吳 迪 王維民 孟凡昌 李啟行 郭美那

（1.北京化工大學(xué) 高端機(jī)械裝備健康監(jiān)控與自愈化北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；2.海洋石油工程股份有限公司）

往復(fù)壓縮機(jī)在石油化工、天然氣儲運(yùn)等方面有著重要作用，其中零部件的運(yùn)動較復(fù)雜且易損件較多，發(fā)生故障后可能造成重大損失［1］。在往復(fù)壓縮機(jī)的故障中，氣閥組件的故障占比很大［2］。

網(wǎng)狀閥是大型往復(fù)壓縮機(jī)中常用的氣閥類型， 壓縮機(jī)工作過程中網(wǎng)狀閥的閥片在氣體壓力、彈簧力等載荷作用下運(yùn)動，閥片承受交變載荷，容易發(fā)生疲勞破壞。 目前已經(jīng)有許多關(guān)于識別往復(fù)壓縮機(jī)氣閥故障的研究， 包括從振動信號、溫度信號及示功圖等方面識別氣閥的故障和運(yùn)行狀態(tài)［3，4］，這類方法在診斷氣閥泄漏、閥片斷裂及彈簧失效等故障的過程中取得了良好的效果。

而在機(jī)械設(shè)備的設(shè)計(jì)和使用過程中常希望對氣閥的壽命或故障特征進(jìn)行預(yù)判，實(shí)現(xiàn)預(yù)測性維護(hù)［5］。對此可以采取數(shù)據(jù)驅(qū)動的方法，利用神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)等從監(jiān)測數(shù)據(jù)中提取特征信息對故障特征或壽命進(jìn)行預(yù)測， 這種方法已經(jīng)在航空發(fā)動機(jī)、滾動軸承等的壽命預(yù)測或故障診斷的預(yù)測中取得 了 良 好 的 效 果［6，7］。 對 于 往 復(fù) 壓 縮 機(jī) 的 氣 閥，LOUKOPOULOS P等采取從監(jiān)測到的溫度信號中提取特征的方法，對溫度信號異常的氣閥徹底失效前的剩余壽命進(jìn)行了預(yù)測［8］。

對于新投產(chǎn)或尚在設(shè)計(jì)過程中的機(jī)械設(shè)備，往往缺少或沒有監(jiān)測數(shù)據(jù)，這時(shí)常采取基于物理模型的方法從零件載荷等方面對可能的故障機(jī)理和故障特征進(jìn)行研究［9］。 對于制冷壓縮機(jī)中使用的簧片閥，目前已有利用應(yīng)變片對其載荷進(jìn)行測量的研究［10］。 而網(wǎng)狀閥或環(huán)狀閥閥片位于氣閥內(nèi)部，往往不便于采用直接粘貼應(yīng)變片測量應(yīng)變的方法。 WANG Y等采用穿過閥座安裝的電渦流傳感器對環(huán)狀金屬閥片使用過程中的碰撞和側(cè)傾進(jìn)行了研究［11］。 對于采用金屬材料的網(wǎng)狀閥閥片，也可以采取在閥座內(nèi)安裝電渦流傳感器測量得到閥片運(yùn)動規(guī)律的方法［12］。

但對于目前常用的PEEK材料制成的非金屬閥片不便于采用直接測量的方法。 對于閥片的運(yùn)動規(guī)律和載荷，可以采取將閥片的運(yùn)動視為一維運(yùn)動，建立描述閥片運(yùn)動規(guī)律微分方程，對方程進(jìn)行求解的方法，得到閥片的載荷和運(yùn)動規(guī)律［13，14］。 CFD模擬的方法能夠更充分考慮壓縮機(jī)中流體對閥片運(yùn)動的影響，其中在將閥片假設(shè)為一維運(yùn)動的剛體的情況下得到的氣缸內(nèi)壓力模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好［15，16］。 而對于閥片上的應(yīng)力狀況，已有采用顯式動力學(xué)計(jì)算軟件對閥片的運(yùn)動過程進(jìn)行模擬計(jì)算的方法，其中常認(rèn)為閥片以一定的速度碰撞閥座或升程限制器［17］，或?qū)?shí)測的氣缸內(nèi)外壓力作為邊界條件均勻施加于閥片表面［18］。

