考虑瞬态流固耦合的高压隔膜泵单向阀冲击特性研究

Research on impact characteristics of check valves in high-pressure diaphragm pumps considering transient fluid-structure interaction

摘要

为揭示高压隔膜泵单向阀流固耦合特性和阀芯冲击失效机理，融合流固耦合和显式动力学理论， 构建单向阀开合过程流体和阀芯运动瞬态流固耦合模型，探究阀芯结构变形和等效应力的变化规律， 分析阀芯回座过程的冲击响应特性. 结果表明：单向阀开合过程中，阀芯变形量与等效应力随时间的增加呈现先增大后减小趋势，最大变形量出现在胶垫位置，约0.11 mm，且在导向杆末端边缘观测到应力集中现象，最大等效应力为14.115 MPa. 阀芯回座过程中，阀芯沿轴向的位移呈现衰减振荡特征，最终下落位移量约为0.7 mm. 碰撞冲击瞬间， 最大等效应力位于压盖和阀锥交界处，为37.6 MPa，对阀芯结构产生强冲击作用， 是结构疲劳的主要诱因；而阀座应力则沿内锥面呈现先增后减趋势，最大等效应力在其与胶垫的上接触面，为1.931 1 MPa，使该区域的阀座形成双锥面特征，影响了单向阀的气密性.

Abstract

To reveal the fluid-structure interaction characteristics and valve core impact failure mechanism of high-pressure diaphragm pump check valve， the fluid structure coupling model and valve core motion transient fluid structure coupling model during the opening and closing process of the check valve were constructed by integrating the fluid structure coupling and explicit dynamics theory， the variation rules of valve core structural deformation and equivalent stress were explored， and the impact response characteristics of the valve core during the reseating process were analyzed. The results show that： during the opening and closing process of the check valve， the deformation and equivalent stress of the valve core first increases and then decreases as time progresses， and the maximum deformation occurs at the rubber pad position of about 0.11 mm； the stress concentration phenomenon is observed at the end edge of the guide rod， and the maximum equivalent stress is 14.115 MPa. During the process of valve core reseating， the displacement along the axial direction of the valve core presents attenuation oscillation characteristics， and the final downward displacement is about 0.7 mm. At the moment of impact， the maximum equivalent stress at the junction of the gland and the valve cone is 37.6 MPa， which has a strong impact on the valve core structure， and is the main cause of structural fatigue； The stress of the valve seat increases first and then decreases along the inner cone， and the maximum equivalent stress on the upper contact surface between the valve seat and the rubber pad is 1.931 1 MPa， which makes the valve seat in this area form a double cone feature and affects the air tightness of the check valve.

Graphical abstract

关键词

单向阀 / 流固耦合 / 显式动力学 / 回座过程 / 冲击特性

Key words

check valves / fluid-structure interaction / explicit dynamics / reseating process / impact characteristics

往复式高压隔膜泵是浆体输送管道系统的核心动力设备， 其凭借输送压力大、自吸能力强和不易堵塞等优势， 在高压力、长距离、高扬程等管道输送工程中应用广泛^［1］. 单向阀作为隔膜泵中动作最频繁的流体控制元件， 通过往复运动驱动流体介质单向输送， 以确保泵的吸排液功能正常运行^［2］. 然而， 阀芯在长时间的启闭过程中， 频繁受到腔内流体介质和固体限位装置的冲击作用， 诱发单向阀出现磨损、泄漏和击穿等故障， 从而导致隔膜泵停机. 因此， 开展高压隔膜泵单向阀流场与阀芯流固耦合建模， 深入研究其冲击响应特性和失效机理， 对于设备的运行维护和部件优化设计具有重要的理论指导和工程应用价值.

