运输工况下空调管路抗振强度分析及优化设计

2019-08-27罗良辰戴隆翔胡负稷

噪声与振动控制 2019年4期

李彬，罗良辰，戴隆翔，廖超，胡负稷，肖彪

(空调及系统运行节能国家重点实验室，广东珠海 519000)

空调管路系统是空调器的重要零部件，也是空调器最易损伤的部件之一。在实际运输过程中，由于复杂的路面环境，空调管路系统受随机激励载荷和周期激励载荷作用，可能出现管路变形、损伤甚至断裂的现象。

国内外学者在不同载荷和条件下，对管路系统振动特性、可靠性及相关的优化设计方法进行了大量研究。Sawanobori和Takeshi[1]提出了管路系统应力分析的有限元法，建立了空调管路系统有限元方程并求解，且对有限元结果进行了实验验证。Hairahayashi[2]等研究了压缩机振动和气流脉动对运行过程中管路系统的振动影响。段传学[3]等利用模态综合法建立了空调管路系统的计算模型。薛玮飞[4]等基于CAE仿真技术对空调管路系统进行模态分析，并进行了优化设计。邱明星[5]等对不同状况下的充液管路固有频率进行试验和计算研究，得到了不同温度、管径和管路充液状态对固有频率的影响，为充液管路准确仿真模型的建立和振动特性研究提供了指导。权凌霄[6]等使用有限元法，对不同加速度激励和支撑刚度下的管路系统进行响应谱分析，得到了管路系统的应力分布以及加速度激励与最大应力之间的线性关系。谭博欢[7]结合理论模态分析方法和试验模态方法，分析了空调管路系统易出现共振的位置和原因。刘江伟[8]等使用传递矩阵法，从理论计算和仿真分析角度出发，对周期附加质量的新型声子晶体管路振动特性进行了研究，为充液管路振动控制优化设计提供了新的思路。杨磊[9]等对变频空调管路特性进行研究，得到了管路优化设计方法。胡洁义[10]等对随机激励下的汽车空调管路系统进行了有限元分析和疲劳可靠性研究。然而，目前关于管路的优化设计和振动研究都是在运行工况下进行的，对于运输工况下的管路系统的运输可靠性研究还较少。

图1 售后反馈断管空调

本文针对空调运输过程中出现的如图1所示的管路断裂问题，结合有限元数值仿真和振动试验，对正弦载荷激励下的空调管路系统应力分布和振动特性进行分析，提出了一种空调管路运输可靠性的优化设计方法，并通过实验验证其有效性。

1 管路系统模态分析及实验

为了探究空调器运行过程中的管路振动响应，首先要对管路系统进行模态分析，提取管路系统的模态参数。本文采用有限元法对管路系统进行模态分析，并进行试验验证。

空调器外机在运输过程中，激励传递路径为压缩机机脚固定螺栓—压缩机脚垫—压缩机—管路系统—冷凝器。保留主要受激励部件，删除不相干零部件，得到如图2所示的空调管路简化模型。

对简化后的三维模型进行网格划分。由于空调管路、压缩机、气液分离器和冷凝器边板属于典型的薄壁结构，因此对其进行抽壳处理，并使用壳单元进行网格划分,其中管路系统采用2 mm壳单元，气液分离器、压缩机和冷凝器边板采用4 mm壳单元。

减振脚垫、定位螺栓柱和大小阀门阀体采用3 mm四面体网格进行划分。四通阀采用1.5 mm体单元。划分方式为自适应划分。各部件的单元类型及单元尺寸见表1。然后根据表2所示的材料参数赋予各零部件材料属性，建立有限元模型，如图3所示。