雙向流固耦合計(jì)算中可以更充分地考慮閥片與流體的相互作用、閥片上受到的流體載荷不均勻和閥片運(yùn)動對其受到的流體載荷的影響。 目前已經(jīng)有對舌簧閥片進(jìn)行雙向流固耦合計(jì)算的研究， 其中XIE F等采用雙向流固耦合的方法研究了簧片閥運(yùn)動與排氣腔內(nèi)壓力波動的相互影響［19］，YIN X等采用雙向流固耦合的方法研究了簧片閥使用初期發(fā)生破壞的原因［20］，韓寶坤等在不考慮氣體可壓縮性的條件下研究了簧片閥開啟過程中可能與活塞發(fā)生碰撞的問題［21］。HWANG I S等采用雙向流固耦合的方法對一頂部帶懸臂彈簧的圓盤狀氣閥進(jìn)行了模擬，并對將氣閥假設(shè)為剛體進(jìn)行計(jì)算的情況和考慮氣閥和懸臂彈簧變形的雙向流固耦合結(jié)果進(jìn)行了對比，發(fā)現(xiàn)考慮氣閥和彈簧變形的雙向流固耦合結(jié)果更為準(zhǔn)確［22］。

對于氣閥故障特征，常采取試驗(yàn)臺上進(jìn)行故障試驗(yàn)的方式獲得［23］，目前也已經(jīng)有采用模擬計(jì)算的方法獲取氣閥出現(xiàn)泄漏時(shí)氣缸內(nèi)的壓力信號的方法［15］，而氣閥內(nèi)部分彈簧失效時(shí)特征常表現(xiàn)為氣閥振動信號方面的異常［23］。

筆者研究了對網(wǎng)狀閥進(jìn)行雙向流固耦合計(jì)算的方法，針對某往復(fù)壓縮機(jī)一級氣缸的一個(gè)網(wǎng)狀排氣閥進(jìn)行仿真計(jì)算， 對3種不同彈簧剛度的情況和彈簧失效故障狀態(tài)進(jìn)行模擬。 并提取正常運(yùn)行和彈簧失效故障狀態(tài)下氣閥的振動信號進(jìn)行分析。

1 網(wǎng)狀閥流固耦合模型的建立

選取排氣閥及其周圍部分的流道和該氣閥的固體區(qū)域進(jìn)行雙向耦合計(jì)算。 圖1為排氣閥區(qū)域雙向耦合模擬計(jì)算方法的示意圖。

圖1 排氣閥雙向耦合計(jì)算示意圖

流體域中， 如圖1所示氣閥流道靠近氣缸一側(cè)入口設(shè)置一薄層流體域（8），在其下表面（5）上施加隨時(shí)間變化的壓力和溫度作為邊界條件，模擬氣閥流道入口壓力和溫度隨時(shí)間的變化，各時(shí)刻壓力和溫度值可以通過實(shí)際測量值或模擬計(jì)算得到。 薄層流體域一側(cè)的壁面（7）按照與活塞在對應(yīng)位置相同的速度運(yùn)動， 模擬活塞運(yùn)動過程中造成氣閥流體域入口處流道形狀隨時(shí)間的變化。 流體為空氣，視為理想氣體，湍流模型采用k-ε模型，求解方法為PISO。 其中閥片表面設(shè)置為耦合面， 閥座和升程限制器之間的流體域網(wǎng)格采用網(wǎng)格光順法實(shí)現(xiàn)流體網(wǎng)格隨固體壁面運(yùn)動和變形。 其中流體域有限體積網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 排氣閥雙向耦合計(jì)算中的流體網(wǎng)格

