基于氣閥雙向流固耦合分析的故障機理研究

吳 迪 王維民 孟凡昌 李啟行 郭美那

（1.北京化工大學 高端機械裝備健康監控與自愈化北京市重點實驗室；2.海洋石油工程股份有限公司）

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

網狀閥是大型往復壓縮機中常用的氣閥類型， 壓縮機工作過程中網狀閥的閥片在氣體壓力、彈簧力等載荷作用下運動，閥片承受交變載荷，容易發生疲勞破壞。 目前已經有許多關于識別往復壓縮機氣閥故障的研究， 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行狀態［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。

而在機械設備的設計和使用過程中常希望對氣閥的壽命或故障特征進行預判，實現預測性維護［5］。對此可以采取數據驅動的方法，利用神經網絡等從監測數據中提取特征信息對故障特征或壽命進行預測， 這種方法已經在航空發動機、滾動軸承等的壽命預測或故障診斷的預測中取得 了 良 好 的 效 果［6，7］。 對 于 往 復 壓 縮 機 的 氣 閥，LOUKOPOULOS P等采取從監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行了預測［8］。

對于新投產或尚在設計過程中的機械設備，往往缺少或沒有監測數據，這時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理和故障特征進行研究［9］。 對于制冷壓縮機中使用的簧片閥，目前已有利用應變片對其載荷進行測量的研究［10］。 而網狀閥或環狀閥閥片位于氣閥內部，往往不便于采用直接粘貼應變片測量應變的方法。 WANG Y等采用穿過閥座安裝的電渦流傳感器對環狀金屬閥片使用過程中的碰撞和側傾進行了研究［11］。 對于采用金屬材料的網狀閥閥片，也可以采取在閥座內安裝電渦流傳感器測量得到閥片運動規律的方法［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。 對于閥片的運動規律和載荷，可以采取將閥片的運動視為一維運動，建立描述閥片運動規律微分方程，對方程進行求解的方法，得到閥片的載荷和運動規律［13，14］。 CFD模擬的方法能夠更充分考慮壓縮機中流體對閥片運動的影響，其中在將閥片假設為一維運動的剛體的情況下得到的氣缸內壓力模擬結果與實驗結果吻合較好［15，16］。 而對于閥片上的應力狀況，已有采用顯式動力學計算軟件對閥片的運動過程進行模擬計算的方法，其中常認為閥片以一定的速度碰撞閥座或升程限制器［17］，或將實測的氣缸內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動對其受到的流體載荷的影響。 目前已經有對舌簧閥片進行雙向流固耦合計算的研究， 其中XIE F等采用雙向流固耦合的方法研究了簧片閥運動與排氣腔內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行了模擬，并對將氣閥假設為剛體進行計算的情況和考慮氣閥和懸臂彈簧變形的雙向流固耦合結果進行了對比，發現考慮氣閥和彈簧變形的雙向流固耦合結果更為準確［22］。

對于氣閥故障特征，常采取試驗臺上進行故障試驗的方式獲得［23］，目前也已經有采用模擬計算的方法獲取氣閥出現泄漏時氣缸內的壓力信號的方法［15］，而氣閥內部分彈簧失效時特征常表現為氣閥振動信號方面的異常［23］。

筆者研究了對網狀閥進行雙向流固耦合計算的方法，針對某往復壓縮機一級氣缸的一個網狀排氣閥進行仿真計算， 對3種不同彈簧剛度的情況和彈簧失效故障狀態進行模擬。 并提取正常運行和彈簧失效故障狀態下氣閥的振動信號進行分析。

1 網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域進行雙向耦合計算。 圖1為排氣閥區域雙向耦合模擬計算方法的示意圖。

圖1 排氣閥雙向耦合計算示意圖

流體域中， 如圖1所示氣閥流道靠近氣缸一側入口設置一薄層流體域（8），在其下表面（5）上施加隨時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間的變化，各時刻壓力和溫度值可以通過實際測量值或模擬計算得到。 薄層流體域一側的壁面（7）按照與活塞在對應位置相同的速度運動， 模擬活塞運動過程中造成氣閥流體域入口處流道形狀隨時間的變化。 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。 其中閥片表面設置為耦合面， 閥座和升程限制器之間的流體域網格采用網格光順法實現流體網格隨固體壁面運動和變形。 其中流體域有限體積網格模型如圖2所示。

