• 
    

    
    

      99热精品在线国产_美女午夜性视频免费_国产精品国产高清国产av_av欧美777_自拍偷自拍亚洲精品老妇_亚洲熟女精品中文字幕_www日本黄色视频网_国产精品野战在线观看 ?

      多因素影響下滾動活塞壓縮機(jī)滑片—滑槽運(yùn)動副摩擦特性瞬態(tài)分析

      2019-11-28 06:53:54羅耀鵬
      裝備制造技術(shù) 2019年9期
      關(guān)鍵詞:滑片滑槽轉(zhuǎn)角

      王 瀟,羅耀鵬

      (廣西大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,廣西 南寧530004)

      0 引言

      滾動活塞壓縮機(jī)以其結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕、運(yùn)行平穩(wěn)、啟動方便等優(yōu)點(diǎn)在制冷系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用。然而,這種系統(tǒng)內(nèi)存在多個(gè)運(yùn)動副,進(jìn)而容易導(dǎo)致了摩擦和磨損問題,研究表明,高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的巨大摩擦損失[1]。摩擦直接影響了壓縮機(jī)的機(jī)械效率,尤其是滑片和滑槽之間產(chǎn)生的摩擦消耗功占了輸入功率的1/3左右[2]。要降低摩擦損耗,首先要研究壓縮機(jī)在運(yùn)動過程中,其內(nèi)部各個(gè)運(yùn)動副之間的相對運(yùn)動以及其摩擦特性和力學(xué)行為?;鳛閴嚎s機(jī)內(nèi)部的主要運(yùn)動部件之一,在運(yùn)行過程中的運(yùn)動會產(chǎn)生不可忽略的摩擦損失。為了準(zhǔn)確評估滑片摩擦引起的功率損失,本文主要研究了滑片與溜槽運(yùn)動副的摩擦問題,這對于壓縮機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要意義。

      壓縮機(jī)性能與其滑片-滑槽摩擦和磨損密切相關(guān),理論上,若滑片和滑槽都是光滑的并且總是相互平行的,就不可能產(chǎn)生流體動壓效應(yīng)[3]。然而,實(shí)際工作時(shí)并非如此。Fukuta M等人[4]描述了帶有轉(zhuǎn)子的滑片的傾斜和擺動行為的變化,而且本研究通過高速攝影也觀察到這些行為的變化。由于滑片和滑槽之間的間隙,滑片不僅沿滑槽往復(fù)運(yùn)動,而且在垂直于滑槽方向上做平移運(yùn)動和滑動端與活塞接觸位置的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。這種行為稱為具有兩個(gè)附加自由度的二階運(yùn)動。顯然,滑片的二階運(yùn)動使滑片和滑槽之間的潤滑狀態(tài)復(fù)雜化,變成涉及微通道內(nèi)表面粗糙度和油膜厚度的混合潤滑。

      目前,許多研究主要集中在混合潤滑情況下,表面織構(gòu)、粗糙度和潤滑劑類型對摩擦性能的影響。Ma C等人[5]分析了混合潤滑情況下表面粗糙度和織構(gòu)的綜合影響。Zhang等[6]通過提高溫度和速度,降低表面粗糙度,改變潤滑油種類,改善了軸承的混合潤滑性能。Touche等[7]研究了溝槽形貌對彈流潤滑和混合潤滑織構(gòu)表面摩擦的影響。Liew等人[8]在邊界潤滑和混合潤滑條件下,研究了電火花加工凹坑形狀對減摩效果的影響。Wang H等[9]對分形織構(gòu)表面在混合潤滑條件下的摩擦學(xué)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。近年來,混合潤滑的理論研究和建模也有了新的進(jìn)展。Robbe Valloire等[10]對平行表面上比例因子粗糙度的影響進(jìn)行了理論分析。吳等[11]建立了接觸長度更精確的混合潤滑理論模型,分析了板帶軋制工作區(qū)混合潤滑特性參數(shù)。李等[12]首次提出了采用逆流流體動力潤滑的液壓密封混合潤滑數(shù)值模型。Bergmann等[13]討論了共形接觸混合潤滑的建模方法。Leighton等人[14]使用比表面粗糙度模型預(yù)測邊界和混合潤滑條件下的摩擦。Xia等[15]利用三維有限元法(FEM)模擬了工作輥單凹凸表面的壓痕和溝槽行為。S derfj ll M等[16]建立了考慮慣性、混合潤滑和氣蝕的仿真模型,并通過數(shù)值模擬進(jìn)一步研究了織構(gòu)對控油環(huán)與缸套間摩擦的影響。周杏標(biāo)等[17]模擬計(jì)算了活塞與滑片的運(yùn)動情況,分析得到一些滑片滑槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對該處PV值的影響規(guī)律,有效地預(yù)測了滑片端部與活塞摩擦副的磨耗情況。

