汽车空调管路系统振动疲劳分析及优化

邱泽鑫　阮先轸　郭威

摘 要：在汽车行驶过程中，空调管路系统可能受到来自发动机的激励而引起共振，管路局部应力过大、疲劳寿命降低，从而导致断裂。为解决空调管路断裂的问题，搭建了某车型空调管路系统的有限元模型。计算了管路系统在设计状态下的模态及频响应力，并结合材料的S-N曲线和PSD功率谱密度，计算该结构的振动疲劳寿命。分析结果显示，疲劳风险点与试验断裂位置一致，验证了仿真分析的有效性。进一步地，对该空调管路进行结构优化设计和仿真分析。相同工况下，优化方案的管路疲劳寿命得到明显提升，从而解决了管路在实车上断裂的问题。仿真分析方法为优化设计提供了方向，缩短了项目开发周期。

关键词：空调管路;模态;频响分析;振动疲劳;优化设计

随着汽车技术的不断发展，汽车空调的功能也不断发展完善。目前，汽车空调承载着给车内乘员舱制冷、供暖、除霜除雾等多种功能，是现代汽车必不可少的重要系统。空调管路作为汽车空调的必要组成部分，也是空调系统容易出问题的部件，其可靠性很大程度上决定了空调功能的正常发挥[1]。空调管路主要布置在前机舱，而前机舱由于需要布置发动机等关键系统和零部件，空间十分有限，给空调管路的布置提出了难题。一方面，空调管路需要在有限的空间内，固定在车身上，并且避免与其他零部件干涉，需要设计成弯角较多的形状;另一方面，由于空调管路较长，在汽车行驶过程中，管路受到路面、发动机传递而来的周期振动激励，往往会导致弯角处应力过大，造成疲劳损伤，严重时可能导致管路断裂。某车型在路试结束后，空调高压管路发生了断裂，如图1所示。经第三方检测公司检测评估，鉴定该管路断裂为振动疲劳断裂。疲劳是指在周期应力的作用下，结构局部萌生裂纹并扩展，造成累计损伤破坏的结果[2]。

目前，国内外学者对管路的性能展开了研究，文献[3]通过仿真和试验结合的手段研究了结构阻尼对空调管路模态的影响;文献[4]通过能量法、频率响应等方法研究预测了管结构断裂的位置、频率激励对管状结构开裂的影响，提出了仿真分析的可行性;文献[5]利用有限元分析方法分别分析了汽车高压共轨管路和天然气存储器的疲劳分析，得到部件的最小寿命。文献[6-7]利用有限元分析方法分析了家用空调管路系统的结构性能，获取了管路模态、疲劳寿命等信息，并进行了优化。

为探索汽车空调管路断裂问题的解决办法，本文结合领域内已有的仿真分析方法，建立有限元模型，进行模态分析、频响分析和疲劳分析，找出优化管路结构性能的方向，提高其疲劳寿命。

1 有限元分析基本理论

1.1 模态分析理论

模态分析在工程结构分析中十分常见，目前在汽车行业已经得到了广泛应用。通过模态分析，我们了解结构的振动特性、振动参数，也是结构谐响应分析、瞬态动力学分析的基础。模态分析的原理是将线性振动微分方程组中的物理坐标转换为模态坐标，然后求解方程组[8]。模态分析自由振动的运动方程为：

1.2 频率响应分析理论

频率响应分析也叫频响分析。由于结构的固有频率已经确定，当激励频率在一定范围内变化时，可能引起共振，应力将明显升高。为了解结构是否能在不同频率激励下满足强度要求，对其进行频率响应分析。频率响应分析是将已知频率的正弦载荷作用于结构上，输出结构的响应。其运动方程为：

2 空调管路有限元分析

2.1 模态搭建

该车型空调管路系统的有限元模型如图2所示，主要零件包括高压管路、低压管路、胶管、管路压板连件、安装支架、消音器等。高、低压管路、管路压板连件以及消音器采用A3003铝合金，安装支架采用SPCC钢材，胶管采用EPDM材料，各材料的参数如表1所示。高压管路和低压管路的厚度为1.5mm，胶管厚度为3.5mm。管路、消音器以及安装支架采用shell单元网格，管路压板连件采用实体单元网格。约束安装支架螺栓孔、管路端口的6向自由度，计算管路系统的约束模态。

