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壓縮機活塞環由聚四氟乙烯(簡稱PTFE)材料制備而成，工作過程中，它填充于氣缸套和活塞之間，其靠近吸氣口的端面在吸氣排氣壓差的作用下，大部分都緊貼活塞，這里吸氣壓力為1.45MPa(表壓，以下同)，排氣壓力為3.2MPa。活塞環外徑514.3mm，內徑466.8mm，與活塞貼緊部分的圓環外徑499.8mm，軸向厚度為12.8mm。為便于安裝與密封避免漏氣，該活塞環采用開口非閉環結構。
實際強度分析中，考慮到活塞環與氣缸壁以及活塞的相互作用，對其結構與載荷進行了適當簡化，主要體現在：①工作過程中，活塞環在高溫環境下(800℃)會膨脹與氣缸套接觸，因此其徑向變形會受到約束，但在充分潤滑的情況下，活塞環與氣缸套之間的摩擦力很小，因此簡化模型忽略了活塞環的軸向摩擦力，②該活塞環是一個準軸對稱實體，考慮到載荷及形狀的對稱分布，根據彈性力學相關原理，有限元分析計算模型只取活塞環的1/2，簡化的活塞環三維力學模型見圖。
1)圖中邊界1是模型內部對稱截面，因此笛卡爾坐標系下，它的X向、Y向位移都應為零，2)邊界2為活塞環的外側面，由于它受到氣缸套的約束，因此在圓柱坐標系下，其徑向位移將受約束，3)邊界3是活塞環端面與活塞緊密接觸的部位，該端面將受到來自活塞的約束，軸向z的位移為零，4)邊界4是活塞環端面未受約束的部分區域，承受壓縮機均布吸氣壓力p=1.45MPa的作用，5)邊界5是活塞環的內側面，承受排氣壓力P=3.2MPa的作用，為均布載荷，6)邊界6是活塞環的自由端面，承受均布排氣壓力p=3.2MPa的作用。計算模型的網格劃分采用Solid45空間六面體單元(8節點)。活塞環三維實體建模后，進行自下而上的網格劃分與優化，并對與活塞接觸的局部區域作了網格細化，共劃分得2340個單元，含4098個節點，具體網格分布由圖給出。
整個開孔平蓋的實體建模、網格劃分以及求解都是通過國際通用有限元強度分析軟件ANSYS來完成。利用活塞環簡化力學模型計算得到的有限元結果參見圖，圖中給出了活塞環的應力強度分布。從圖中可以看出，在活塞環與活塞接觸的邊緣區域存在一定的應力集中，并以此為界沿徑向降低，這與活塞環的實際受力情況相符。同時觀察發現，最大應力點出現在活塞環端部橫截面上，這是由于簡化力學模型將此處處理為固支所致。有限元結果評定中，首先要依危險路徑進行線性化處理，然后再根據JB473-2005分析設計標準進行分類組合評定。這里通過最大應力點沿厚度方向(即軸向)作線性化路徑，具體見圖。該路徑上的一次總體薄膜應力強度SI、一次薄膜、一次彎曲應力強度SIQ以及一次加二次應力強度SW的分布由JB4732-2005列示。從JB473-2005可以看出，最大應力強度出現在邊界面6一側，對應的數值分別為4.733MPa、5.198MPa和5.198MPa，而聚四氟乙烯(簡稱PTFE)材料的設計應力強度等于5.0MPa，因此上述應力均遠小于或接近它們對應的許用極限。由此根據JB473-2005分析設計標準可知活塞環在當前力學模型下強度安全。同時由于活塞環與活塞接觸的邊緣存在剪切風險，因此這里提取了有限元節點解，Z向剪切力的應力分布云圖參見圖。從圖中可以看出，最大軸向剪應力為0.911873MPa，遠小于PTFE材料的許用剪應力2.5MPa，同時與前面改進活塞環的軸向剪應力的理論計算結果0.984MPa吻合較好，誤差不超過8%。
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