活塞壓縮機工作過程瞬態(tài)溫度場數(shù)值分析

高巖

（中油遼河工程有限公司，遼寧盤錦124010）

活塞壓縮機工作過程瞬態(tài)溫度場數(shù)值分析

高巖

（中油遼河工程有限公司，遼寧盤錦124010）

建立了活塞壓縮機工作過程的傳熱模型，并應用有限元理論對其瞬態(tài)溫度場進行了數(shù)值模擬，對各瞬時活塞環(huán)的溫度數(shù)據(jù)進行擬合，得出了活塞環(huán)瞬時最高溫度與曲柄轉(zhuǎn)角的關系線。

活塞壓縮機；耦合系統(tǒng)；瞬態(tài)溫度場；活塞環(huán)；有限單元法

1 引言

活塞壓縮機廣泛應用于國防、機械、冶金、化工等部門，目前逐步向高產(chǎn)、低耗、無油潤滑等方向發(fā)展。壓縮機材料的熱疲勞直接導致零件的非正常磨損，是影響壓縮機的性能關鍵因素之一。因此，壓縮機工作過程的傳熱問題是一個非常重要的研究課題。

活塞壓縮機活塞環(huán)的開口間隙取決于安裝溫度與工作溫度之差，最佳開口間隙應既保證正常工作時開口閉合，減少由于開口間隙造成的泄漏，又不會造成活塞環(huán)脹死在氣缸壁上，產(chǎn)生過大的摩擦力造成缸壁破裂。特別是在無油潤滑壓縮機中，活塞環(huán)由自潤滑材料制成，材料的膨脹系數(shù)很大，材料特性受溫度的影響很大。因此如何確定活塞環(huán)的工作溫度對于其設計或選用有很重要的工程價值。但是由于活塞環(huán)與活塞一起在氣缸內(nèi)作往復運動，并且活塞環(huán)與活塞環(huán)槽之間又有相對運動，因此無法用實測的方法確定活塞環(huán)的瞬態(tài)溫度。

本文針對以上的工程要求，建立了活塞壓縮機的傳熱模型，并應用ANAYS有限元理論針對活塞壓縮機在工作過程活塞環(huán)的溫度場進行了數(shù)值模擬，對瞬時活塞環(huán)的溫度數(shù)據(jù)進行擬合，分析得出活塞環(huán)的溫度變化曲線。

2 模型假設

以往針對活塞壓縮機的傳熱分析都是將活塞、缸套、活塞環(huán)等分割成單個研究對象，采用理論計算的方式進行研究。在不考慮活塞環(huán)與缸套之間的摩擦，以及活塞環(huán)與缸套之間邊界條件的設置等因素的理論計算，計算結(jié)果與試驗結(jié)果出入較大。尤其是活塞環(huán)等關鍵部位，往往無法得到令人滿意的計算結(jié)果。

本文將活塞、活塞環(huán)及缸套作為一個整體耦合系統(tǒng)，把各部件之間的傳熱影響處理為內(nèi)部熱傳遞，而只對耦合系統(tǒng)的外部邊界進行力學加載，避免了活塞環(huán)與缸套之間的邊界條件設置難度較高的問題。

考慮到瞬態(tài)問題研究的復雜性，有必要對壓縮機的計算工況進行簡化。假設：

（1）考慮到活塞組和氣缸套的幾何對稱性，采用二維軸對稱非穩(wěn)態(tài)傳熱數(shù)學模型來描述實際情況；

（2）工作氣體是均勻的，溫度在控制容積內(nèi)的各空間位置處相等；

（3）忽略活塞環(huán)與氣體熱輻射的影響；

（4）冷卻水的溫度從進口到出口沿氣缸外壁線性變化；

（5）控制容積內(nèi)的氣體向環(huán)隙的泄漏過程為等溫過程；

（6）忽略筋板對活塞傳熱的影響。

3 軸對稱不穩(wěn)定熱的有限元法

非穩(wěn)態(tài)無內(nèi)熱源軸對稱溫度場的控制方程為

初始條件為

其邊界條件為

式中 T——溫度分布函數(shù)

t——時間坐標

z，r——軸向和徑向坐標

k——導熱系數(shù)

Cp——比熱

ρ——密度

f（z，r）——系統(tǒng)的初始溫度分布

n——結(jié)構表面的法線方向

p——邊界（方向為逆時針）

Tg（z，r，t）——周圍介質(zhì)溫度函數(shù)

Tw（z，r，t）——結(jié)構表面的溫度分布函數(shù)

