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-資料下載頁
2025-05-11 23:40本頁面
【導讀】通過聯(lián)合潤滑油壓力場的有限差分。法與塞動態(tài)運動的有限元法,我們用數(shù)值近似的潤滑結(jié)構(gòu)在往復式壓縮機中相互作用。數(shù)值結(jié)果說明了理論工作。小型無環(huán)往復式壓縮機，廣泛用于家用電冰箱和空調(diào)壓縮冷卻氣機中。中的活塞成為一個影響往復式壓縮機所有主要性能的重要組成部分，如抽水效率，噪音，在油膜間隙內(nèi)旋轉(zhuǎn)是由于受到不平衡能動力的影響。成為一個重要的研究課題，以提高往復式壓縮機[2，3]的性能和穩(wěn)定性。驅(qū)動力還受到潤滑力和摩擦力。一個是忽略了活塞與汽缸變形造成的間隙變化。然而后者導致了設計人員在評價結(jié)構(gòu)部件強度時的困難。在這種情況下，考慮到活塞和。氣缸的變形機構(gòu)，有限元法對活塞動態(tài)響應分析的研究是很有意義的。長度為L的連桿在活塞銷處與活塞和曲軸連。式中ρ表示結(jié)構(gòu)部件質(zhì)量密度，ti是牽引冷卻氣體成分及潤滑油壓力。式中μ是指油的粘度。yw表示活塞銷的位置，實際潤滑油厚度h的表達
【正文】 在排氣過程中，活塞從下止點開始移動到氣缸左壁，然后它又回到汽缸內(nèi)壁兩次，但它回到 上止點的中間位置?；钊蜃笃姆蠄D 8（ a） 所示的潤滑劑壓力分布，而且活塞逆時針傾斜， 尤其是接近上止點，是由于圖 9 所示的徑向力 Fx 和活塞銷位置低于活塞質(zhì)心所致。 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。我們還看到活塞兩次從汽缸壁彈回，而不是像排氣過程那樣突然，而且活塞順時針傾斜是由于負徑向力 Fx。當它到達下止點時，活塞回到中間位置。 活塞的頂部和底部邊緣軌跡圖如圖 11（ a）所示，其中正方向指向 x 方向?；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。活塞偏心和傾斜的時程反應被標繪在圖 11（ b）中，其中偏心是活塞銷徑 向位移，而當活塞順時針旋轉(zhuǎn)時活塞正向傾斜?；钊笙蚱娘@示了一系列曲軸角（參考圖 1（ b） ），并達到接近峰值 φ=360o。在活塞傾斜中，排氣過程中的逆時針旋轉(zhuǎn)和吸氣過程中的順時針旋轉(zhuǎn)都能觀察到活塞傾斜最可能發(fā)生在接近 φ=140o 的點。 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）。作為一個整體，在排氣過程中潤滑油隨著活塞的運動流動，反之亦然。但是潤滑油在上止點的流向變?yōu)檎词够钊俣仁橇?，參考方程?16）和圖 8（ b），這是由于在 y 方向的負壓力梯度。通過積分瞬時漏油量，我們可以得到周期平均漏油量 Q=102cm3/s。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。由于摩擦力與潤滑油厚度和壓力梯度有關（參考方程 （ 15） ），極值點從 φ=90o 和 270o 偏離。這種循環(huán)也出現(xiàn)在潤滑油瞬間流動中，如圖 12（ a） 所示。根據(jù)方程 （ 17） 給出 的定義，我們得到了周期平均功耗 p=。 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(jié)構(gòu)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。在圖中，虛線表示未變形結(jié)構(gòu)。大家可以看到活塞在徑向方向收縮而氣缸在擴大，特別是在底部開完。根據(jù)詳細數(shù)據(jù)資料，我們發(fā)現(xiàn)在這兩個機構(gòu)的底部最大徑向位移如下：氣缸為 103mm，活塞為 103mm。這些最大值范圍分別為初步徑向間隙的 %和 %。因此，結(jié)構(gòu)的靈活 性對徑向間隙的影響不可忽視。另一方面 ,有效應力峰值分別如下：在汽缸底部開口端為 ，在活塞的活塞銷點為 6 結(jié)論 為了研究無環(huán)往復式壓縮機的活塞二階運動， 我們提出 潤滑劑結(jié)構(gòu)相互作用的時間增量耦合數(shù)值分析 方法 。油膜壓力和結(jié)構(gòu)變形的近似，分別由差分和有限元法以及活塞和氣缸之間的幾何接觸通過補償法完成。 尤其 是，在潤滑結(jié)構(gòu)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。通過數(shù)值試驗，我們確定數(shù)值 算法 方法是穩(wěn)定可靠的。此外， 通過 補償法的接觸處理 方法 已經(jīng)從活塞軌跡 調(diào)整中得到證實。 另一方面，我們發(fā)現(xiàn) 油膜壓力的分布 受 活塞偏心和傾斜以及氣體壓力大小 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。作為一個整體而言，油流和功耗顯示時程反應受活塞速度 特性曲線 支配，但在兩曲線的端點受軸向壓力梯度的影響。此外，我們發(fā)現(xiàn)結(jié)構(gòu)靈活性對徑向間隙變化產(chǎn)生很大的影響，盡管 考慮 了模型大小不同的情況 。 鳴謝 這項工作由韓國 科學與工程基金會贊助授予 No. R01202000383。 附件 2：外文原文 （復印件）
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