圖2 排氣閥雙向耦合計算中的流體網格

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

圖3 排氣閥固體域有限元網格

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

本研究中閥片采用的PEEK材料參數根據生產商提供的數據得到［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——流體的導熱系數；

p——流場中的壓力；

ST——能量方程中的源項；

Su、Sv、Sw——動量方程源項在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力；

τs——流固耦合面上固體的應力。

流體域和固體域之間的數據交互利用System Coupling模塊實現。 雙向耦合計算中時間步長為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、氣閥在內的整個模型在活塞往復運動的整個周期進行雙向流固耦合計算量過于龐大，而容易造成氣閥損壞的載荷主要出現在氣閥開啟和關閉時閥片發生碰撞的過程中。 因此筆者重點對排氣閥開啟和關閉過程進行雙向流固耦合模擬計算。 采取先模擬計算得到氣缸內壓力和溫度結果，再對氣閥區域進行雙向流固耦合計算的方法。模擬計算利用ANSYS Workbench中的Fluent和瞬態動力學模塊進行，通過System Coupling模塊實現流體域與固體域的數據交互，具體流程如圖4所示。

圖4 模擬計算流程

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組彈簧剛度下的計算結果。 并在采用3 000 N/m剛度的彈簧時，在去除模型中氣閥內靠近曲軸一側的3個彈簧的情況下對氣閥彈簧失效故障進行模擬。

3 氣缸內壓力的計算

由于筆者模擬的往復壓縮機氣缸壓力監測數據尚未獲得，因此采用模擬計算的方法得到氣缸內壓力變化情況。 包括氣缸和氣閥在內的計算域示意圖如圖5所示，氣閥位于氣缸側面，氣閥類型為網狀閥。

圖5 氣缸和氣閥流體計算域示意圖

計算中所用到的往復壓縮機一級氣缸相關的部分參數如下：

轉速 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算過程中對閥片的運動進行適當簡化，認為閥片為僅沿氣閥軸線做一維運動，不發生傾斜和撓曲變形的剛體。 目前已經有實驗研究證明這種方法對氣缸內壓力和溫度的變化能夠進行足夠準確的計算［15，16］。

考慮到氣缸兩側對稱，為減小計算量，對氣缸和氣閥幾何模型提取流體域后選取其1/2劃分網格并設置對稱面，單元總數686 224時氣缸內壓力計算結果隨網格密度增加已經不再發生明顯變化，氣缸和氣閥的流體域進行網格劃分得到的結果如圖6所示。

圖6 氣缸和氣閥流體計算域網格

氣缸內壓力求解過程在ANSYS Fluent中進行，計算中的邊界條件設置為：入口邊界面壓力為進氣壓力0.30 MPa， 出口邊界面壓力為排氣壓力0.85 MPa。 氣缸、活塞、氣閥流道內的壁面視為絕熱壁面。 考慮到進排氣溫度暫時未知，將進口和出口邊界面設置在進排氣腔內與氣閥流道隔開一定距離的位置，溫度均為300 K。 流體介質為空氣， 計算中空氣視為符合理想氣體狀態方程。湍流模型采用k-ε模型，求解方式采用適合瞬態計算的PISO方法。 計算過程中時間步長設置為2×10-5s，認為每個時間步內閥片速度恒定。 氣閥在其行程兩端與閥座或升程限制器發生碰撞時的回彈系數根據經驗［15，16］設置為0.3。 活塞的運動可以通過in-cylinder選項進行定義。計算中采用動態鋪層的方式實現網格隨閥片和活塞壁面的運動。

4 計算結果與分析

4.1 彈簧剛度對閥片載荷的影響

活塞相對于閥片的運動方向如圖3b下方箭頭所示，活塞運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，這會引起閥片的側傾或局部彎曲變形。 提取流體域中閥片朝向氣缸一側表面壓力分布如圖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， 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。 而網狀閥各環的連接筋部分受到氣體壓力較小。 目前的網狀閥中常將彈簧僅布置在閥片外圈或網狀閥各圓弧與連接筋相交的位置，這些位置通常可供安裝彈簧的空間較大。 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。 在閥片設計中可以考慮將彈簧布置在網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 彈簧剛度對閥片運動的影響

