1、“.....图耦合时间增量数值分析流程图开始,运动学分析压力场差分有限元结构分析ε计算,检查是否结束从对称性问题考虑，我们使用了分析模型半，如图所示，其中活塞相对垂直位置对应气缸下止点。气缸右外表面被控制在压缩机箱体内，而对称边界条件被指定为活塞与汽缸对称表面。活塞与汽缸是用铸铁制造，材料性能ν。此外，除了气缸夹紧部分，它们厚度都为。图中半连杆力即作用于活塞销点，而相对气体压力−作图显示了活塞受力图，其中和是摩擦力和在方向流体动力分量。这两个组件力计算，将在第节给出。另方面，体现了连杆受力与纵轴倾斜角是由于活塞在方向偏离程度。我们注意到，活塞倾斜对活塞销影响不容忽视。然后，连杆力组件和倾角确定式中表示活塞总质量。位移和润滑压力场设，是活塞与气缸位移场，结构动力响应是受初始和边界条件，式中表示结构部件质量密度，是牵引冷却气体成分及润滑油压力。为了描述径向间隙内润滑压力场......”。

2、“.....如图所示。轴指向同个方向作为前面固定笛卡尔坐标系之。参考图，活塞允许其只在方向和活塞销轴方向倾斜。活塞偏心轴用表示，倾斜角度用表示。我们假设油膜总是充满活塞整个和轴向长度径向间隙。润滑油油流被假定为不可压缩层流，因为两个特征长度和显着高于厚度较大流量。并且，在图活塞与气缸之间径向间隙润滑润滑油图活塞受力图方向压力变化被忽略，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，是由雷诺方程根据不可压缩方程和连续性条件确定抖抖具有边界条件在处在处，在和处，式中是指油粘度。表示活塞销位置，实际润滑油厚度表达式为,参考图中力符号规定，两个合力和计算如下,蝌蝌另方面，整个径向间隙瞬时体积漏油量计算如下而且，周期平均功耗根据下式计算式中功率消耗被定义为。对于漏油量方程用同样方式计算......”。

3、“.....应用般变分形式和等参有限元近似结构动力方程，我们有式中，和分别是刚度矩阵，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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是时间函数。通过从方程计算得到分段时间加速度，使用显式中心差分，我们可以得到各段时间速度和位移式中，此外，通过对活塞初始构型加入位移电流，活塞构型就可以被改变，使得为了计算润滑压力场，在图所示平面我们使用带均匀网格有限差分法。然后，雷诺方程拆分如下抖抖抖抖,抖禗禗关于导数定义方式同方程，可以在表格中重新排列，由高斯赛德尔迭代法求解出节点压力，。值得提是出现在差分迭代近似油膜压力场负结压力被重置为零。当下收敛标准满足定条件，迭代终止ε除了主要垂直运动，活塞也允许移动方向垂直于活塞销轴，但仅限于在汽缸内。为了证实这数值约束活塞二阶运动......”。

4、“.....当这样几何行为发生，我们应该通过个适当数值法防止渗透。参考图，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在先前推出笛卡尔统筹。之后，从表面上点相对位置就能判断出来，使得内表面。这种判断在整个时间增量有限元分析过程中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发生渗透时，我们应用节点恢复力定义该节点，为了消除渗透。其中是补偿系数，为点和气缸内表面标准距离，为图表示二维差分网格活塞和气缸之间接触气缸内表面主表面活塞垂直汽缸内表面向外单位向量。这种方法是建立在补偿法基础上，因此补偿系数设置要足够大，即使它大小与时间步长密切相关。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，式中和为对应于活塞边界节点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个震荡器......”。

5、“.....由于时间间隔应该比更小，补偿系数应修正为图代表解决润滑结构相互作用问题时间增量分析程序流程图，其中表示曲轴在整个数值分析程序中所有旋转角。数值实验参考流程图，运动分析和润滑压力近似是由我们用计算机语言编码测试程序和前面章节提到公式计算进行。同时，通用有限元分析程序商业法分析了相互作用润滑结构，接口与输入时间间隔测试程序与活塞运动学和油膜压力有关。我们重申，活塞与汽缸被假定为刚体，因为它们润滑压力近似，但是在润滑结构相互作用分析中两者当做变形体处理。图耦合时间增量数值分析流程图开始,运动学分析压力场差分有限元结构分析ε计算,检查是否结束从对称性问题考虑，我们使用了分析模型半，如图所示，其中活塞相对垂直位置对应气缸下止点。气缸右外表面被控制在压缩机箱体内，而对称边界条件被指定为活塞与汽缸对称表面。活塞与汽缸是用铸铁制造，材料性能ν。此外，除了气缸夹紧部分，它们厚度都为......”。