      上述對于壓縮機(jī)摩擦特性的研究多集中在穩(wěn)定潤滑狀態(tài)下,并未考慮其相對位置、溫度、間隙、壓力、潤滑介質(zhì)的多寡及分布等情況,而在壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)行過程中,這些都處于一個(gè)動態(tài)的變化環(huán)境之中。針對于此,本文研究了滾動活塞式壓縮機(jī)葉片的運(yùn)動特性和摩擦性能。利用平均雷諾方程和粗糙面接觸模型,建立了葉片與葉片槽的混合潤滑模型。利用有限差分法結(jié)合broyden迭代,分別得到了壓縮室側(cè)和吸氣室側(cè)摩擦力的數(shù)值解。

      1 滑片的運(yùn)動分析及動力學(xué)模型的建立

      1.1 滑片運(yùn)動分析

      在壓縮機(jī)工作過程中,滑片受到壓縮室側(cè)向的氣體力和滾動活塞沿滑槽法向的作用力和力矩作用,致使其在滑槽中的往復(fù)運(yùn)動變成了二階運(yùn)動,如圖1所示,eic是滑片重心的二階運(yùn)動在滑槽法向上的橫向位移,e1、e2分別為配合長度的近活塞端處和遠(yuǎn)活塞端處的滑片在滑槽法向上的橫向位移。

      圖1 滑片的二階運(yùn)動簡圖

      1.2 滑片動力學(xué)模型的建立

      計(jì)算模型所需的參數(shù)如表1所示。

      表1 計(jì)算模型參數(shù)

      滑片在運(yùn)動過程中受到彈簧力、氣體壓力、摩擦力、承載力以及相關(guān)的力矩的作用,具體如圖2所示。

      圖2 滑片受力狀態(tài)

      在點(diǎn)A(滑片與活塞接觸點(diǎn))建立力學(xué)平衡方程:

      滑片的橫向運(yùn)動加速度e¨1、e¨2導(dǎo)致滑片產(chǎn)生橫向慣性力Fiz和力矩Mic,于是有:

      聯(lián)立(1)(2)(3),可得基于二階運(yùn)動的滑片動務(wù)學(xué)模型如下:

      式中Ft=μ1FN

      其中,依賴于兩腔氣體壓強(qiáng)和背壓的氣體力在工作周期內(nèi)的變化趨勢如圖3和4所示。

      圖3 滑片背壓與兩氣腔壓差隨活塞轉(zhuǎn)角變化曲線

      圖4 滑片伸入氣缸段所受兩腔的壓差隨活塞轉(zhuǎn)角變化曲線

      根據(jù)潤滑油產(chǎn)生的流體壓力以及滑片與滑槽接觸產(chǎn)生的接觸壓力,有:

      2 滑片-滑槽運(yùn)動副混合潤滑模型的建立

      對于滑片-滑槽運(yùn)動副,采用Patir N[18]和Cheng N[19]提出的平均流量模型,平均雷諾方程可表示為[20-22]:

      滑片的二階運(yùn)動位移和槽配間隙直接影響滑片-滑槽間的油膜厚度,滑片吸氣腔側(cè)和壓縮強(qiáng)側(cè)的油膜厚度和膜厚變化率分別為:

      式中,C為1/2槽配間隙。

      3 數(shù)值求解

      3.1 參數(shù)確定

      在模擬仿真前,確定計(jì)算參數(shù),如表2、表3所示。

      表2 平均雷諾方程參數(shù)及計(jì)算公式[23]