如圖3所示在閥片上設置12個點， 活塞相對閥片往復運動的方向如圖3中的箭頭所示。 根據閥片壓力計算結果可知，閥片的側傾主要源于閥片繞圖7中z軸的轉動， 因此提取1～6號點的位移進行研究， 不同彈簧剛度下提取1～6號點的位移 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大于彈簧力［11］，從圖8中也可以發現隨著彈簧剛度的變化，排氣閥開啟過程對應的曲軸轉角沒有明顯變化。 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離彈簧支撐位置的3、4點，向升程限制器運動速度較快，靠近閥片邊緣的1、6點后接觸升程限制器發生碰撞。 排氣閥開啟過程中閥片會發生彎曲變形，且這種變形隨著彈簧剛度增大有所增加但變化不大。 排氣閥關閉過程中由于活塞已經運動到接近外止點的位置，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， 而排氣閥關閉過程開始時各個彈簧壓縮量幾乎相同，閥片各部分開始運動時間存在差異，造成關閉過程中閥片發生傾斜等情況。

從圖8也可以發現彈簧剛度對氣閥關閉過程中閥片的運動情況影響較大。 當彈簧剛度為6 000 N/m時，閥片上壓力較小的一側（4、5、6號點一側）在彈簧作用下首先開始運動，氣閥流道入口未被活塞完全遮擋的一側閥片表面氣體壓力較高，開始運動晚，閥片側傾情況明顯。 而開始運動較晚的一側（1、2、3號點一側）在碰撞后回彈較為明顯。彈簧剛度3 000 N/m時，彈簧力更小，關閉過程開始的時間延后。 此時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動的時間相對較早。

隨著彈簧剛度減小，排氣閥關閉過程中閥片開始向閥座運動時對應的曲軸轉角逐漸增大。 彈簧剛度為600 N/m時， 閥片靠近未被活塞遮擋的流道一側的點開始運動和接觸閥座的時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的計算結果不同。 這主要是由于彈簧剛度較小時，閥片已經不能在活塞運動到外止點前開始向閥座運動，排氣閥關閉過程中氣缸內壓力已經低于排氣壓力，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動。 這加劇了氣閥關閉時閥片與閥座的碰撞，這種情況在發生氣閥彈簧失效故障造成彈簧力減小時也可能出現。因此，對于排氣閥彈簧失效故障應關注氣閥關閉時的振動信號。

4.3 彈簧失效故障模擬結果

提取模擬計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）分別在正常運行和彈簧失效狀態下關閉過程中的振動加速度信號。 其結果如圖9所示。

圖9 氣閥關閉過程振動加速度信號

對圖9中的振動加速度信號進行經驗模態分解（EMD）得到的前5階分量（IMF1～IMF5）分別如圖10、11所示。 對前5階分量分別計算樣本熵，得到的結果如圖12所示。

圖10 正常狀態振動信號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階分量可以發現，出現彈簧失效故障后，氣閥關閉時出現碰撞沖擊對應的角度延后。 從氣閥振動信號進行EMD分解得到的結果發現低頻分量變化明顯， 特別是IMF 3和IMF 4幅值出現較大的變化。 計算正常狀態和部分彈簧失效后IMF 1到IMF 5的樣本熵，其中信號的高頻部分復雜度較高。 在部分彈簧失效的情況下， 多數分量樣本熵基本不變或出現下降，而IMF 3的樣本熵異常增大。

將計算得到的振動信號EMD分解后的各階分量與樣本熵與文獻［23］中在往復壓縮機上進行故障試驗得到彈簧失效狀態下的振動信號做相同處理后的結果對比，發現模擬計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結果一致。

5 結論

5.1 采用雙向流固耦合的方式對某往復壓縮機中排氣閥在3種不同彈簧剛度下的開啟和關閉過程進行了模擬計算并對比，發現彈簧剛度取3 000 N/m時可以使得閥片彎曲和側傾現象較輕，同時不至于出現因為排氣閥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閉過程影響較大，隨著彈簧剛度增加， 閥片關閉過程中側傾情況加劇，但彈簧剛度過小時排氣閥在活塞到達外止點后才開始關閉，可能造成已經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行了模擬計算并提取氣閥正常和故障狀態下的振動信號。 發現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異常變化。 且采用文中模型計算的結果中，發生故障后信號特征變化趨勢與已有的故障試驗結果相同，計算結果可以為往復壓縮機氣閥故障的診斷提供參考。