目前， 在泵阀振动和冲击响应特性研究领域， 多采用流固耦合方法和固液两相流理论开展数值模拟分析， 揭示流场作用下的阀体力学行为及其对流场的反作用. 张伟政等^［3］针对不同开度下的蝶阀进行了流固耦合建模， 探究了阀体在流体作用下随开度变化的结构力学演变规律， 发现50%开度下的阀体更易发生流激共振现象. LI等^［4］构建了蝶阀小开度下的流-热-固耦合仿真模型， 从不同开度下的阀内流场分布情况发现， 在10%开度下该阀体结构最有可能发生共振现象. WU等^［5］构建了往复式压缩机吸入阀的三维流固耦合模型， 研究了阀门振荡运动对阀座和缸盖的冲击作用影响. XIE等^［6］以R32压缩机为研究对象， 采用流固耦合技术模拟了压缩机排气阀的工作过程， 发现排气阀气门的升程越大， 阀片对挡块的冲击速度和冲击应力越大， 从而导致阀片产生断裂. 然而， 以上研究大都只构建了阀门定开度仿真模型， 未考虑流体与阀芯运动之间动态耦合作用对阀门瞬态冲击特性的影响.

针对此问题， 学者引入显式动力学方法对阀门瞬态开合过程的冲击特性进行研究. 赵帅等^［7］基于单向瞬态流固耦合方法， 对旋启式止回阀关闭过程进行了数值分析， 得到了不同阀门开度对内部流场分布和结构场应力变化的影响规律. 钟功祥等^［8］采用Ls-Dyna软件对不同橡胶圈伸出厚度、阀体锥角、阀座类型及泵阀的冲击特性进行了动态仿真分析， 得到了使阀体具有最佳冲击性能的参数取值范围. 张希恒等^［9］利用了Ls-Dyna软件对止回阀开合过程中的回座冲击碰撞进行模拟分析， 揭示了阀体的应力分布情况. 宋学官等^［10］构建了安全阀瞬态过程的CFD模型， 开展了流-固-热多场耦合的阀门冲击过程数值模拟研究， 阐明了介质压力与阀盘应力之间的变化关系. 以上研究对本文具有重要指导意义， 但这些研究多以小口径、常规压力下的泵阀为研究对象， 缺少对往复式、高压力和大口径隔膜泵单向阀的瞬态冲击特性的研究.

综上所述， 本文结合流固耦合和显式动力学理论， 建立往复式高压隔膜泵单向阀瞬态流固耦合模型， 探究流体-阀芯动态耦合作用对阀芯结构冲击特性的影响机制， 并分析流体载荷与回座效应对阀芯结构的冲击响应规律， 为泵阀的失效机理研究和抗冲击结构优化提供理论基础.

1 物理模型构建及仿真参数确定

1.1 模型构建与简化

往复式高压隔膜泵的结构如图1所示， 其单向阀工作原理是通过机械动力端曲柄连杆的往复运动， 驱动液动力端隔膜片发生形变， 以实现工作腔内容积的周期性变化. 通常装配类型为盘形锥阀式， 其阀体结构呈现锥形构造， 流体介质流经阀口时会形成锥形流段特征. 主要由限位器、腔体、压缩弹簧、阀芯和阀座组成， 阀芯又由阀锥、导向杆、压盖以及胶垫装配而成， 如图2所示， 所用标准阀锥的半锥角为35°， 胶垫突出高度h为1.5 mm.

利用SolidWorks软件构建单向阀的三维物理模型，考虑到大尺寸模型所划分的网格数量较多，为确保仿真计算的效率和准确性，对单向阀结构进行合理简化处理，忽略了弹簧形状以及阀芯表面凹槽、倒角等对仿真结果影响极小的结构特征，同时对阀芯施加运动约束条件来定义限位器和腔体的物理边界行为，得到简化后的单向阀物理模型，如图2（b）所示.

1.2 材料参数

根据国际标准ASTM D792和ISO 527的相关规定以及单向阀的出厂材料属性参数， 设定各零部件的材料参数， 如表1所示.