在基本方程中，僅考慮熱傳導系數(shù)k與溫度無關的情況。根據(jù)變分原理，可得到軸對稱不穩(wěn)定熱傳導問題的有限元方程為［2］

式中 ［K］——系統(tǒng)熱傳導剛度矩陣

［T］——溫度矩陣

［N］——變溫矩陣

［Q］——熱流矩陣

求解上述問題時，在空間上使用有限元法，在時間上使用差分法。令Δt為求解時間步長，得到求解不穩(wěn)定熱傳導問題的方程

式中 ｛T｝t-Δt——為上一時間步長內(nèi)求出的溫度場

4 傳熱邊界條件、初始條件的處理和確定

4.1 邊界條件的處理

假設固定在某一瞬間，則耦合系統(tǒng)整體是由活塞、活塞環(huán)、氣缸套3個部分組成。外部邊界條件由氣體對流換熱區(qū)及冷卻水換熱區(qū)2部分組成。

氣體對流換熱區(qū)包括：活塞蓋側(cè)面和軸側(cè)面、氣缸套暴露在工作氣體范圍內(nèi)的部分以及活塞環(huán)與活塞、缸壁組成的環(huán)隙區(qū)；冷卻水換熱區(qū)為氣缸套外壁和冷卻水相接觸的整體外表面。氣體對流換熱區(qū)隨氣體溫度變化而作瞬時變化；冷卻水換熱區(qū)為缸套外壁和冷卻水對流換熱的相對穩(wěn)定區(qū)域，其換熱系數(shù)視層流或湍流的情況而定。

對活塞來說，其蓋側(cè)面及第一道活塞環(huán)至蓋側(cè)面之間的活塞側(cè)面始終與工作氣體相接觸，其傳熱邊界條件為氣體的對流換熱，氣體瞬時溫度視工作過程而定，對流換熱系數(shù)采用經(jīng)驗公式

式中 pg——控制容積內(nèi)氣體的瞬時壓力

Tg——控制容積內(nèi)氣體的瞬時溫度

Vp——活塞的平均速度

而活塞的底面至最后一道活塞環(huán)處活塞側(cè)面的換熱情況，視不同形式的壓縮機，有不同的情況，如級差式為大氣對流換熱、雙作用式換熱情況與活塞頂面相反?；钊诃h(huán)隙的換熱處理為環(huán)槽內(nèi)強制對流換熱，活塞其他部分的換熱為耦合系統(tǒng)的內(nèi)部傳熱，無需考慮。

圖1 氣缸邊界劃分示意圖

對氣缸套來說，它的瞬態(tài)傳熱邊界條件可分為4個區(qū)域，如圖1所示。

第1區(qū)域，它時而暴露在氣體中，時而又被活塞環(huán)所覆蓋，它的瞬時傳熱邊界條件取決于缸內(nèi)氣體的瞬時溫度和瞬時對流換熱系數(shù)；第2區(qū)域，環(huán)隙氣體始終與活塞、活塞環(huán)及缸壁換熱，一般為層流換熱。同時活塞環(huán)與缸壁又由于相對運動產(chǎn)生摩擦熱，這種摩擦熱的大小隨工作氣體壓力的變化而呈現(xiàn)周期性，摩擦熱的位置隨活塞的運動而改變；第3區(qū)域，視氣缸形式而定。對級差式氣缸，它始終與平衡腔氣體接觸，換熱可視為自然對流換熱。對雙作用氣缸來說，它始終與工作氣體接觸，其內(nèi)氣體的工作過程與第1區(qū)域相反；第4區(qū)域，缸套外壁始終與冷卻水接觸，其瞬時傳熱邊界條件視冷卻水層流或湍流的情況而定，本文按照冷卻水層流狀態(tài)設定邊界條件。

對活塞環(huán)來說，不同工作過程中它與環(huán)槽接觸的位置不同。在整個工作過程中它始終與環(huán)隙氣體換熱，同時有摩擦熱流入，與缸壁的導熱屬于內(nèi)部傳熱，在耦合系統(tǒng)中無需考慮。

4.2 初始條件的確定

以耦合系統(tǒng)正常工作時的穩(wěn)態(tài)溫度場作為瞬態(tài)計算的近似初始條件。

4.3 靡擦熱的確定

活塞環(huán)與氣缸壁之間由于往復運動產(chǎn)生摩擦熱，并由于活塞環(huán)與氣缸的材料不同，摩擦熱在它們之間的分配是不均勻的，這種分配關系與材料的物性有關。

活塞環(huán)與氣缸套間的摩擦熱相當于在活塞環(huán)與氣缸套之間有一個連續(xù)放熱的平面熱源，可以把它看成是瞬時熱源產(chǎn)生的熱量在時間上的疊加。因此，瞬時熱源與連續(xù)熱源產(chǎn)生的熱量在活塞環(huán)與氣缸套間的分配關系是一致的。

由此可確定摩擦熱Qf在活塞環(huán)與氣缸套中的分配為Q1和Q2［3］

即

式中 λ1，λ2——活塞環(huán)、缸套的導熱系數(shù)

