基于ANSYS的CO2活塞壓縮機活塞裙部改善的熱力耦合分析

初韶群，黃 鑫

（松下冷機系統（大連）有限公司，遼寧大連116033）

1 引言

在CO2跨臨界循環中，壓縮機作為制冷循環的關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壓縮機活塞[6]。而活塞與缸套之間的相互運動和潤滑狀態直接影響壓縮機的工作性能。在側向力和氣體力的作用下，活塞的裙部產生變形，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，以驗證結構改善的合理性。

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求溫度[4]。為了使得每一節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溫度和對流換熱系數。活塞頂內腔和裙部內側表面的換熱系數則采用準則方程式計算和類比相結合的方法確定，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點，在該平面內的法向位移均為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、往復慣性力、側向力、銷座支反力4種。選用最大排氣壓力12 MPa，側向力10069.77 N，連桿力9592.21 N，活塞力9333.54 N，總法向向力10219.20 N。

（1） 活塞往復慣性力F1等于活塞質量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及環境溫度

F1和F1p——活塞往復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。總變形量0.069305 mm，沿活塞銷孔方向即裙部變形最大0.035132 mm。

4 結論

本文應用ANSYS軟件針對某型號CO2活塞壓縮機進行活塞裙部的結構改善分析，得出如下結論：

（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構改善符合標準，滿足在設計工況下運轉時的強度要求。

（2） 在開發要求更高工作強度的壓縮機時，能夠應用裙部改善的方法對壓縮機活塞進行結構設計以滿足設計要求。