機械設計外文資料翻譯--活塞油膜和組件變形在往復壓縮機中相互作用的數(shù)值分析-預覽頁
【正文】 i， j。為了證實這一數(shù)值約束活塞二階運動，我們應該判斷出活塞是否滲透氣缸內(nèi)表面或不滲透。之后，從表面上的點 xp 的相對位置就能判斷出來，使得內(nèi)表面： G(xp)0,接觸點： G（ xp） =0，外表面（侵入）： G(xp)0。這種方法是建立在補償法的的基礎上，因此補償系數(shù)的設置要足夠大，即 使它的大小與時間步長 △ t 密切相關。 5 數(shù)值實驗 參考流程圖 5，運動分析和潤滑壓力近似是由我們用計算機語言編碼的測試程序和前面章節(jié)提到的公式計算進行的。φ),Fpx,Fpf 有限元結構分析 u（ x。ζ(x。此外，除了氣缸夾緊部分，它們的厚度都為 t=3mm。 表 1所列的 為 幾何和模擬數(shù)值試驗數(shù)據(jù)，其中 εp的收斂性要符合高斯 —賽德爾迭代。 曲軸角（度） 圖 6 問題分析： （ a） 半個活塞 — 氣缸模型 （ b） 氣體壓力 pg 氣體壓力（105 Pa） 活塞銷孔 固定在壓縮機箱體 氣缸 活塞 8 表 1 幾何和模擬數(shù)值實驗數(shù)據(jù) 項目 參數(shù) 數(shù)據(jù) 項目 參數(shù) 數(shù)據(jù) 幾何 曲軸半徑 , rc(mm) 幾何 汽缸高度 , Hc(mm) 45 連桿長度， l（ mm） 40 其它 角速度 , ω(rpm) 3600 徑向間隙 , c (mm) 潤滑油粘度 , μ (Pa s) 活塞半徑 , R (mm) 11 氣體壓力 , Pgminpgmax (105Pa) – 活塞高度 , H (mm) 24 收斂系數(shù) , εp 10?4 活塞銷位置 , yw (mm) 9 時間間隔 , Δt (s) 10?7 氣缸內(nèi)徑 , Ric(mm) 活塞與氣缸有限元網(wǎng)格如圖 7 所示，其中這兩個網(wǎng)格是由 8 節(jié)點和三維三線性元素建成的。但是，一般的氣缸 —潤滑劑交界面在汽缸 網(wǎng)格上的分區(qū)與有限差分網(wǎng)格不同，所以油膜壓力作用于氣缸內(nèi)表面采用線性插值法。前面那種情況顯然能在圖 8（ b）的上止點觀察到，其氣體壓力達到峰值，如圖 6（ b）所示，而后一種情況出現(xiàn)在 φ=90o 和 270o的位 置。徑向力 Fx 影響活塞二階運動改變其在上止點的軌跡，其影響遠小于軸向力。 圖 8 油膜壓力 分布： （ a） φ=π/2； (b)φ=π； （ c） φ=2π/3； （ d） φ=2π 角度 θ（度） 角度 θ（度） 角度 θ（度） 角度 θ（度） 軸向位置 y（ mm） 軸向位置 y（ mm） 軸向位置 y（ mm） 軸向位置 y（ mm） 圖 9 作用于活塞與曲軸角的合力 曲軸角（度） 力 10 在吸氣過程中，活塞偏心只出現(xiàn)在 φ=3π/2 之后，而且在圖 8（ c） 油膜壓力分布圖中非常明顯?；钊A運 動限制在徑向間隙 c= 的范圍內(nèi)，因此建立在第四節(jié)描述的補償法基礎之上的接觸算法是可用的。 活塞底部（即 y=24mm 處）油流的時程反應如圖 12（ a） 所示，其中正值表示潤滑油順著活塞流出（即潤滑油從徑向間隙漏 出）。圖 12（ b）顯示了瞬時消耗功率和 曲軸角的關系，圖中顯示功率消耗與活塞速度幾乎成正比。 排氣 吸氣 圖 10 一個周期活塞二階運動動畫 11 圖 11 時程反應： （ a） 活塞敲缸 （ b） 活塞偏心和傾斜 曲軸角（度） 曲軸角（度） 活塞底部 活塞頂部 徑向位移（mm） 偏心距（mm） 傾斜角 偏 心距 傾斜角（度） 圖 12 （ a） 瞬間油流 （ b） 瞬間功率消耗 曲軸角（度） 曲軸角（度） 油流（cm3 /s） 功率消耗（N） 圖 13 當氣壓達到峰值時 的結構變形和有效應力 12 圖 13 表示活塞與汽缸變形形狀和有效應力輪廓，尤其是當氣體壓力達到近上止點的峰值。這些最大值范圍分別為初步徑向間隙的 %和 %。 尤其 是，在潤滑結構相互作用分析中活塞與汽缸被當作變形體處理是為了研究靈活性對徑向間隙變化的影響。從合力曲線和活塞敲缸我們可以推斷出活塞銷的位置對活塞二階運動的重要性。 附件 2：外文原文 （復印件）
畢業(yè)設計相關推薦
鄂ICP備17016276號-1