基于气阀双向流固耦合分析的故障机理研究

侯文辉

摘要：现阶段，我国社会发展迅速，促进了各个行业的进步。往复压缩机在石油化工、天然气储运等方面有着重要作用，其中零部件的运动较复杂且易损件较多，发生故障后可能造成重大损失。在往复压缩机的故障中，气阀组件的故障占比很大。网状阀是大型往复压缩机中常用的气阀类型，压缩机工作过程中网状阀的阀片在气体压力、弹簧力等载荷作用下运动，阀片承受交变载荷，容易发生疲劳破坏。目前已经有许多关于识别往复压缩机气阀故障的研究，包括从振动信号、温度信号及示功图等方面识别气阀的故障和运行状态，这类方法在诊断气阀泄漏、阀片断裂及弹簧失效等故障的过程中取得了良好的效果。双向流固耦合计算中可以更充分地考虑阀片与流体的相互作用、阀片上受到的流体载荷不均匀和阀片运动对其受到的流体载荷的影响。

关键词：气阀；流固耦合；故障机理；研究

引言

气动调节阀是一种用压缩的空气来提供动力的强制密封式阀门。主要用来切断或者限制管路中流体的流动。阀门的开闭或节流方式主要是借助阀杆施加的压力或者拉力来实现，当阀杆沿着轴向对阀瓣施加压力时，阀瓣与阀座之间的密封面间隙不断减小，最后紧密贴合起到密封作用，这种密封方式在密封面间隙不断减小的过程中，产生剧烈的流体扰动，如果操作不当会产生较大的噪声，从而影响阀门的正常使用。

1网状阀流固耦合模型的建立

选取排气阀及其周围部分的流道和该气阀的固体区域进行双向耦合计算。流体域中，气阀流道靠近气缸一侧入口设置一薄层流体域（8），在其下表面（5）上施加随时间变化的压力和温度作为边界条件，模拟气阀流道入口压力和温度随时间的变化，各时刻压力和温度值可以通过实际测量值或模拟计算得到。薄层流体域一侧的壁面（7）按照与活塞在对应位置相同的速度运动，模拟活塞运动过程中造成气阀流体域入口处流道形状随时间的变化。流体为空气，视为理想气体，湍流模型采用k-ε模型，求解方法为PISO。其中阀片表面设置为耦合面，阀座和升程限制器之间的流体域网格采用网格光顺法实现流体网格随固体壁面运动和变形。排气阀固体域有限元模型中，阀片采用带中间节点SOLID186单元，网格尺寸设置为0.8mm，其他区域采用无中间节点的SOLID185单元。对可能出现应力集中和碰撞的位置进行加密处理，阀片厚4mm，沿阀片厚度方向共5层单元。考虑到阀片非金属材料的弹性模量远小于气阀其他部分金属材料的，为减小计算量，除3000N/m弹簧刚度下的关闭过程外，其他算例中将除阀片外气阀的其他金属零件设置为刚体，在其表面设置接触单元。固体域中在阀片与阀座、升程限制器等零件之间设置碰撞接触，阀片与中心定位块之间设置摩擦接触，阀座和升程限制器外部台阶面处设置固定约束。气阀内的弹簧通过弹簧单元设置在阀片和升程限制器间的对应位置。

2数值模拟

2.1网格划分

导入流体计算域模型。设置网格划分方法为四面体，设置网格最大尺寸为４ｍｍ，最小网格尺寸不设下限，采用曲率离散方法，最终流体域网格数量为２８２２９８个单元，７５４２１个节点，固体域网格数量为３４０５２４个节点，２３１０８７个单元。流体域正交网格质量检查的最低质量为０．２２，固体域正交网格最低为０．１７。网格质量较高，满足计算需要。

2.2参数设置

采用质量流率入口设置，出口设置为自由流出口。考虑空气影响，打开多相流选项，设置材料为主相空气，次相为水。启动声学模型，设置声源为壁面，声压监测点为出口、出口和阀芯开口位置。湍流模型选用标准k⁃ｅ模型。标准k⁃ｅ模型同时考虑涡粘系数、湍动能以及耗散率，湍流模型输运方程中的系数k通过雷诺应力输运方程做张量收缩运算得到，出于物理机制的复杂性，通常根据类比的方法与湍动能中的对应项类似。在求解方法界面，设置算法为耦合算法，体积分数设置为二阶迎风；松弛因子设置为０．４，离散格式设为二阶迎风。

