立式胀管机接收器固定座结构优化

2023-09-04汪翔储杰尤永贵陈韬

邵阳学院学报（自然科学版） 2023年4期

汪翔,储杰,尤永贵,陈韬

(1.黄山三佳谊华精密机械有限公司,安徽黄山,245400;2.休宁县公共就业和人才服务中心,安徽黄山,245400)

分体式空调以及空气冷凝机组、热泵机组等设备换热器装置中,翅片管式换热器最常见[1]。在制造工艺流程中,翅片管式换热器一般经过换热管U型弯管,翅片冲压成形、换热管-翅片胀管成形、弯曲成形、清洗烘干、焊接等过程[2]。胀管机是换热管-翅片胀管成形环节的重要设备,通过胀大管径将高速冲床成形好的翅片和换热管紧密贴合在一起,保证翅片和换热管紧密接触,增强换热效率。根据胀管机理,胀管机可分为液压式、机械式、气压式、爆炸式等[3]。姜靖宇等[4-7]等研究了液压胀接技术。目前,在制冷空调行业最常用的是机械式胀管,即通过伺服电机系统驱动胀棒在换热管中前进来胀大管径。李大永等[8-9]利用显式算法有限元仿真模拟胀头在铜管胀接过程,发现模拟和试验结果相符合,得出胀管驱动力在峰值位置基本保持恒定,退回过程驱动力是前进时的1/3左右。唐鼎等[10]研究了胀接成形过程管翅接触状态,发现胀管率与平均接触压力不呈相关关系,通过优化成形工艺参数,改善接触均匀性,提高热导率。夏琴香等[11]借助模拟手段,研究翅片胀接过程翘曲变形原因,发现翅片孔径和胀球轴径对翘曲变形程度影响最显著。梁卫平[12]优化Φ7 mm换热器胀接工艺参数,得出光管最优参数组合和内螺纹管最优参数组合。王相兵等[13]发现胀接接触压力与胀头过盈量呈线性关系,与胀管率及接触系数成正比。储杰等[14]对胀管机扩口座进行结构力学分析并优化,减小了扩口座变形,提高了翅片管式换热器二三次扩口工艺质量。胀管机夹爪夹紧装置是胀管成形工艺重要的工作元件,对换热管的收缩量起决定性作用。方豪等[15]对胀管机夹爪结构进行有限元分析和正交优化试验,提高了夹爪寿命和夹爪稳定夹持换热管的能力。

管-翅式换热器加工成形属于整体式成形,利用一台胀管机完成数列翅片和换热管胀接成形,局部变形和弯曲会影响整体换热器质量。因此,胀管机每个工作元件的结构强度、精度均要严格满足。为了减小换热器在胀接过程发生的变形,提高胀管机生产合格率,本文以胀管机固定换热管U部的接收器固定座为研究对象,进行有限元分析及多变量响应面优化分析。

1 研究对象

以黄山三佳谊华精密机械有限公司研发制造的全自动大型立式旋转台双工位胀管机为研究对象。通过可编程控制器控制伺服电机系统、气动系统、润滑系统、安全报警系统等,用电机作为动力驱动胀杆、胀头在换热管中前进胀大换热管直径以实现换热管和翅片的紧密贴合,从而减小换热管和翅片接触热阻,提高翅片管式换热器的换热效率。在胀管结束后,通过旋转台旋转至扩口工位以完成换热管的二三次扩口翻边,便于后续焊接。胀管机设备结构主要由机架、胀杆动力座、无收缩夹紧装置、门-接收器固定装置、扩口装置以及电气控制装置组成,如图1(a)所示。空调翅片管式换热器待胀管样品通过门板、接收器进行固定,接收器安装于接收器固定板上,固定板安装于固定座上,通过固定座上的气缸启闭来夹紧和松开接收器,如图1(b)所示。作为胀管机的关键部分,对样品的对齐度、垂直度要求较高,因此,对门板、接收器尺寸公差要求较高。同时,由于换热管胀管力较大,对接收器座强度提出一定要求。

1—门-接收器固定装置;2—接收器固定座;3—翅片换热管固定门;4—气缸;5—接收器;6—扩口装置;7—无收缩夹紧装置;8—胀杆动力座;9—机架;10—电气控制装置图1 立式胀管机结构图Fig.1 Structural diagram for vertical tube expander

2 有限元模型建立

选取接收器固定座为模拟仿真对象,研究其在胀管驱动力和扩口驱动力受力变形情况。利用ANSYS Workbench建立接收器固定座的几何模型,并划分网格,选取静力学Static Structual计算模块,固定座材料为Q235,其力学性能见表1。