其中， 由于聚氨酯（PUR）表现为超弹性近似不可压缩体， 选择采用Mooney-Rivlin（M-R）模型来描述聚氨酯材料的本构关系^［11］. 其弹性模量、不可压缩系数及M-R的2个模型系数之间有如下关系式：

C_{\mathrm{10}}+C_{\mathrm{01}}=\frac{E}{\mathrm{6}}（1）

C_{\mathrm{01}}=\frac{C_{\mathrm{10}}}{\mathrm{4}}（2）

d=\frac{\mathrm{1}-\mathrm{2}\mu }{C_{\mathrm{10}}+C_{\mathrm{01}}}（3）

式中：E为材料弹性模量；C₁₀和C₀₁为M-R模型系数；d为不可压缩系数；µ为泊松比.

由表1可知，聚氨酯材料的弹性模量为0.06 GPa， 泊松比为0.45，故C₁₀=8 MPa， C₀₁=2 MPa， d=0.01/MPa.

1.3 工况参数

为确保仿真结果的可靠性， 本文依据工业现场环境选取工况参数：入口流量Q=29.2 kg/s， 入口速度v=\mathrm{2.6}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\mathrm{4.54}t) m/s，t为瞬态仿真时间，出口压力0.78 MPa， 弹簧刚度系数4 000 N/m， 预紧力10 N， 阀芯质量13 kg.

2 瞬态流固耦合建模与数值模拟分析

2.1 瞬态流固耦合模型构建

单向阀阀芯的开合过程是一种复杂的流固耦合运动系统. 鉴于阀芯材料具有较高的结构刚度， 在流体载荷作用下的弹性变形量较小， 对于流场分布的反向影响可以忽略不计^［12］. 因此， 为了兼顾计算精度与求解效率， 本文采用单向瞬态流固耦合方法， 通过流场计算模型获得流体压力载荷， 并作为激励单向传递至阀芯结构表面进行瞬态动力学分析， 从而揭示流体激励下的阀芯冲击特性.

2.1.1 流场计算模型

针对高压隔膜泵单向阀复杂流场特性， 采用雷诺时均法（Reynolds average navier-stokes， RANS）处理N-S方程， 并结合压力隐式算子分割算法（pressure implicit with splitting of operators， PISO）进行瞬态过程求解. 通过设置流体的浆体属性， 如密度和黏度系数等， 来精确模拟浆体的流动行为. 假设阀内浆体为不可压缩等温流体， 耦合求解连续性方程和动量方程， 即可实现方程组封闭^［13］. 同时， 考虑单向阀的实际运行工况和流域结构复杂性， 采用RNG k-ε湍流模型捕捉流场分布细节^［14］.

湍流动能k输送方程为：

\frac{\partial (\rho k)}{\partial t}+\frac{\partial \left(\rho k{u}_i\right)}{\partial x_i}=\frac{\partial }{\partial x_j}\left[{\alpha }_k{\mu }_{\mathrm{e}\mathrm{f}\mathrm{f}}\frac{\partial k}{\partial x_j}\right]+G_{\mathrm{k}}+G_{\mathrm{b}}-\rho \epsilon（4）

湍流耗散率ε输送方程为：

\frac{\partial (\rho \epsilon )}{\partial t}+\frac{\partial \left(\rho \epsilon u_i\right)}{\partial x_i}=\frac{\partial }{\partial x_j}\left[{\alpha }_{\epsilon }{\mu }_{\mathrm{e}\mathrm{f}\mathrm{f}}\frac{\partial \epsilon }{\partial x_j}\right]+

C_{\mathrm{1}\epsilon }\frac{\epsilon }{k}\left(G_{\mathrm{k}}+C_{\mathrm{3}\epsilon }{G}_{\mathrm{b}}\right)-C_{\mathrm{2}\epsilon }\rho \frac{{\epsilon }^{\mathrm{2}}}{k}（5）

式中：α_ε 和α_k 分别为ɛ与k的有效普朗特数倒数；µ_eff为湍流黏性系数；G_b和G_k分别代表由浮力和速度梯度产生的湍流动能；C_1ε 和C_2ε 为模型系数， 分别取1.42和1.68；u_i 为流体在i方向上的平均速度分量；x_i 为i方向的空间坐标分量.