排氣閥固體域有限元模型中，閥片采用帶中間節(jié)點(diǎn)SOLID186單元， 網(wǎng)格尺寸設(shè)置為0.8 mm，其他區(qū)域采用無中間節(jié)點(diǎn)的SOLID185單元。對可能出現(xiàn)應(yīng)力集中和碰撞的位置進(jìn)行加密處理，閥片厚4 mm，沿閥片厚度方向共5層單元。固體域網(wǎng)格如圖3所示。 考慮到閥片非金屬材料的彈性模量遠(yuǎn)小于氣閥其他部分金屬材料的，為減小計(jì)算量，除3 000 N/m彈簧剛度下的關(guān)閉過程外，其他算例中將除閥片外氣閥的其他金屬零件設(shè)置為剛體，在其表面設(shè)置接觸單元。

圖3 排氣閥固體域有限元網(wǎng)格

固體域中在閥片與閥座、升程限制器等零件之間設(shè)置碰撞接觸，閥片與中心定位塊之間設(shè)置摩擦接觸，閥座和升程限制器外部臺階面處設(shè)置固定約束。 氣閥內(nèi)的彈簧通過彈簧單元設(shè)置在閥片和升程限制器間的對應(yīng)位置。

本研究中閥片采用的PEEK材料參數(shù)根據(jù)生產(chǎn)商提供的數(shù)據(jù)得到［24］。 氣閥其他部分材料為AISI 416，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.28，密度為7 700 kg/m3。

固體域計(jì)算中的控制方程為［25］：

能量方程

式中 c——流體比熱容；

k——流體的導(dǎo)熱系數(shù)；

p——流場中的壓力；

ST——能量方程中的源項(xiàng)；

Su、Sv、Sw——?jiǎng)恿糠匠淘错?xiàng)在x、y、z方向的分量；

T——流場溫度；

U——流場中的速度矢量；

u、v、w——x、y、z方向的速度分量；

μ——流體的動力粘度；

ρ——流體微元密度。

流固耦合面上應(yīng)滿足［25］：

式中 n——流固耦合面上的單位法向向量；

rf——流體域中流固耦合面的位移；

rs——固體域中流固耦合面的位移；

τf——流固耦合面上流體的應(yīng)力；

τs——流固耦合面上固體的應(yīng)力。

流體域和固體域之間的數(shù)據(jù)交互利用System Coupling模塊實(shí)現(xiàn)。 雙向耦合計(jì)算中時(shí)間步長為1×10-5s。

2 雙向流固耦合的分析流程

考慮到對包括活塞、氣缸、氣閥在內(nèi)的整個(gè)模型在活塞往復(fù)運(yùn)動的整個(gè)周期進(jìn)行雙向流固耦合計(jì)算量過于龐大，而容易造成氣閥損壞的載荷主要出現(xiàn)在氣閥開啟和關(guān)閉時(shí)閥片發(fā)生碰撞的過程中。 因此筆者重點(diǎn)對排氣閥開啟和關(guān)閉過程進(jìn)行雙向流固耦合模擬計(jì)算。 采取先模擬計(jì)算得到氣缸內(nèi)壓力和溫度結(jié)果，再對氣閥區(qū)域進(jìn)行雙向流固耦合計(jì)算的方法。模擬計(jì)算利用ANSYS Workbench中的Fluent和瞬態(tài)動力學(xué)模塊進(jìn)行，通過System Coupling模塊實(shí)現(xiàn)流體域與固體域的數(shù)據(jù)交互，具體流程如圖4所示。

圖4 模擬計(jì)算流程

在工況不變的情況下， 改變氣閥彈簧的剛度， 得到6 000、3 000、600 N/m3組彈簧剛度下的計(jì)算結(jié)果。 并在采用3 000 N/m剛度的彈簧時(shí)，在去除模型中氣閥內(nèi)靠近曲軸一側(cè)的3個(gè)彈簧的情況下對氣閥彈簧失效故障進(jìn)行模擬。

3 氣缸內(nèi)壓力的計(jì)算

由于筆者模擬的往復(fù)壓縮機(jī)氣缸壓力監(jiān)測數(shù)據(jù)尚未獲得，因此采用模擬計(jì)算的方法得到氣缸內(nèi)壓力變化情況。 包括氣缸和氣閥在內(nèi)的計(jì)算域示意圖如圖5所示，氣閥位于氣缸側(cè)面，氣閥類型為網(wǎng)狀閥。