6、“.....而相对气体压力−作建立润滑压力近似差分网格。数字处理方便应用活塞与润滑剂接触面油膜压力，般活塞润滑剂交界面分区与有限差分网格相同。但是，般气缸润滑剂交界面在汽缸网格上分区与有限差分网格不同，所以油膜压力作用于气缸内表面采用线性插值法。那是因为气缸润滑剂交界面随时间变化，而活塞润滑剂交界面不随时间改变。四个不同曲轴角瞬时油膜压力分布如图所示，注意到其中曲轴角压力分布变化相当特别。参考方程和图，油膜压力轴向变化主要是由于不同和活塞倾斜，而其中个间接原因为活塞偏心。前面那种情况显然能在图上止点观察到，其气体压力达到峰值，如图所示，而后种情况出现在和位置。另方面，在图压力分布在较低止点显示活塞二阶运动正处在个活塞倾斜和偏心组合。图活塞和气缸有限元网格图表示作用在活塞与曲轴角合力变化。图中所示与图所示气体压力近似成比例，而摩擦力影响可忽略不计......”。

7、“.....其影响远小于轴向力。活塞二阶运动过程如图，为了清晰可视化，活塞位移被放大。在排气过程中，活塞从下止点开始移动到气缸左壁，然后它又回到汽缸内壁两次，但它回到上止点中间位置。活塞向左偏心符合图所示润滑剂压力分布，而且活塞逆时针倾斜，尤其是接近上止点，是由于图所示径向力和活塞销位置低于活塞质心所致。图油膜压力分布角度度角度度角度度角度度轴向位置轴向位置轴向位置轴向位置图作用于活塞与曲轴角合力曲轴角度力在吸气过程中，活塞偏心只出现在之后，而且在图油膜压力分布图中非常明显。我们还看到活塞两次从汽缸壁弹回，而不是像排气过程那样突然，而且活塞顺时针倾斜是由于负径向力。当它到达下止点时，活塞回到中间位置。活塞顶部和底部边缘轨迹图如图所示，其中正方向指向方向。活塞二阶运动限制在径向间隙范围内，因此建立在第四节描述补偿法基础之上接触算法是可用。活塞偏心和倾斜时程反应被标绘在图中......”。

8、“.....而当活塞顺时针旋转时活塞正向倾斜。活塞左向偏心显示了系列曲轴角参考图，并达到接近峰值。在活塞倾斜中，排气过程中逆时针旋转和吸气过程中顺时针旋转都能观察到活塞倾斜最可能发生在接近点。活塞底部即处油流时程反应如图所示，其中正值表示润滑油顺着活塞流出即润滑油从径向间隙漏出。作为个整体，在排气过程中润滑油随着活塞运动流动，反之亦然。但是润滑油在上止点流向变为正，即使活塞速度是零，参考方程和图，这是由于在方向负压力梯度。通过积分瞬时漏油量，我们可以得到周期平均漏油量。图显示了瞬时消耗功率和曲轴角关系，图中显示功率消耗与活塞速度几乎成正比。由于摩擦力与润滑油厚度和压力梯度有关参考方程，极值点从和偏离。这种循环也出现在润滑油瞬间流动中，如图所示。根据方程给出定义，我们得到了周期平均功耗......”。

9、“.....尤其是当气体压力达到近上止点峰值。在图中，虚线表示未变形结构。大家可以看到活塞在径向方向收缩而气缸在扩大，特别是在底部开完。根据详细数据资料，我们发现在这两个机构底部最大径向位移如下气缸为，活塞为。这些最大值范围分别为初步径向间隙和。因此，结构灵活性对径向间隙影响不可忽视。另方面,有效应力峰值分别如下在汽缸底部开口端为，在活塞活塞销点为结论为了研究无环往复式压缩机活塞二阶运动，我们提出润滑剂结构相互作用时间增量耦合数值分析方法。油膜压力和结构变形近似，分别由差分和有限元法以及活塞和气缸之间几何接触通过补偿法完成。尤其是，在润滑结构相互作用分析中活塞与汽缸被当作变形体处理是为了研究灵活性对径向间隙变化影响。通过数值试验......”。