2.1.2 结构应力场计算模型

阀芯运动过程中， 流体动载荷会诱发阀芯结构产生固体变形， 该形变又对流场产生扰动影响， 导致流体介质与阀芯间形成动态流固耦合运动系统. 在其模态分析中， 将流体作用力作为预应力载荷， 提取阀芯结构模态并解析振动响应， 单向阀流固耦合和结构模态计算理论表示如下^［15］.

流体载荷交互作用下的阀芯运动控制方程：

{\mathit{M}}_{\mathrm{s}}\frac{{\mathrm{d}}^{\mathrm{2}}{r}_{\mathrm{s}}}{\mathrm{d}{t}^{\mathrm{2}}}+{\mathit{C}}_{\mathrm{s}}\frac{\mathrm{d}{r}_{\mathrm{s}}}{\mathrm{d}t}+{\mathit{K}}_{\mathrm{s}}{r}_{\mathrm{s}}+{\tau }_{\mathrm{s}}=\mathrm{0}（6）

流固耦合控制方程：

\left\{\begin{array}{l}{n}_{\mathrm{f}}{\tau }_{\mathrm{f}}=n_{\mathrm{s}}{\tau }_{\mathrm{s}}\\ r_{\mathrm{f}}=r_{\mathrm{s}}\end{array}\right.（7）

结构模态方程：

\left(\left[{\mathit{K}}_{\mathrm{s}}\right]-{\omega }_n^{\mathrm{2}}\left[{\mathit{M}}_{\mathrm{s}}\right]\right)\left\{{\mathit{\phi }}_{\mathit{n}}\right\}=\mathrm{0}（8）

式中： M_s为系统质量矩阵；C_s为外界阻尼矩阵； K_s为系统刚度矩阵；n_s和n_f分别表示阀芯和流体耦合面法向余弦；τ_f和τ_s分别表示系统耦合面的流体载荷力和阀芯作用力；r_f和r_s分别表示系统耦合面的流体位移量和阀芯变形量；\left\{{\mathit{\phi }}_n\right\}表示系统第n阶阵型向量；{\omega }_n表示系统第n阶固有频率.

2.2 流场域数值模拟分析

2.2.1 流道模型构建与网格划分

通过ANSYS软件对单向阀进行流体抽取， 生成流道模型， 并采用四面体网格对计算域进行离散处理， 得到单向阀三维网格模型， 如图3所示. 同时， 由于模型结构复杂， 为平衡计算效率和结果准确性， 采用6DOF模型和动网格算法， 调整网格尺度及歪斜率等参数， 实现计算域网格的动态更新^［16］.

2.2.2 网格无关性验证

以单向阀平均出口流量和阀芯最大升程高度作为评判指标， 进行模型网格无关性验证， 结果如表2所示. 可以看出， 当网格单元数量超过221万个， 流场计算域的出口流量和阀芯最大升程高度基本无变化， 为兼顾仿真模拟的计算量和精度， 选取221万个网格单元数量作为网格划分标准.