圖5 氣缸和氣閥流體計(jì)算域示意圖

計(jì)算中所用到的往復(fù)壓縮機(jī)一級氣缸相關(guān)的部分參數(shù)如下：

轉(zhuǎn)速 1 200 r/min

氣缸直徑 244 mm

活塞行程 139.7 mm

連桿長度 400 mm

曲柄長度 69.85 mm

余隙容積 263 758.56 mm3

在對氣缸壓力和溫度的計(jì)算過程中對閥片的運(yùn)動進(jìn)行適當(dāng)簡化，認(rèn)為閥片為僅沿氣閥軸線做一維運(yùn)動，不發(fā)生傾斜和撓曲變形的剛體。 目前已經(jīng)有實(shí)驗(yàn)研究證明這種方法對氣缸內(nèi)壓力和溫度的變化能夠進(jìn)行足夠準(zhǔn)確的計(jì)算［15，16］。

考慮到氣缸兩側(cè)對稱，為減小計(jì)算量，對氣缸和氣閥幾何模型提取流體域后選取其1/2劃分網(wǎng)格并設(shè)置對稱面，單元總數(shù)686 224時(shí)氣缸內(nèi)壓力計(jì)算結(jié)果隨網(wǎng)格密度增加已經(jīng)不再發(fā)生明顯變化，氣缸和氣閥的流體域進(jìn)行網(wǎng)格劃分得到的結(jié)果如圖6所示。

圖6 氣缸和氣閥流體計(jì)算域網(wǎng)格

氣缸內(nèi)壓力求解過程在ANSYS Fluent中進(jìn)行，計(jì)算中的邊界條件設(shè)置為：入口邊界面壓力為進(jìn)氣壓力0.30 MPa， 出口邊界面壓力為排氣壓力0.85 MPa。 氣缸、活塞、氣閥流道內(nèi)的壁面視為絕熱壁面。 考慮到進(jìn)排氣溫度暫時(shí)未知，將進(jìn)口和出口邊界面設(shè)置在進(jìn)排氣腔內(nèi)與氣閥流道隔開一定距離的位置，溫度均為300 K。 流體介質(zhì)為空氣， 計(jì)算中空氣視為符合理想氣體狀態(tài)方程。湍流模型采用k-ε模型，求解方式采用適合瞬態(tài)計(jì)算的PISO方法。 計(jì)算過程中時(shí)間步長設(shè)置為2×10-5s，認(rèn)為每個(gè)時(shí)間步內(nèi)閥片速度恒定。 氣閥在其行程兩端與閥座或升程限制器發(fā)生碰撞時(shí)的回彈系數(shù)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)［15，16］設(shè)置為0.3。 活塞的運(yùn)動可以通過in-cylinder選項(xiàng)進(jìn)行定義。計(jì)算中采用動態(tài)鋪層的方式實(shí)現(xiàn)網(wǎng)格隨閥片和活塞壁面的運(yùn)動。

4 計(jì)算結(jié)果與分析

4.1 彈簧剛度對閥片載荷的影響

活塞相對于閥片的運(yùn)動方向如圖3b下方箭頭所示，活塞運(yùn)動過程中遮擋住氣閥流道部分入口造成閥片上壓力載荷不均勻，這會引起閥片的側(cè)傾或局部彎曲變形。 提取流體域中閥片朝向氣缸一側(cè)表面壓力分布如圖7所示。

圖7 閥片朝向氣缸一面壓力分布

圖7中排氣過程開始時(shí)， 活塞幾乎沒有遮擋排氣閥流道入口。 其中閥片正對氣閥入口流道的部分壓力較大。 而網(wǎng)狀閥各環(huán)的連接筋部分受到氣體壓力較小。 目前的網(wǎng)狀閥中常將彈簧僅布置在閥片外圈或網(wǎng)狀閥各圓弧與連接筋相交的位置，這些位置通?？晒┌惭b彈簧的空間較大。 但在氣閥開啟過程中這些位置所受的壓力相對較小。 對于非金屬材料制成的閥片，這種彈簧布置方式容易造成閥片受到壓力較大的位置發(fā)生彎曲變形和不均勻的碰撞， 可能加速閥片疲勞破壞。 在閥片設(shè)計(jì)中可以考慮將彈簧布置在網(wǎng)狀閥各圓弧部分以減小閥片開啟過程中的彎曲變形等情況。