      表3 仿真計(jì)算參數(shù)

      3.2 數(shù)值求解

      根據(jù)表2的平均雷諾方程參數(shù)及計(jì)算公式和表3滾動活塞壓縮機(jī)的相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù),按照所述計(jì)算方法,利用Matlab軟件進(jìn)行迭代仿真計(jì)算,得到相關(guān)結(jié)果并進(jìn)行如下分析。

      4 分析與討論

      4.1 槽配間隙對摩擦特性的影響

      通過數(shù)值仿真槽配間隙對于滑片兩側(cè)摩擦特性的影響,得到結(jié)果如圖5所示??梢钥闯?,滑片兩側(cè)所受到的摩擦力隨著槽配間隙的增大而減小。例如,從圖中分析可知,當(dāng)槽配間隙減小至7 μm時(shí),滑片兩側(cè)的摩擦力極大,即此時(shí)滑片與滑槽之間處于較差的潤滑狀態(tài)。而槽配間隙為43 μm時(shí),其摩擦力接近于0。同時(shí),在活塞轉(zhuǎn)角為180°~360°時(shí),滑片在吸氣腔側(cè)的摩擦力較大,這是由于壓氣腔側(cè)的氣體壓強(qiáng)作用,使得滑片一側(cè)受到一個(gè)較大的橫向力。

      圖5 變槽配間隙對應(yīng)的滑片兩側(cè)摩擦力

      槽配間隙在不同時(shí)候變化,其對應(yīng)摩擦力變化不同,如圖所示,間隙在較小值變化時(shí),摩擦力變化程度更大。因而本文將槽配間隙細(xì)分在較小值變化的時(shí)候進(jìn)行仿真對比分析,結(jié)果如圖6所示。可以看出,以間隙在13 μm為節(jié)點(diǎn),滑片兩側(cè)摩擦力隨著間隙的減小而近乎指數(shù)式增大,特別是當(dāng)槽配間隙從7 μm變到5 μm時(shí),其摩擦力的變化大約為槽配間隙由9 μm變到7 μm時(shí)摩擦力的3倍。

      圖6 小槽配變間隙下的滑片兩側(cè)摩擦力

      計(jì)算在不同槽配間隙下的平均摩擦功率進(jìn)行對比分析,如圖7所示??梢钥闯銎骄Σ凉β孰S著槽配間隙的增大而減小。如圖所示,間隙在5 μm增大至13 μm的過程中,對應(yīng)的平均摩擦功率變化極大,其趨勢近乎指數(shù)變化。而在13 μm之后變大的過程中則不然,平均摩擦功率的變化顯得很平緩。

      圖7 滑片-滑槽運(yùn)動副平在不同槽配間下的平均摩擦功率

      4.2 活塞轉(zhuǎn)速對摩擦特性的影響

      計(jì)算變活塞轉(zhuǎn)速下的滑片摩擦特性,得到結(jié)果如圖8所示。從整體上看,滑片壓縮腔側(cè)的摩擦力遠(yuǎn)小于其吸氣腔側(cè)的摩擦力。從圖8(a)看出,隨著活塞轉(zhuǎn)速的增大,滑片吸氣腔側(cè)的摩擦力值在中間轉(zhuǎn)角區(qū)間上升滯后,但由于在后面轉(zhuǎn)角區(qū)間內(nèi)側(cè)壓力的持續(xù)增大,整體的摩擦力值還是在上升。對于滑片壓縮腔側(cè),如圖8(b)所示,曲線中間不規(guī)則上凸部分,即產(chǎn)生一個(gè)較大的摩擦力值,這是由于滑片-滑槽接觸程度較大,而接觸直接影響到滑片的摩擦問題。特別是在1 000 r/min和2 000 r/min時(shí)有較明顯的微凸接觸,但其流體效應(yīng)隨著活塞轉(zhuǎn)速的增大而越發(fā)明顯,從而使此轉(zhuǎn)角階段主要由接觸摩擦組成的摩擦力越小。而在接觸程度較小的其余區(qū)域,如轉(zhuǎn)角在250°~360°段,摩擦力主要由流體摩擦產(chǎn)生,隨著活塞轉(zhuǎn)速的增大,流體效應(yīng)越明顯,導(dǎo)致此轉(zhuǎn)角段摩擦力越大。

