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1、毕业设计外文资料翻译学 院： 机械电子工程学院 专 业： 过程装备与控制工程 姓 名： 学 号： 外文出处： Tribology International 38 (用外文写) (2005)459468 附 件： 1.外文资料翻译译文；2.外文原文。 指导教师评语： 签名： 年 月 日附件1：外文资料翻译译文 活塞油膜和组件变形在往复压缩机中相互作用的数值分析J.R. Cho , S.J. MoonSchool of Mechanical Engineering, Pusan National University, Jangjeon-Dong,Kumjung-Ku, Busan 609-73
2、5, South Korea摘要 活塞二阶运动对往复式压缩机润滑特性有着显著的影响，如润滑油泄漏，活塞敲缸现象和摩擦功率损耗。因此，活塞设计参数的动态管理，应审慎地确定在一个可靠的动态特性研究基础之上。作为一个初步研究步骤，本文涉及活塞动态响应的有限元分析。通过联合润滑油压力场的有限差分法与塞动态运动的有限元法, 我们用数值近似的润滑结构在往复式压缩机中相互作用。本文提供的数值结果说明了理论工作。关键词：小型无环往复式压缩机；润滑结构相互作用；活塞二阶运动；偏心和倾斜；有限元法和有限差分法1 导言小型无环往复式压缩机，广泛用于家用电冰箱和空调压缩冷却气机中。在这种装置中的活塞成为一个影响往复式
3、压缩机所有主要性能的重要组成部分，如抽水效率，噪音，功耗，抗磨损，等等。这是因为活塞动力学特征漏油、活塞敲缸现象1和摩擦功耗损失决定了它的主要性能。在沿润滑的汽缸壁上下移动过程中，活塞出现径向震动、平移和在油膜间隙内旋转是由于受到不平衡能动力的影响。这种二阶运动在活塞动力学中已经成为一个重要的研究课题，以提高往复式压缩机2，3的性能和稳定性。活塞二阶运动与几个设计参数有关，如径向间隙，润滑油粘度，活塞销位置，曲轴偏心度和活塞裙部4，5。另外，在无环往复压缩机中，活塞除了受主冷却剂压力和电机驱动力还受到润滑力和摩擦力。因此，几何结构和油膜压力对活塞的动态运动影响非常大。因此，上述的设计参数应审慎
4、地确定，以最大限度地提高动力性能和稳定性，以动态参数研究为基础，通过近似耦合数值分析来实现，比如一般流体结构相互作用的问题6，7。根据我们的简短文献调查8，和对润滑特性理论和实验的调查，我们发现摩擦力对活塞销的影响。传统上，润滑压力通过雷诺方程假设润滑油是牛顿异粘性流体而被建成模型。另一方面，活塞动力学方程主要描述了活塞质心代替外表面面力与等效合力和力矩的粒子动力学方程9-11。此外，活塞与汽缸都被假设为刚体。尽管这个粒子动力学方法使问题简单，减少了计算时间，但它拥有两个固有的缺点。一个是忽略了活塞与汽缸变形造成的间隙变化。另一个是对组件结构变形和应力的相关信息不能存取。考虑到油膜厚度通常是几
5、微米，前面提到的两个缺点变得可能至关重要。然而后者导致了设计人员在评价结构部件强度时的困难。在这种情况下，考虑到活塞和气缸的变形机构，有限元法对活塞动态响应分析的研究是很有意义的。在本研究中，润滑压力场近似有限差分法，而活塞和气缸的动态位移是由有限元与中心差分法测定成立。在润滑油压力的计算过程中，油膜的厚度保持不变，以避免高度非线性分析。通过数值试验，我们研究了一系列重要的不同曲轴角度。2 活塞润滑运动学 无环往复式压缩机在家用冰箱使用的描绘图如图1（a），其中电机的旋转运动通过曲轴和连杆转化成活塞的往复运动。参考图1（b），半径为R和高度为H的活塞以速度Vp在汽缸内做往复运动。固定笛卡尔协调
6、系统在气缸内表面中心的起始位置对齐，这样使y轴和气缸中心轴、z轴相一致，平行于活塞销轴。冷却气体压力Pg高于活塞和向径向间隙c内供应的润滑油，同时标准大气压Pa作用于活塞的下方。气体压力Pg随时间的变化是对曲轴角度12推导功能的解析。长度为L的连杆在活塞销处与活塞和曲轴连接，以恒定的角速度旋转。一个往复循环起始于下止点，顺时针旋转一周后在同一点结束。为了计算润滑压力和连杆强度，应先确定活塞速度和加速度。活塞销的位置和固定曲轴中心之间的垂直距离yp由下式表示 （1）使用曲轴和连杆之间的几何关系（rcsin=lsin）是为了表示一系列曲轴角度的运动学参数。然后，活塞的速度Vp可以通过yp对时间的求