图2 空调管路系统三维模型

表1 零部件单元属性

表2 零部件材料属性

根据实际运输过程中，空调管路及其附属配件的运动状态，对有限元模型施加边界约束，在定位螺栓柱底面、大小阀门阀体侧面和冷凝器边板主面施加固定约束，如图3所示。

使用Lanczos法求解空调管路模态，由于配管结构主要承受压缩机低频激励，所以配管结构低阶的固有频率及振型是主要关注对象。

对管路系统进行模态试验，提取管路系统的模态参数，以验证理论模态分析的准确性。在相同的边界条件下，使用锤击法对空调管路系统进行模态试验，试验中使用PCB冲击力锤进行激励，并使用PCB356A01压电式传感器和LMS SCM0532通道振动噪声测试系统进行信号的采集和分析，得到空调管路系统的测试模态。仿真与试验所得固有频率对比如表3所示，振型对比如图4所示。

图3 空调管路有限元模型

由表3可知，数值计算得出的空调管路系统前6阶固有频率与根据试验得到的固有频率基本一致，最大误差出现在第4阶，最大误差为7.8%，绝对平均误差为4.92%，从图4可以看出仿真与试验振型基本一致。

另外，从表3可以看出仿真比试验多出1阶模态，且试验与仿真模态存在一定的误差，产生上述误差的原因为：

（1）空调管路系统质量较轻，传感器的附加质量效应会对测试结果有一定影响；

（2）由于空调管路系统的特殊性，部分零部件外表面较小，无法粘贴传感器。

综上所述，管路系统的振动模态的理论计算值与试验测试结果基本吻合，验证了管路有限元模型的准确性，为后续分析提供了基础。

表3 仿真与实验固有频率对比

图4 振型对比

2 空调管路的振动分析

通过空调管路系统振动分析来模拟实际运输中受环境激励的空调管路振动特性和应力分布情况。频率响应分析用于计算在振动载荷作用下结构每一个计算频率的振动响应。对管路系统进行谐响应分析，对有限元模型施加频率范围为5 Hz～25 Hz的Z向谐波激励，取步长为0.5 Hz，激励加速度取为0.5 g，其中谐响应分析的激励加载均依据国标[11]《GB/T 4857.23-2012》和实际运输中的振动情况制定。经谐响应分析，管路系统T型管的应力响应曲线如图5所示。

图5 T型管的应力频响曲线

由图5可知，在5 Hz～25 Hz频率范围内，在加速度为0.5 g载荷作用下，管路系统断管处应力频率响应曲线在9.5 Hz处有最大峰值，且远远高于其他频率点下的应力值，即在9.5 Hz谐波激励下，管路系统断管处的应力响应幅值达到最大。而由表2可知，9.5 Hz与管路系统的第2阶模态频率9.39 Hz接近，这说明空调器在运输过程中，当外部环境的激励频率与管路系统的第2阶模态频率接近时，管路系统将发生模态共振，第2阶振型对管路系统的振动可靠性产生的影响为最大。

图6 Z向激励谐响应应力分布云图

为进一步分析断管处的破坏原因及破坏机理，提取激励频率为9.5 Hz时的管路系统谐响应应力云图，如图6所示。由图可知，在Z向谐波激励下，管路系统的最大等效应力为1021.627 MPa，最大等效应力点出现在T型管的中部，也即断管处，这说明第2阶模态振型是引起管路断裂的重要原因。

由上节模态分析结果可知，在前6阶振型中，位移较大的是压缩机、吸气管、排气管以及四通阀，T型管与冷进管相连，冷进管受边板约束，无较为明显的位移与运动。在减振脚垫底部施加载荷后，压缩机受载荷作用来回晃动和摇摆，带动管路振动。压缩机、四通阀等质量较大，在振动过程中将产生很大惯性荷载，当振动传递到T型管时，由于冷进管运动受限，T型管受到弯曲扭转等综合作用，并且与T型管相连的管路系统为直管，无减振缓冲U型弯管等减振结构，导致振动在传递过程没有得到有效地衰减和耗散，因此在谐波激励下，T型管将产生较大循环应力。另外，T型管为焊接成型，在焊缝处易产生应力集中。

综上所述，由于T型管自身的结构特点以及加工工艺等因素和管路系统结构设计不合理，导致T型管结构因受循环应力以及应力集中而发生损伤和断裂现象。