      圖8 變活塞轉(zhuǎn)速下的滑片兩側(cè)摩擦力

      計(jì)算平均功率進(jìn)行對比分析。從圖9可看出隨著活塞轉(zhuǎn)速的增大,其對應(yīng)的的平均摩擦功率也隨之增加,且趨勢近乎斜率較大的線性,說明滑片-滑槽運(yùn)動副的平均摩擦功率受活塞轉(zhuǎn)速的影響很大。

      圖9 滑片-滑槽運(yùn)動副在變活塞轉(zhuǎn)速下的平均摩擦功率

      4.3 排氣壓力對摩擦特性的影響

      排氣壓力直接影響到滑片在氣缸內(nèi)受到的橫向氣體力。求解模型得到結(jié)果如圖10所示,可以看出滑片兩側(cè)摩擦力隨著排氣壓力的增大都有較大幅度的上升。特別是在活塞轉(zhuǎn)角為180°~360°之間變化時(shí),滑片所受橫向力增大,從而加劇了滑片-滑槽運(yùn)動副兩側(cè)接觸程度,導(dǎo)致滑片兩側(cè)摩擦力明顯上升。

      圖10 變排氣壓力下的滑片兩側(cè)摩擦力

      對比不同排氣壓力下滑片-滑槽運(yùn)動副的平均摩擦功率,如圖11所示,可以看出隨著排氣壓力的增大,其對應(yīng)的平均摩擦功率幾乎呈線性增加,且斜率較大,說明排氣壓力對平均摩擦功率的影響顯著。

      圖11 滑片-滑槽運(yùn)動副在排氣壓力下的平均摩擦功率

      4.4 表面粗糙度對摩擦特性的影響

      對比接觸面粗糙度對于摩擦力的影響,結(jié)果如圖12所示,從整體上看,粗糙度越大,其對應(yīng)的摩擦力越大,對于滑片兩側(cè),摩擦力的增長更多是體現(xiàn)在吸氣腔側(cè)的摩擦力。

      圖12 變表面粗糙度下的滑片兩側(cè)摩擦力

      從圖13可看出平均摩擦功率隨著其對應(yīng)表面粗糙度的增大而增大,但整體增長幅度較小。

      圖13 滑片-滑槽運(yùn)動副在不同表面粗糙度下的平均摩擦功率

      4.5 滑槽長度對摩擦特性的影響

      對于滑片吸氣腔側(cè)的摩擦情況如圖14(a)所示,對比滑槽長度較短時(shí)(如16.5 mm和19.5 mm)和滑槽長度較長時(shí)(如22.5 mm和25.5 mm)的摩擦力變化,可以發(fā)現(xiàn)前者滑片吸氣腔側(cè)提前進(jìn)入接觸摩擦狀態(tài),摩擦力上升提前,其幅值也是大于后者的摩擦力幅值。對于滑片壓縮腔側(cè),由于橫向力的作用大,使其接觸程度較低,整體接觸壓力小,從圖14(b)可以看出,滑槽長度較大時(shí),滑片-滑槽配合面面積增大,使得摩擦力在整個(gè)配合面上的積分值也隨之增大。

      圖14 變滑槽長度下的滑片兩側(cè)摩擦力

      從圖15可以看出平均摩擦功率隨滑槽長度變化平緩,表明滑槽長度對滑片-滑槽運(yùn)動副的平均摩擦功率的影響較小。

      圖15 滑片-滑槽運(yùn)動副在變滑槽長度的下平均摩擦功率

      4.6 潤滑油溫對摩擦特性的影響

      從圖16(a)看出,中間轉(zhuǎn)角區(qū)間的摩擦力值上升隨著潤滑油溫度的增大而提前。對于滑片壓縮腔側(cè),如圖16(b),曲線中間不規(guī)則上凸部分,即滑片-滑槽接觸程度較大,使得在此轉(zhuǎn)角段滑片摩擦力相對有較大上升,且在此轉(zhuǎn)角段,潤滑油溫度的增大,導(dǎo)致流體效應(yīng)相對減弱,進(jìn)而此轉(zhuǎn)角段主要由接觸摩擦組成的那部分摩擦力增大。在接觸程度較小的其余區(qū)域(如250°~360°時(shí)),摩擦力主要由流體內(nèi)部的摩擦產(chǎn)生,而在此階段,流體效應(yīng)隨著潤滑油溫度的增大愈發(fā)不明顯,使此轉(zhuǎn)角段摩擦力越小。