2.2.3 流场特性分析

通过数字模拟，得到单向阀不同开合状态下的阀内流场速度和压力云图，如图4和图5所示. 由图4可知：阀门开启阶段，高速流体集中分布在阀体入口侧和阀隙流场入口处，在全开度（t=0.13 s）下的阀隙最大流速达到6.513 m/s.这是由阀盘和阀座间隙通道节流效应引起的流速激增现象.当大量流体灌入阀室腔内后，阀隙流场处流速衰减，高速射流经通道出口形成沿速度梯度变化的流线轨迹.在阀门关闭过程中，阀室内流体流速峰值出现在阀门半关闭状态（t=0.55 s）下，最大流速为11.590 m/s，腔内流体在壁面剪切流的扰动下逐渐扩散， 最终形成紊流状态. 图5的流场压力分布云图表明：在阀门开合过程中， 入口侧流域形成高压区， 间隙流场处压力呈现递减趋势， 出口侧流体压力相对稳定；阀室内流体压力峰值出现在阀门半关闭状态下， 最大压力为0.821 MPa， 阀隙处流场存在剧烈压力梯度变化. 这种大幅压力波动引发的流体激振力以脉动载荷的形式持续冲击阀芯结构， 是引发单向阀结构振动与疲劳的潜在因素.

2.3 固体域数值模拟分析

2.3.1 网格划分及边界条件设置

固体域模型统一采用四面体网格划分.同时，为保证单向阀流固耦合计算的收敛性，使固体域传输交界面处的网格尺寸与流体域保持一致，并对阀芯和阀座的接触面网格进行局部加密处理.经过网格无关性验证， 最终确定网格数量为231 542，得到阀芯和阀座的三维网格模型如图6所示.

参考实际运行中的阀芯运动约束情况， 设定仿真计算时的边界条件， 如图7所示， 具体如下：

1）边界约束条件：在导向杆外侧面施加圆柱面约束， 限制其切向和径向方向的位移；在阀座和导向爪外侧添加固体支撑；在阀芯轴向方向施加频率为0.725 Hz、幅值为0.011 m的正弦位移运动， 模拟阀芯的往复式轴向运动过程.

2）载荷边界条件：定义阀芯重力方向， 添加重力载荷；将阀芯与流体所接触的外表面设置为载荷传输面；将流体压力载荷数据传输至阀芯外表面进行瞬态结构分析， 时间间隔t=0.01 s.

2.3.2 瞬态结构分析

利用ANSYS软件的Transient Structural模块，将流场域中非定常数值模拟得到的流体载荷加载到阀芯上进行瞬态结构分析，得到阀芯关闭时刻（t=0.7 s）的变形和等效应力分布云图，如图8（a）和图8（b）所示.从图8（a）中可以看出，受流体冲击载荷影响，阀芯变形位置集中在胶垫处，最大变形量约为0.110 mm，而其余组件基本没有出现形变现象.这是因为聚氨酯胶垫较阀锥和压盖等其他部件材料硬度更低、弹性更高，在流体压力下承担了主要的变形，起到了缓冲和密封的关键作用.从图8（b）中可以观察到，在导向杆和压盖接触处出现最大等效应力，为14.115 MPa， 且导向杆上出现大幅度变化的应力分布现象. 结合前面的流场分析可知， 这是由于阀芯两侧流场的大幅压力波动产生的横向激振力， 引发阀芯产生横向振荡位移. 同时， 受限位器导向套的位移约束， 导向杆受轴向压/拉应力和横向载荷弯曲应力的共同作用， 导致其与压盖的接触边缘发生应力集中现象， 使得该处成为疲劳薄弱点.

此外，为进一步揭示阀芯在整个开合过程中的瞬态结构力学特性，绘制了结构最大变形量和最大等效应力随时间演变的曲线图，见图9（a）和图9（b）. 由图9可知：总体上，随时间增加，阀芯变形量和等效应力值均呈现先增大后减小的趋势.其中，变形量的最大变化范围小于0.02 mm，而等效应力最大变化范围达到2.5 MPa，且波动幅度较大.在0.32 s时刻，阀芯变形量和等效应力同时达到最大峰值，分别为0.128 mm和16.625 MPa.造成以上情况的原因是，阀芯运动到最大开度位置，阀隙通道流体的过流面积和流动速率最大，导致此时刻的阀芯结构变形和等效应力最大.