4.2 彈簧剛度對閥片運(yùn)動的影響

如圖3所示在閥片上設(shè)置12個(gè)點(diǎn)， 活塞相對閥片往復(fù)運(yùn)動的方向如圖3中的箭頭所示。 根據(jù)閥片壓力計(jì)算結(jié)果可知，閥片的側(cè)傾主要源于閥片繞圖7中z軸的轉(zhuǎn)動， 因此提取1～6號點(diǎn)的位移進(jìn)行研究， 不同彈簧剛度下提取1～6號點(diǎn)的位移 如圖8所示。

圖8 閥片上不同位置的位移

氣閥開啟過程中閥片上的氣體作用力遠(yuǎn)大于彈簧力［11］，從圖8中也可以發(fā)現(xiàn)隨著彈簧剛度的變化，排氣閥開啟過程對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角沒有明顯變化。 筆者模擬的氣閥中彈簧全部位于閥片外圈位置。 開啟過程中閥片靠近中心且遠(yuǎn)離彈簧支撐位置的3、4點(diǎn)，向升程限制器運(yùn)動速度較快，靠近閥片邊緣的1、6點(diǎn)后接觸升程限制器發(fā)生碰撞。 排氣閥開啟過程中閥片會發(fā)生彎曲變形，且這種變形隨著彈簧剛度增大有所增加但變化不大。 排氣閥關(guān)閉過程中由于活塞已經(jīng)運(yùn)動到接近外止點(diǎn)的位置，氣閥流道入口被活塞遮擋住一部分， 造成從不同位置進(jìn)入氣閥的氣體流速不同，從圖7可以看出閥片上壓力很不均勻， 而排氣閥關(guān)閉過程開始時(shí)各個(gè)彈簧壓縮量幾乎相同，閥片各部分開始運(yùn)動時(shí)間存在差異，造成關(guān)閉過程中閥片發(fā)生傾斜等情況。

從圖8也可以發(fā)現(xiàn)彈簧剛度對氣閥關(guān)閉過程中閥片的運(yùn)動情況影響較大。 當(dāng)彈簧剛度為6 000 N/m時(shí)，閥片上壓力較小的一側(cè)（4、5、6號點(diǎn)一側(cè)）在彈簧作用下首先開始運(yùn)動，氣閥流道入口未被活塞完全遮擋的一側(cè)閥片表面氣體壓力較高，開始運(yùn)動晚，閥片側(cè)傾情況明顯。 而開始運(yùn)動較晚的一側(cè)（1、2、3號點(diǎn)一側(cè)）在碰撞后回彈較為明顯。彈簧剛度3 000 N/m時(shí)，彈簧力更小，關(guān)閉過程開始的時(shí)間延后。 此時(shí)流向閥片的氣體速度更低，閥片上壓力不均勻程度有所減小（圖7），閥片傾斜情況有所減輕，且閥片外圈上靠近彈簧的位置開始運(yùn)動的時(shí)間相對較早。

隨著彈簧剛度減小，排氣閥關(guān)閉過程中閥片開始向閥座運(yùn)動時(shí)對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角逐漸增大。 彈簧剛度為600 N/m時(shí)， 閥片靠近未被活塞遮擋的流道一側(cè)的點(diǎn)開始運(yùn)動和接觸閥座的時(shí)間略早且閥片接觸閥座后回彈高度較小，這與彈簧剛度較大時(shí)的計(jì)算結(jié)果不同。 這主要是由于彈簧剛度較小時(shí)，閥片已經(jīng)不能在活塞運(yùn)動到外止點(diǎn)前開始向閥座運(yùn)動，排氣閥關(guān)閉過程中氣缸內(nèi)壓力已經(jīng)低于排氣壓力，部分氣體反流向氣缸，閥片上未被活塞遮擋的一側(cè)在彈簧力和反流的氣體共同作用下以更快的速度向閥座運(yùn)動。 這加劇了氣閥關(guān)閉時(shí)閥片與閥座的碰撞，這種情況在發(fā)生氣閥彈簧失效故障造成彈簧力減小時(shí)也可能出現(xiàn)。因此，對于排氣閥彈簧失效故障應(yīng)關(guān)注氣閥關(guān)閉時(shí)的振動信號。