      圖16 變潤滑油溫度下的滑片兩側(cè)摩擦力

      從圖17可看出,平均摩擦功率隨著潤滑油溫度的升高而緩慢地減小,這表明潤滑油溫度對于運(yùn)動副平均摩擦功率的的影響很微弱。之所以平均摩擦功率會有下降的趨勢,是因?yàn)闈櫥驮诘蜏貢r(shí)粘度更大,意味著其內(nèi)部流體剪切力更加顯著,從而流體內(nèi)部產(chǎn)生相對大的流體摩擦。而當(dāng)潤滑油溫度升高時(shí),摩擦情況則相反。

      圖17 滑片-滑槽運(yùn)動副在變潤滑油粘溫度下的平均摩擦功率

      5 結(jié)論

      綜上所述,分析了多個(gè)因素分別對滑片-滑槽摩擦特性的影響,得出以下結(jié)論:

      (1)上文所研究的槽配間隙、活塞轉(zhuǎn)速等多個(gè)因素于對滑片-滑槽運(yùn)動副的摩擦特性均存在不同程度的影響,其中槽配間隙、活塞轉(zhuǎn)速和排氣壓力相對于其他因素,對滑片-滑槽運(yùn)動副摩擦特性的影響更加顯著;

      (2)槽配間隙對于滑片-滑槽運(yùn)動副的影響分成兩種不同的情況,當(dāng)間隙低于某個(gè)臨界值時(shí),間隙越小,平均摩擦功率越大,且其之間的影響關(guān)系近乎指數(shù)變化。而間隙高于臨界值后,間隙越大,平均摩擦功率雖然越小,但其影響關(guān)系卻不再那么明顯。

      (3)活塞轉(zhuǎn)速對滑片-滑槽運(yùn)動副平均摩擦功率的影響很大。活塞轉(zhuǎn)速越大,平均摩擦功率越大,并且表現(xiàn)出來的相關(guān)影響曲線為近乎線性且斜率很大。

      (4)排氣壓力對滑片-滑槽運(yùn)動副平均摩擦功率的影響很大。排氣壓力越大,平對應(yīng)的平均摩擦功率越大,并且表現(xiàn)出來的相關(guān)影響曲線為近乎斜率很大的線性。

      猜你喜歡
      滑片滑槽轉(zhuǎn)角
      球鉸滑片間距對球鉸受力影響分析
      山西建筑(2023年21期)2023-10-26 02:52:14
      一道圖象題的拓展思考
      大秦線C80型貨車轉(zhuǎn)向架卡入式滑槽磨耗板一系列故障及防控措施
      玩轉(zhuǎn)角的平分線
      滑槽在物流中轉(zhuǎn)場的運(yùn)用研究
      滾動活塞壓縮機(jī)滑片脫空-碰撞實(shí)驗(yàn)分析
      一種帶有多層放置架的汽車塑料件干燥機(jī)
      基于ABAQUS的動車組側(cè)墻滑槽連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化
      三次“轉(zhuǎn)角”遇到愛
      解放軍健康(2017年5期)2017-08-01 06:27:42
      永春堂贏在轉(zhuǎn)角
      惠来县| 隆化县| 柳河县| 开江县| 永昌县| 清水河县| 闸北区| 金川县| 台东市| 平利县| 苗栗县| 南宫市| 调兵山市| 扶余县| 富阳市| 如东县| 九江市| 恩平市| 墨脱县| 永寿县| 大姚县| 大新县| 元阳县| 张家川| 淳化县| 宝应县| 竹北市| 贵州省| 贡觉县| 林州市| 衡山县| 宜章县| 东莞市| 永福县| 望城县| 商丘市| 齐齐哈尔市| 三都| 巫溪县| 五原县| 钟山县|