7、导导出图1 无环往复式压缩机：（a）示意图（b）活塞气缸系统气缸活塞连杆曲轴气缸连杆曲轴活塞销 （2）其中表示。下一步，根据五点中点公式，活塞加速度由下式决定 （3）图2显示了活塞受力图，其中Fpf和Fpx是摩擦力和在x方向的流体动力分量。这两个组件力的计算，将在第3节给出。另一方面，体现了连杆受力与纵轴的倾斜角是由于活塞在图2 活塞受力图x方向的偏离程度。我们注意到，活塞倾斜对活塞销的影响不容忽视。然后，连杆力组件和倾角的确定 （4） （5） （6）式中mp表示活塞总质量。3 位移和润滑压力场设U（x，t）是活塞与气缸位移场，结构动力响应是受 （7）初始和边界条件 （8）， （9）式中表示结
8、构部件质量密度，ti是牵引冷却气体成分及润滑油压力。为了描述径向间隙内的润滑压力场，我们介绍一个活塞顶面中央的圆柱形坐标，如图3所示 。y轴指向同一个方向作为前面的固定笛卡尔坐标系之一。参考图1（b），活塞允许其只在x方向和活塞销轴方向倾斜。活塞偏心轴用e表示，倾斜角度用表示。图3 活塞与气缸之间径向间隙润滑润滑油我们假设油膜总是100充满活塞整个360o和轴向长度的径向间隙。润滑油油流被假定为不可压缩层流，因为两个特征长度H和R显着高于厚度较大的流量。并且，在R方向的压力变化被忽略，因为径向间隙远小于活塞半径。由于忽略了本身和润滑油惯性力，润滑压力场P（，）是由雷诺方程根据不可压缩Navie
9、r - Stokes方程和连续性条件确定 （10）具有边界条件在y=0处，p=pg ； 在 y=H处，p=pa （11） 处， （12） 式中是指油的粘度。yw表示活塞销的位置，实际润滑油厚度h的表达式为 （13） 参考图2中力的符号规定，两个合力Fpx 和Fpf计算如下 （14） （15）另一方面，整个径向间隙瞬时体积漏油量的计算如下 （16）而且，周期平均功耗P根据下式计算 （17）式中功率消耗P被定义为。对于漏油量Q的方程用同样的方式计算。4 数值近似我们在这里描述的油膜压力和结构变形场、活塞与气缸之间的接触处理和时间的增量分析程序的数值近似。应用一般变分形式和等参有限元近似结构动力方程
10、，我们有 （18）式中K，M和F分别是刚度矩阵，质量矩阵和负载向量。质量矩阵对角化使我们能够重写方程如下 （19）我们注意到，负载向量在每个时间间隔都在变化，这是因为冷却气体压力和润滑压力p是时间的函数。通过从方程（19）计算得到的分段时间加速度，使用显式中心差分，我们可以得到各段时间速度和位移 （20） / 文档可自由编辑打印 （21） 式中tn=n/，此外，通过对活塞初始构型加入位移电流，活塞的构型就可以被改变，使得 （22）为了计算润滑压力场，在图4所示的y平面我们使用带均匀网格的有限差分法。然后，雷诺方程（10）拆分如下 （23） （24）关于的导数定义方式同方程（23），可以在表格中
11、重新排列，由高斯-赛德尔迭代法求解出节点压力pi，j。值得一提的是出现在差分迭代近似的油膜压力场的负结压力被重置为零。当下收敛标准满足一定条件，迭代终止： (25)图4 表示（a）二维差分网格（b）活塞和气缸之间的接触气缸内表面（主表面）活塞除了主要的垂直运动，活塞也允许移动的方向垂直于活塞销轴，但仅限于在汽缸内。为了证实这一数值约束活塞二阶运动，我们应该判断出活塞是否渗透气缸内表面或不渗透。当这样的几何行为发生，我们应该通过一个适当的数值法防止渗透。参考图4（b），我们定义气缸内表面为主表面，活塞边界为附属面。因此，主表面几何结构表达为 （26）在先前推出的笛卡尔统筹。之后，从表面上的点xp
12、的相对位置就能判断出来，使得内表面：G(xp)0。这种判断在整个时间增量有限元分析过程中的每个时间阶段对从表面网格逐点完成。当在活塞边界任意点xp发生渗透时，我们应用节点的恢复力的定义 （27）该节点，为了消除渗透。其中是补偿系数，d为点xp和气缸内表面的标准距离，n为垂直汽缸内表面向外的单位向量。这种方法是建立在补偿法的的基础上，因此补偿系数的设置要足够大，即使它的大小与时间步长t密切相关。临界时间间隔大小保证了在显式时间积分法中收敛和非振荡时程反应，显式时间积分为13，式中mp和kp为对应于活塞边界节点xp的节点质量和节点刚度。与此同时，补偿系数与活塞节点质量构成了另一个震荡器，为此临界时间间隔应为。由于时间间隔t应该比tp更小，