从隔膜泵运行机理分析， 在机械动力端曲柄滑块机构的作用下， 液压缸中的活塞速度呈正弦规律变化， 导致阀腔内流场的流量和压力呈现先增大后减小的变化趋势. 受此影响， 该流体载荷作用在阀芯上时， 其变形量和等效应力也呈现先增大后减小的变化规律.

3 基于显式动力学的回座冲击特性分析

在高压隔膜泵排吸矿浆过程中， 单向阀阀芯的高频次、大速度回座冲击会造成阀体结构损伤和阀座密封性降低， 诱发磨损、泄漏和击穿等故障^［17］. 因此， 本文采用Ls-Dyna显式动力学软件， 探究阀芯和阀座冲击瞬间的结构力学演变规律.

3.1 显式动力学计算理论

基于ANSYS有限元仿真求解器显式动力学计算模块中的结构动力学求解方程（9）， 可以推导得到系统在各个离散时间点的公式（10）：

\mathit{M}\ddot{\mathit{u}}+\mathit{C}\dot{\mathit{u}}+\mathit{K}\mathit{u}=\mathit{F}（9）

\widehat{\mathit{M}}{\mathit{u}}_{t+\mathrm{\Delta }t}={\widehat{\mathit{R}}}_{\mathit{t}}（10）

式中： M 、 C 、 K 分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵；\ddot{\mathit{u}}、\dot{\mathit{u}}、 u 分别为系统的加速度向量、速度向量和位移向量； F 为系统的载荷向量；\widehat{\mathit{M}}和{\widehat{\mathit{R}}}_t分别为系统的有效质量矩阵和有效载荷矩阵， 即：

\widehat{\mathit{M}}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{\Delta }{t}^{\mathrm{2}}}\mathit{M}+\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}\mathrm{\Delta }t}\mathit{C}（11）

{\widehat{\mathit{R}}}_{\mathit{t}}={\mathit{F}}_t-\left(\mathit{K}-\frac{\mathrm{2}}{\mathrm{\Delta }{t}^{\mathrm{2}}}\mathit{M}\right){\mathit{u}}_{\mathit{t}}-\left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{\Delta }{t}^{\mathrm{2}}}\mathit{M}-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}\mathrm{\Delta }t}\mathit{C}\right){\mathit{u}}_{t-\mathrm{\Delta }t}（12）

依据给定的初始条件和初始计算方法， 通过式（10）递推求解各个离散时间点的位移量， 得到各个单元的应变、应力信息.

3.2 冲击动力学建模

由于单向阀阀芯和阀座都属于轴对称结构， 因此选取其中心截面进行冲击瞬间的受力分析， 具体受力情况如图10所示.

在阀体轴线方向上的力平衡公式为：

G_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+\mathrm{\Delta }{P}_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+F_{\mathrm{i}\mathrm{m}}=\mathrm{2}{N}_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha +\mathrm{2}{F}_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha（13）

\begin{array}{l}{G}_{\mathrm{s}\mathrm{e}\mathrm{a}\mathrm{t}}+\mathrm{\Delta }{P}_{\mathrm{s}\mathrm{e}\mathrm{a}\mathrm{t}}+\mathrm{2}{F}_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha +\mathrm{2}{N}_{\mathrm{1}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha =\\ \mathrm{2}{N}_{\mathrm{2}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta +\mathrm{2}{F}_{\mathrm{2}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta \end{array}（14）

式中：α为阀芯锥角；β为阀座外锥角；G_disc和G_seat分别为阀芯和阀座的重力；ΔP_disc和ΔP_seat分别为阀芯和阀体的上下流体压差力；N₁为阀芯和阀座之间的正压力；F₁为阀芯与阀座接触面的动摩擦力；N₂为阀座与腔体间的正应力；F₂为阀座与腔体间的动摩擦力；F_im为冲击力.