ρ1，ρ2——活塞環(huán)、缸套的密度

Cp1，Cp2——活塞環(huán)、缸套的比熱

5 計算實例

下面應用有限元理論，利用ANSYS軟件的瞬態(tài)溫度場模擬模塊，對5L-16/50型無油潤滑活塞壓縮機的一級活塞組件與氣缸耦合系統(tǒng)在蓋側(cè)排氣終了、蓋側(cè)膨脹終了、蓋側(cè)進氣終了、蓋側(cè)壓縮終了等13個工作點的溫度場進行模擬。一級氣缸為雙作用式，主要技術參數(shù)為：缸徑385 mm；行程為240 mm；轉(zhuǎn)速為428 r/min。

圖2為一級耦合系統(tǒng)的有限元網(wǎng)格圖，總單元數(shù)為11646，總節(jié)點數(shù)為24497。

圖3為一級耦合系統(tǒng)在蓋側(cè)壓縮終了點時的溫度分布情況。θ=0°的位置取為該級氣缸軸線與曲柄軸線重合的位置。

圖2 一級耦合系統(tǒng)四分之一有限元模型

圖3 蓋側(cè)壓縮終了溫度分布

圖4 一級系統(tǒng)活塞環(huán)最高溫度與曲柄轉(zhuǎn)角關系

利用多項式擬合法，對一級系統(tǒng)在各時刻的活塞環(huán)最高溫度的數(shù)據(jù)進行處理，得出如圖4所示的活塞環(huán)瞬時最高溫度與曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系曲線。

6 結(jié)語

本文提出了往復活塞壓縮機的二維耦合系統(tǒng)瞬態(tài)溫度場的分析模型，分析計算中考慮了活塞、活塞環(huán)以及氣缸套之間摩擦產(chǎn)生的熱量，以及在傳熱過程中的相互作用和影響，通過在模型中加入瞬態(tài)溫度場，計算后結(jié)論與試驗結(jié)果基本一致。

從圖3可以看出，任意瞬時系統(tǒng)溫度的最高處始終發(fā)生活塞環(huán)與缸壁接觸的部位，并且在各側(cè)壓縮終了時溫度達到最高163.9℃，低于活塞環(huán)的工作最高溫度250℃。

從圖4可以看出，活塞環(huán)在整個工作過程中的最高溫度都是發(fā)生在接近死點的位置，即壓縮終了時。主要是由于壓縮終了時控制容積內(nèi)氣體的溫度達到最高，同時壓力達到最大，由此產(chǎn)生的摩擦熱最多。

因此，采用此種分析方法可以計算得出壓縮機系統(tǒng)中各部分的溫度場，同時可對于難以實際測量的活塞環(huán)區(qū)的瞬態(tài)溫度變化情況進行預測。

［1］白敏麗，蔣惠強，陳家驊.發(fā)動機活塞組-缸套整體耦合系統(tǒng)瞬態(tài)溫度場數(shù)值模擬［J］.小型內(nèi)燃機，1994，23（4）：12-17.

［2］孔祥謙，王傳溥.有限單元法在傳熱學中的應用［M］.北京：科學出版社，1981：37-52.

［3］錢作勤.內(nèi)燃機動態(tài)熱負荷及其虛擬故障的仿真［D］.武漢理工大學，2001：42-43.

［4］錢錫俊，陳弘.泵與壓縮機［M］.山東：石油大學出版社.

［5］ANSYS14.0理論解析與工程應用實例［M］.北京：機械工業(yè)出版社.

NumericalAnalysisofTransientTemperature Field in Working Process of Piston Compressor

GAO Yan
（China Liaohe Petroleum Engineering Co.，Ltd.，Panjin 124010，China）

The model of heat transfer in piston compressor in working process is set up in this paper.The finite element theory is used to carry on numerical simulation to instantaneous temperature field.Through fitting to the temperature data of every instantaneous piston ring，the relation line of the instantaneous maximum temperature of piston rings and the crank corner is drawn out.

piston compressor；coupling system；transient temperature field；piston ring；finite element method

TH457

A

1006-2971（2014）06-0022-04

高巖（1980-），女，盤錦人，工程師，碩士研究生。E-m a i l：g a o y a n 1121@163.c o m

2014-04-03

21.氣源系統(tǒng)中油水分離器起什么作用?

答：在氣源系統(tǒng)中，后部冷卻器后面一般都設置一只油水分離器，在油水分離器后面才設置儲氣罐、過濾器及干燥器等設備。

空壓機最后一級排出的壓縮空氣溫度可達140～170℃，在這樣高的溫度下，混合在空氣中的水、油雜質(zhì)主要以氣態(tài)形式存在，經(jīng)后部冷卻器降溫，初步離析了其中的氣態(tài)水油成分，但大量的液態(tài)水霧和油霧還存在于壓縮空氣中，油水分離器的作用就是進一步分離壓縮空氣中所含有的直徑較大的凝結(jié)水滴和濃度較高的液態(tài)油霧，使壓縮空氣得到初步凈化。所以油水分離器是為下游其它氣源設備提供安全質(zhì)量進氣的第一道保護性屏障。