2.3结构强度计算

通过流体模拟计算软件，分别计算出气动调节阀在３０％开度、６０％开度和１００％开度情况下的流体压力，采用直接耦合的方式，将流体域外表面压力耦合到调节阀结构内表面，约束调节阀法兰上的螺栓孔，设置调节阀材料为普通结构钢。

3阀门参数化性能影响分析

3.1阀门转动间隙分析

为了保证旋转式燃气阀门转子的可靠转动和快速作动响应，转子和阀腔之间需要预留一定的间隙，预留间隙必须考虑到高温燃气工作环境下的热膨胀、高压气流冲击下的转子偏斜以及燃气泄漏量。值得注意的是，当阀门内气流达到压强平衡状态时，阀芯受力均衡不会产生径向偏斜，只在发动机工作初始瞬间，燃气充填阀门尚未达到压强平衡状态时，才会因为阀芯非旋转对称结构产生径向偏斜。气流冲击压强平衡过程为毫秒级，此时热膨胀量可以忽略，而热膨胀量随工作时间延长不断增大，因此，热膨胀与气流冲击对阀门间隙的影响不会叠加。针对整个工作过程中燃气阀门热膨胀情况进行有限元分析，数值仿真计算使用商业软件ABAQUS进行，考虑到阀芯壁面有180°扇形槽，取1/2实体建模。为了分析阀门工作初始高压燃气冲击对阀芯造成的偏斜，采用流固耦合有限元仿真手段。由于阀门空腔容积很小，气流填充压强平衡迅速，计算时间选取4ms，转子空心杯入口气流压强定常设置6MPa，喷管出口定常设置为0.1MPa。

阀门初始工作2ms腔内压强分布变化，左侧喷管处于开启状态，右侧喷管处于关闭状态。可以看出，0.6ms后，阀腔内气流压强已趋于平衡状态，空心杯内部与阀门间隙之间的压强差约为0.2MPa。在0.6ms前的气流充填过程中，由于气流从阀芯空心杯底部流入，空心杯结构内部压强会明显高于阀门转动间隙压强，阀芯内外表面受压不均衡导致阀芯整体会产生一定的径向膨胀。同时，右侧流阻相对较大，两侧喷管周围间隙区域存在压强差，因此，阀芯整体会向喷管关闭一侧产生偏斜。

3.2阀门负载及伺服参数分析

阀门进行推力方向动态切换过程中，需要克服惯性力矩和摩擦力矩。分析易知，在直径ϕ8mm喷管喉径、直径ϕ24mm阀腔设计条件下，理论上阀门至少需要旋转39°可保证两喷管的开关切换，由于装配精度、控制偏差等因素存在，在保证阀门到位时间的前提下，增大阀门设计转角有利于提高阀门切换可靠性。此外，电机减速器减速比影响输出转速和输出转矩，分别对阀门到位时间有不同的影响趋势。同时，较大减速比的减速器自身转动惯量也较大，不利于提升阀门高频动态响应特性。随着减速比的增大，虽然能够一定程度上缩短负载下的电机机械时间常数，但由于减速器自身转动惯量的增大以及输出转速的降低，仍然导致阀门到位时间显著延长。理论上越低的减速比越有利于缩短阀门到位时间，考虑到需要足够的输出转矩提升阀门切换可靠性，选定减速比为5.4。再通过对比方案1~4可知，在减速比为5.4的条件下，不超过120°阀门转角即可确保10ms以内的阀门到位时间，满足燃气阀门高频工作特性的需求。因此，基于弥补装配及控制偏差等因素影响，确保阀门转动到位，可以选取相对较大的阀门转角。

结语

同一阀门在相同质量流率条件下，开度越小，噪声越大；强度越低，开度越大，噪声越小，强度越高。同一阀门在同一开度条件下，质量流率越大，噪声越大，强度越低；质量流率越小，噪声越小，强度越高。阀门噪声的产生与流体流动特性有关，最大声强地点总是出现在阀门结构出现明显转折的位置上，该位置湍流强度大，流场紊乱，压力波动明显，因此采用不同的阀芯结构对阀门噪声有一定影响，从目前结构特点而言，如果要降低阀门噪声，建议采用蝶形阀芯，通过转变阀门打开方式，可以达到降低噪声的目的。

参考文献

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