初韶群，黃 鑫

（松下冷機系統(tǒng)（大連）有限公司，遼寧大連116033）

1 引言

在CO2跨臨界循環(huán)中，壓縮機作為制冷循環(huán)的關(guān)鍵部件在較高壓力下運行，排氣壓力可高達12 MPa，吸氣可低至2 MPa，活塞所受氣體力及氣體力壓差都遠大于傳統(tǒng)壓縮機活塞[6]。而活塞與缸套之間的相互運動和潤滑狀態(tài)直接影響壓縮機的工作性能。在側(cè)向力和氣體力的作用下，活塞的裙部產(chǎn)生變形，裙部受熱后膨脹，在銷座軸向的膨脹量最大，裙部受力變形與熱膨脹變形的結(jié)果都使銷座在其軸向有較大的伸長。為了使變形后的活塞裙部仍能保持圓形，在活塞銷座周圍表面的部位鑄成局部凹陷，本文主要針對改善后的活塞進行熱力耦合分析，觀察裙部變形，以驗證結(jié)構(gòu)改善的合理性。

2 活塞模型的建立

2.1 活塞的有限元模型

應(yīng)用CATIA建立活塞三維模型，其中在活塞受最大和最小氣體壓力時，連桿與氣缸中心線的夾角都為180°，受力模型相似，由于主要分析活塞裙部的變形，所以不考慮吸氣壓力條件下的變形。導(dǎo)入ANSYS分析，材料[1]選用超硬鋁7A04，密度2810 kg/m3，泊松比0.3，彈性模量70GPa，熱膨脹系數(shù)20.96×10-6n，選用Solid86單元，由于活塞的變形不是完全對稱的，所以在計算時使用整體模型，而并不選用1/4、1/2模型進行分析。為便于說明實體模型如圖1所示。

2.2 熱邊界條件的確定

本文所計算的活塞，無內(nèi)熱源，邊界條件屬于第三類邊界條件，即給定流體溫度和對流換熱系數(shù)求溫度[4]。為了使得每一節(jié)點的熱平衡方程具有唯一解，就必須先確定與活塞接觸的流體介質(zhì)溫度和對流換熱系數(shù)。活塞頂內(nèi)腔和裙部內(nèi)側(cè)表面的換熱系數(shù)則采用準則方程式計算和類比相結(jié)合的方法確定，見表1。

2.3 位移邊界條件的確定

在有限元分析中，為了使活塞不產(chǎn)生剛體位移，必須給出合適的位移約束[3]。約束的確定可以按照以下原則進行：

（1） 約束模型對稱面上的每個節(jié)點，在該平面內(nèi)的法向位移均為0；

（2） 約束活塞銷孔與活塞銷接觸部分的節(jié)點軸向位移，來模擬活塞銷對活塞的約束。

圖1 活塞實體模型

2.4 載荷邊界條件的確定

活塞承受的機械載荷主要有頂部氣體的氣體壓力、往復(fù)慣性力、側(cè)向力、銷座支反力4種。選用最大排氣壓力12 MPa，側(cè)向力10069.77 N，連桿力9592.21 N，活塞力9333.54 N，總法向向力10219.20 N。

（1） 活塞往復(fù)慣性力F1等于活塞質(zhì)量m與加速度a的乘積

有限元分析時，只需要施加加速度a即可。

（2） 活塞側(cè)向力[6]采用Patir和Cheng提出的平均流量模型計算粗糙表面間的流體動壓分布，對活塞系統(tǒng)來說，由于缸套靜止不動，平均Reynolds方程可以寫成

通過上式求出活塞的平均流體壓力ph，則側(cè)向力的計算如下

其中r——活塞半徑，mm

ph——平均流體壓力，MPa

θ——曲柄轉(zhuǎn)角，rad

（3）活塞銷座支反力方向向上，分別作用在2個銷座孔內(nèi)圓上，作用在活塞軸線方向的力可由式 （3） 求得

其中 FG=24734.4N

Ff——由流體動壓行為引起的在活塞主次推力邊上的摩擦力

表1 活塞主要部位換熱系數(shù)及環(huán)境溫度

F1和F1p——活塞往復(fù)運動引起的活塞慣性力和銷慣性力

圖2 活塞熱力耦合變形云圖

圖3 活塞銷孔方向變形云圖

3 有限元結(jié)果分析

得到活塞總變形量以及活塞銷孔方向變形云圖，如圖2、3所示?？傋冃瘟?.069305 mm，沿活塞銷孔方向即裙部變形最大0.035132 mm。

4 結(jié)論

本文應(yīng)用ANSYS軟件針對某型號CO2活塞壓縮機進行活塞裙部的結(jié)構(gòu)改善分析，得出如下結(jié)論：

（1） 參考制造標準，裙部與氣缸間間隙0.128~0.092 mm，本文涉及對CO2活塞壓縮機活塞裙部的結(jié)構(gòu)改善符合標準，滿足在設(shè)計工況下運轉(zhuǎn)時的強度要求。

（2） 在開發(fā)要求更高工作強度的壓縮機時，能夠應(yīng)用裙部改善的方法對壓縮機活塞進行結(jié)構(gòu)設(shè)計以滿足設(shè)計要求。