由动量定理、摩擦力计算公式可得：

\left\{\begin{array}{l}{F}_{\mathrm{i}\mathrm{n}}t=mv\\ F_{\mathrm{1}}={\mu }_{\mathrm{1}}{N}_{\mathrm{1}}\\ F_{\mathrm{2}}={\mu }_{\mathrm{2}}{N}_{\mathrm{2}}\end{array}\right.（15）

式中：m为阀芯质量；v为产生冲击的初始速度；t为冲击作用时间；µ₁和µ₂分别为阀芯与阀座间、阀座与腔体间的动摩擦系数.

联立式（13）~式（15）可得， 阀芯与阀座间的冲击作用力为：

N_{\mathrm{1}}=\frac{G_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+\mathrm{\Delta }{P}_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+\frac{mv}{t}}{\mathrm{2}\left(\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha +{\mu }_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha \right)}（16）

阀芯与腔体间的冲击作用力为：

N_{\mathrm{2}}=\frac{G_{\mathrm{s}\mathrm{e}\mathrm{a}\mathrm{t}}+G_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+\mathrm{\Delta }{P}_{\mathrm{d}\mathrm{i}\mathrm{s}\mathrm{c}}+\mathrm{\Delta }{P}_{\mathrm{s}\mathrm{e}\mathrm{a}\mathrm{t}}+\frac{mv}{t}}{\mathrm{2}\left(\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta +{\mu }_{\mathrm{2}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta \right)}（17）

从式（16）、式（17）可知， 阀芯冲击速度越大， 冲击时间越短， 阀芯和阀座的中间作用力就越大， 且阀座与腔体间的作用力只受二者之间的配合关系影响， 与阀芯和阀座的配合关系无关.

3.3 冲击边界条件设定

在数值模拟分析中， 对阀芯施加0.1 m/s的初始速度， 并在其上表面施加0.5 MPa的流体压差力. 同时， 在阀芯导向杆上施加圆柱形约束， 在阀座底面施加固定约束. 考虑到阀门各部件在冲击过程中存在接触行为， 需要对各部件的接触面施加相应的接触关系. 其中， 设置胶垫与阀座的接触类型为弹性体与刚性体接触， 接触关系选择罚函数， 而阀锥和阀座的接触关系则采用拉格朗日法.

3.4 冲击特性分析

图11为阀芯回座冲击过程中的下落位移和等效应力曲线图. 由图11可知， 在整个冲击过程中， 阀芯轴向位移呈现衰减振荡变化趋势，最终下落位移量约为0.7 mm. 这是由于聚氨酯胶垫具有高弹性、耐冲击的动态性能，在冲击碰撞的瞬间，胶垫受阀座支撑力挤压变形，将动能转化为弹性势能释放，推动阀芯反向运动.同时在流场压差力和材料内部阻尼的共同作用下，振动能量不断耗散，振幅逐渐衰减， 最终稳定在由重力和流体静压决定的平衡位置.在0.002 5 s时阀芯与阀座发生碰撞冲击，阀芯下落位移量达到最大值为1.35 mm. 但在胶垫的缓冲作用下，阀锥与阀座未发生硬性碰撞，此时阀芯结构产生最大等效应力为37.6 MPa.随着时间推进，阀芯下落位移曲线和等效应力曲线呈反向变化趋势，最终稳定于13 MPa.

