourier transformation，F(xiàn)FT)，其中IMF1分量在4 000 Hz處幅值較大，MF3分量在600～800 Hz處幅值較大，MF6分量在250 Hz以下的幅值較大。往復式活塞壓縮機實際工作過程中，對吸氣機構(gòu)頻譜進行分析與研究，氣流脈動的噪聲頻率為800 Hz左右，閥片與閥板撞擊的噪聲頻率為4 000 Hz左右。閥片發(fā)生失效時，對氣流脈動、閥片與閥板撞擊等噪聲的影響最為顯著，因此實驗數(shù)據(jù)與壓縮機實際工作時吸氣機構(gòu)噪聲在頻率分布上是一致的。

圖17 各IMF分量的樣本熵值

為了提高閥片失效特征提取效果和識別速度，利用樣本熵值改變明顯的IMF1、IMF3和IMF6分量來構(gòu)造閥片失效特征向量。驗證閥片失效檢測方法的準確性，選取同型號的一批舌簧閥片作為測試樣品，其中失效閥片占80%，歐氏距離閾值設置為0.20，實驗結(jié)果如表2所示。實驗數(shù)據(jù)表明，通過歐氏距離對特征向量進行測度，能實現(xiàn)閥片失效的自動識別，失效檢測的準確率較高。

表2 加速壽命閥片失效檢測結(jié)果

6 結(jié) 論

本文通過對往復式壓縮機運動模型和舌簧閥片力學模型的研究，提出了以激勵壓差和激勵頻率為加速因子的舌簧閥片加速壽命實驗方法，并基于聲學診斷技術(shù)對實驗中閥片的失效進行自動識別。在實驗驗證裝置上進行實驗，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)可以得出以下結(jié)論：

(1)引入閥片升程極大值和極小值來評價加速因子的合理取值范圍，通過正交實驗，激勵頻率與激勵壓差的最佳取值為56 Hz和0.20 MPa；

(2)正常閥片與失效閥片的聲音信號經(jīng)EEMD分解，對相關(guān)性系數(shù)較高的IMF分量進行樣本熵計算，其中IMF1、IMF3和IMF6分量的熵值變化顯著，熵值變化也符合壓縮機實際工作時吸氣機構(gòu)噪聲的頻率分布；

(3)通過歐氏距離對正常閥片與失效閥片熵值特征向量的相似度進行測度，以此作為閥片失效的判定依據(jù)，準確率符合設計要求；

(4)本文提出的舌簧閥片加速壽命實驗方法和基于聲學診斷的閥片失效檢測技術(shù)，為舌簧閥片使用壽命的評估提供實驗方法，對壓縮機以及相似機械結(jié)構(gòu)的設計與研究具有一定的指導意義。