表1 接收器固定座材料性能

网格选用四面体自动划分方法,网格质量随着单元尺寸减小而不断提高,仿真结果越精准。当网格精细到一定程度,仿真结果变化率趋近于0,而此时模型的仿真结果达到网格无关性。将网格尺寸从10.0 mm减小至2.0 mm,模型最大变形的变化率从2.3%下降至0.1%,并趋于0,见表2。这表明当网格尺寸为2.0 mm时,仿真结果已经比较精准了,如果继续减小网格尺寸,仿真结果趋于一致,与网格数量无关。因此,采用网格尺寸2.0 mm划分模型,单元数量为867 454个。

表2 网格无关性分析

接收器固定座用内六角螺丝固定在旋转台上,整体承受数根换热管的胀管力和扩口力。按胀管机满载工况下,即计算设计的所有换热管同时胀管工艺和扩口工艺,胀管力约8 t,扩口力约24 t,因此,选择模拟固定座在扩口力作用下的变形和应力。简化后的模型载荷和约束示意图见图2。

图2 载荷和约束设置示意图Fig.2 Setting diagram of load and constraint

3 仿真结果

胀管机空调翅片换热管接收器固定座变形和应力分布见图3。变形最大位置出现在安装气缸的槽孔。由于槽孔镂空缺少中边板支撑,此处变形量比其他位置大,变形为0.095 737 mm。此处安装的气缸通过气动电磁阀启闭,控制接收器夹紧和松开换热管。换热管的夹紧量和垂直度会影响换热管胀管工艺整体水平,比如换热管收缩量、翅片平整、换热管弯曲、每个换热管长度等,而此处的变形量会影响接收器的夹紧量和垂直度。应力最大位置出现在槽孔边和顶面接触处,应力为236.21 MPa,超过了Q235屈服强度,可见此处会产生永久变形。随着生产周期增加,变形越来越大,对翅片换热管胀管质量产生巨大影响。

图3 接收器固定座变形应力云图Fig.3 Cloud image of deformation and stress forthe receiver fixed base

4 优化分析

由静力学仿真分析结果可知,接收器固定座在气缸安装槽孔处变形量和应力较大,会影响翅片管换热器整体胀管质量,需要对相关参数进行优化,减小此处变形量和应力。选取可能影响槽孔处受力的参数进行结构优化,示意图见图4。采用Workbench中多变量响应曲面优化分析工具(response surface optimization),以最大变形为目标,进行多变量优化分析。优化前,接收器固定座结构参数P7为10 mm,P8为15 mm,P10为10 mm,P11为50 mm,P12为20 mm。表3中参数变化范围在Workbench中设定后,计算机根据参数取值分别进行静力学模块分析。计算结束后,将各参数对最大变形量的影响情况进行分析。

表3 优化参数变化范围

为了分析各参数对固定座结构最大变形量的影响,将5组参数变化量转化为变化率,最大变形量P5作为Y轴,绘制成曲线图,见图5(a)。顶面厚P12对结构变形量影响最大,随着厚度增加,变形量减小;其次影响较大的是中边厚P7,呈负相关关系;纵边厚P8、加强筋厚P10、筋-槽距离P11对变形量影响不大。同时,Workbench中各优化参数灵敏度分析也可反映各参数对结构变形量的影响程度,为优化参数提供参考,灵敏度分析结果见图5(b)。分析结果与图5(a)中参数对变形量影响曲线关系是一致的。顶面厚P12灵敏度最高,为-0.153 34,影响最大,负号表示负相关关系;其次是中边厚P7灵敏度为-0.987 7;P8、P10、P11灵敏度接近于0,表明这3个参数对变形量影响不大。

P7、P12、P5响应曲面图见图6。P7、P12参数最大取值处,最大变形量P5最小。响应曲面也可以反映P7、P12对P5呈线性负相关关系。

图6 P7、P12、P5响应曲面图Fig.6 Response surface plot of P7、P12、P5

通过多变量响应曲面优化,获取最优解如下:P7为12 mm,P8为14.397 mm,P10为12 mm,P11为45 mm,P12为25 mm时,固定座最大变形量P5最小,为0.060 739 mm。分析结果表明,P8、P10、P11对P5影响较小,同时,考虑到增加厚度会增加固定座质量和成本,决定对P8、P10、P113个参数采用现有值。所以,优化后的接收器固定座结构尺寸参数变化如下:P7为12 mm,P8为15 mm,P10为10 mm,P11为50 mm,P12为25 mm。优化后的模型受力变形和应力分布见图7,变形位置和优化前结构保持一致,最大变形量为0.062 162 mm,下降了35.07%。最大应力位置位于顶板与气缸槽孔边接触点,和优化前结构一致,应力减小为165.1 MPa,下降了30.1%。最大应力小于Q235屈服强度,优化后接收器固定座在强度上得到增加。