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

广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院 广东省广州市 511434

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。

图1 某车型路试中空调管路断裂

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

将式（2）带入式（1）中，可得结构振动的特征方程为：

ω2称为特征方程的特征值。

ωi即为结构第i阶模态的固有频率。

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：

式中，{X}和{F}矩阵简谐的，频率为ω。

式中：Fmax——载荷幅值；

ψ——载荷函数的相位角；

海航就是很能够发人深省的案例。海航在前两年国内外的并购市场中，可谓是风头无二，然而自从海航创始人之一的王健在法国意外死亡以后，海航便陷入暗淡。在最近面对媒体的采访中，海航董事长陈峰表示，海航集团的业务板块将调整为“两主+两辅”，做精航空主业。截至目前，围绕这一目标，海航已累计完成3000亿元资产规模的出售，未来还将有第二批、第三批资产出售。陈锋坚定地表示，非主业资产盈利能力再强也不要。

F1——载荷实部

F2——载荷虚部，

xmax——位移幅值；

——位移实部，

将式（6）和式（7）带入式（5）中，得到频率响应分析的运动方程为：

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。

图2 空调管路有限元模型

2.2 管路模态分析

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。

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

表1 模型材料属性

表2 模态分析结果

图3 一阶模态振型

图4 频响分析结果

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，做频率响应分析时选取频率范围为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]。

图5 振动疲劳分析输入参数

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。

图6 振动疲劳分析结果

图7 优化方案示意

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。

图8 优化方案分析结果

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。