4.3 彈簧失效故障模擬結(jié)果

提取模擬計(jì)算過程中排氣閥螺栓頂部中間位置（圖3a中箭頭所指的位置）分別在正常運(yùn)行和彈簧失效狀態(tài)下關(guān)閉過程中的振動加速度信號。 其結(jié)果如圖9所示。

圖9 氣閥關(guān)閉過程振動加速度信號

對圖9中的振動加速度信號進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)?zāi)B(tài)分解（EMD）得到的前5階分量（IMF1～I(xiàn)MF5）分別如圖10、11所示。 對前5階分量分別計(jì)算樣本熵，得到的結(jié)果如圖12所示。

圖10 正常狀態(tài)振動信號EMD分解

圖11 彈簧失效后振動信號EMD分解

圖12 IMF樣本熵

從EMD分解得到的前5階分量可以發(fā)現(xiàn)，出現(xiàn)彈簧失效故障后，氣閥關(guān)閉時(shí)出現(xiàn)碰撞沖擊對應(yīng)的角度延后。 從氣閥振動信號進(jìn)行EMD分解得到的結(jié)果發(fā)現(xiàn)低頻分量變化明顯， 特別是IMF 3和IMF 4幅值出現(xiàn)較大的變化。 計(jì)算正常狀態(tài)和部分彈簧失效后IMF 1到IMF 5的樣本熵，其中信號的高頻部分復(fù)雜度較高。 在部分彈簧失效的情況下， 多數(shù)分量樣本熵基本不變或出現(xiàn)下降，而IMF 3的樣本熵異常增大。

將計(jì)算得到的振動信號EMD分解后的各階分量與樣本熵與文獻(xiàn)［23］中在往復(fù)壓縮機(jī)上進(jìn)行故障試驗(yàn)得到彈簧失效狀態(tài)下的振動信號做相同處理后的結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)模擬計(jì)算中加入彈簧失效故障前后信號各IMF和樣本熵的變化趨勢與故障試驗(yàn)結(jié)果一致。

5 結(jié)論

5.1 采用雙向流固耦合的方式對某往復(fù)壓縮機(jī)中排氣閥在3種不同彈簧剛度下的開啟和關(guān)閉過程進(jìn)行了模擬計(jì)算并對比，發(fā)現(xiàn)彈簧剛度取3 000 N/m時(shí)可以使得閥片彎曲和側(cè)傾現(xiàn)象較輕，同時(shí)不至于出現(xiàn)因?yàn)榕艢忾y以外氣體反流造成閥片上載荷過大的情況。

5.2 彈簧剛度對排氣閥關(guān)閉過程影響較大，隨著彈簧剛度增加， 閥片關(guān)閉過程中側(cè)傾情況加劇，但彈簧剛度過小時(shí)排氣閥在活塞到達(dá)外止點(diǎn)后才開始關(guān)閉，可能造成已經(jīng)被壓縮的氣體反流入氣缸， 加劇閥片與閥座的碰撞造成閥片過早破壞。

5.3 對部分彈簧失效的情況進(jìn)行了模擬計(jì)算并提取氣閥正常和故障狀態(tài)下的振動信號。 發(fā)現(xiàn)彈簧失效后氣閥振動信號EMD分解后低頻分量和樣本熵出現(xiàn)異常變化。 且采用文中模型計(jì)算的結(jié)果中，發(fā)生故障后信號特征變化趨勢與已有的故障試驗(yàn)結(jié)果相同，計(jì)算結(jié)果可以為往復(fù)壓縮機(jī)氣閥故障的診斷提供參考。