通过数值模拟得到冲击时刻下的阀芯结构变形和等效应力分布特性，如图12所示. 由图12（a）可知，阀芯形变集中在胶垫区域，最大变形位置位于胶垫下侧，变形量约为0.716 mm.主要是由于聚氨酯材料具有高弹性和近似不可压缩性，使其在阀座冲击挤压下产生显著的变形.而阀锥和压盖由弹性模量较大的合金钢和中碳铸钢构成，其变形类型主要表现为刚性位移，轴向位移量分别为0.705 mm和0.681 mm.从图12（b）可以看出，受冲击瞬间惯性力影响，阀芯压盖所受的应力作用更为显著，最大等效应力位于压盖和阀锥交界处，为37.6 MPa.这是因为碰撞瞬间，阀芯整体急剧减速， 巨大的惯性力作用于阀芯各部分.压盖通过其与阀锥的连接面传递冲击载荷，引起该交界处的几何突变， 导致了应力集中.结合前文流场域分析可知，相较于流体载荷对阀芯结构的影响，回座冲击对阀芯结构的冲击更为显著，是其疲劳变形的主要原因.

为进一步研究阀芯冲击下的阀座结构应力分布， 绘制阀座内锥面从上到下的各节点应力值和等效应力云图， 如图13和图14所示.应力沿阀座内锥面呈现先增大后减小的趋势， 在阀座与胶垫接触位置出现应力集中现象， 最大等效应力位于胶垫上边界接触位置， 为1.931 1 MPa. 其原因是胶垫在压缩下向外膨胀， 对阀座锥面产生局部高压. 在持续的回座冲击过程中， 这种周期性的局部高应力反复作用于该阀座位置， 一旦超过材料的疲劳极限， 就会导致其表面发生塑性变形和材料磨损， 最终使得阀体出现磨损泄漏现象.

通过对比分析用于矿浆输送的高压隔膜泵单向阀的阀座失效前后宏观外貌可以看出：未接触阀锥的阀座锥面区域， 外观基本保持原貌. 与胶垫接触区域则出现明显的挤压变形， 使阀座形成双锥面特征， 导致单向阀的密封性能降低， 如图15所示. 该失效特征与上述数值模拟分析的应力集中区域高度吻合， 进一步验证了仿真模型的正确性和所揭示失效机理的准确性.

4 结 论

本文基于流固耦合和显式动力学理论， 构建了往复式高压隔膜泵单向阀瞬态流固耦合模型， 系统分析了单向阀开合过程中的流场特性及其对阀芯结构的瞬态冲击特性， 探究了阀芯回座冲击瞬间的结构力学演变规律与失效机理， 主要结论如下：

1） 在单向阀开启时， 阀隙通道的节流效应导致入口处局部流速激增， 最大流速为11.590 m/s， 进入阀室腔内后， 在壁面剪切扰动下逐渐扩散， 形成紊流状态. 同时， 阀隙处流场存在的剧烈压力梯度变化， 引发流体激振力， 对阀芯结构产生脉动冲击作用， 是诱发阀芯结构振动和疲劳的重要载荷源.

2） 在单向阀开合过程中， 阀芯变形量和等效应力呈现出先增加后减小趋势. 最大变形量出现在胶垫处，约为0.11 mm， 而最大等效应力受横向激振力与限位器结构约束， 集中出现于导向杆末端边缘为14.115 MPa， 是阀芯结构的潜在疲劳薄弱点.

3） 在阀芯回座过程中， 阀芯轴向位移呈衰减振荡， 最终下落位移量约0.7 mm. 在碰撞冲击瞬间， 阀芯下落位移量为1.35 mm， 最大等效应力位于压盖和阀锥交界处为37.6 MPa， 远大于流体载荷引起的应力， 是引发阀芯结构疲劳变形的主要因素.

4） 在阀芯冲击时， 阀芯冲击力通过胶垫传递至阀座， 在胶垫与阀座的上接触边缘形成应力集中， 最大等效应力为1.931 1 MPa. 在实际工业环境中， 该应力的长期循环冲击， 使该区域的阀座发生累积塑性变形与磨损， 形成双锥面特征， 破坏了密封面， 导致单向阀气密性下降.

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基金资助

国家自然科学基金资助项目(62173168)

National Natural ScienceFoundation of China(62173168)

云南省基础研究计划项目(202401AW070014)

Basic Research Project of Yunnan Province(202401AW070014)