2.2 管路模态分析

在MSC.Nastran软件中计算出该汽车空调管路系统的约束模态，提取出前5阶振型及对应的频率值，如表2所示。一阶模态频率为68.3Hz，振型主要为低压管上的胶管摆动，振型如图3所示。发动机怠速约为750r/min，对应的激励频率为25Hz;一般情况下发动机正常工作转速范围约为750r/min～3000r/min，激励频率范围为25Hz～100Hz，因此在汽车行驶时，空调管路系统的在发动机的激励下引起共振。

2.3 管路应力频响分析

通常做频响分析会对分析对象工作频率考虑更广的范围，事实上发动机在特定情况下也会有转速超高的情况，如驾驶员误操作下能达到6000r/min。因此，做频率响应分析时選取频率范围为0～200Hz。分别对空调管路系统在X、Y施加1G加速度，Z向施加1.5G加速度，加速度由路试中测得。计算空调管路系统的频率响应，输出间隔1Hz下管路的应力分布。可以看出，X向频率响应中，最大应力位置与管路开裂位置相吻合，并且该方向下的最大应力也是三个方向中最大的，达到24.4MPa。同时，X向频率响应在整个频段内的应力幅值整体较大;X向最大应力对应的频率为管路系统第5阶模态的固有频率126.1Hz，说明管路系统在该频率激励下，高压管路因为共振而引发应力明显增加。

2.4 管路疲劳分析

通过频响分析得到了管路系统在不同频率激励下的应力值，结合试验测得的PSD功率谱密度，可以计算综合X、Y、Z三个方向频率响应工况下的综合疲劳寿命。除了频率响应分析计算得到的应力外，还需要的度输入参数包括铝管A3003的S-N 曲线[9]、PSD功率谱，如图5所示。通常试验根据GB/T 2423.56选取图5-b所示的功率谱密度曲线进行，因此仿真分析中也采用此PSD功率谱作为输入[10]。

计算得到管路的疲劳寿命，如图6所示。在高压管前端90°弯角处，最小寿命为60762次，小于1e7次，具有开裂的风险。该位置就是管路试验断裂的地方，验证了仿真分析方法的有效性。需要指出的是，目前有限元仿真技术无法保证计算疲劳寿命次数的准确度，仿真分析的主要作用的是观察风险点可能出现的位置，以及通过对比获取后续优化方案是否有提升的趋势。如果优化方案的疲劳寿命有明显提升，则认为该方案耐久性能更好。

3 空调管路结构优化

由于高压管路前端弯角处在频响分析中应力较大，导致疲劳寿命较短，对其进行结构优化。通常，管路的材料、料厚根据以往项目经验来选定，一般不做更改。优化方案需要在整车前机舱布置空间允许的情况下进行，主要优化手段为增加胶管和改变管路走向。改变管路走向的目的是增加管路折弯处的角度，减少90°弯角的数量，从而减少应力集中的情况，如图7所示。

更新分析模型，计算优化方案的模态、频率响应和振动疲劳分析，分析结果见图8。模态方面，一阶模态振型没有明显变化，仍是高压管的摆动。由于增加了胶管，一阶模态下降至61.8Hz，仍明显高于发动机的怠速激励频率（25Hz），性能可以接受。

频率响应结果如图8-b和8-c所示。X向响应的应力整体下降较为明显，原断裂处的最大应力由24.4MPa下降到19.4MPa，主要是管路弯角角度增大，应力集中效应得意降低;Y向和Z向最大应力位置有所变化，整体与原方案相当。另外可以看出，由于高压管直径较小，各工况下的最大应力都出现在高压管上，胶管的增加和管路走向的更改，使得高压管路在频率响应中的应力整体下降了许多。

由于优化方案的频响应力整体下降，振动疲劳寿命达到2.24e7次，比原方案有了明显的提高，因此可以认为优化方案具有更好的耐久性能。采用优化方案以后，实车耐久路试和台架测试都顺利通过，高压管路没有再次发生断裂，从而解决了问题。

4 结论

本文从国内某款车型的空调管路系统入手，为探索其管路断裂问题的解决方法，提出一种结合模态、频率响应和疲劳的有限元仿真分析方法，计算出了管路的风险区域以及对应的最小寿命。基于此方法提出的优化方案具有更好的耐久性能，从而解决了实车路试断裂的问题。本文提出的分析方法，对于汽车开发的后期验证阶段，能指导管路等结构件的优化，并且快速验证优化方案的可行性，有助于缩短项目开发周期;对解决一般的工程结构的振动疲劳问题，也具有一定的指导意义。

参考文献：

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[6]張敬东，起雪梅，杜仕武.空调管路振动性能分析及优化设计[J].重庆邮电大学学报：自然科学版.2013，（5）：705-710.

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