機車前置式空調機組結構有限元分析

秦保柏，王立鋒

（石家莊國祥運輸設備有限公司，河北石家莊050035）

空調機組是鐵路機車車輛必備的設備之一，鐵路機車車輛的空調機組由蒸發器、冷凝器、壓縮機等機電設備組成。一般情況下，這些設備集成安裝在一箱體結構內，箱體結構再通過螺栓連接安裝在車體上。機車空調機組要求箱體結構要在滿足強度、疲勞壽命的條件下盡量減輕自重。機車車輛空調機組箱體結構一般由多塊沖壓、折邊的不銹鋼板點焊形成，國內空調機組的生產廠家多根據經驗設計、制造箱體結構，由于不進行準確的結構分析，難免會有強度富裕、自重較大的問題，不適合在機車上使用。

運用ANSYS軟件對石家莊國祥運輸設備有限公司生產用于國外機車的前置式空調機組的箱體結構建立了有限元模型，對箱體結構在沖擊載荷作用下的應力、疲勞載荷作用下的疲勞強度進行了分析與評價，并分析了空調機組的動態特性，計算了空調機組的固有頻率及振型，為前置式空調機組的設計提供了參照。

1 前置式空調機組有限元模型

空調機組主要由箱體結構、支架及安裝于箱體結構的機電設備組成（見圖1和圖2），箱體由1．5，2 mm不銹鋼板經沖壓折邊點焊形成，支架由2，3，4 mm不銹鋼板折邊點焊形成，壓縮機、冷凝器、蒸發器、送風機、冷凝風機、控制箱等機電設備通過螺栓連接安裝在箱體的相關位置。箱體通過前后擋塊及滑軌安裝在支架上，拆除擋塊，箱體可以沿滑軌抽出以利于維修。正常使用時，擋塊限制箱體沿滑軌方向的運動，保證箱體、滑軌及支架為一整體，三者之間無相對運動。支架通過8個M12的螺栓連接在車體上。空調機組的外形尺寸見圖1。

圖1和圖2為根據實際結構用ANSYS軟件建立的有限元模型，該模型由26 664節點，23 819個單元組成，模型的建立、結構的連接及邊界條件采用了以下處理方法：

（1）壓縮機、冷凝器、蒸發器、蒸發風機、冷凝風機、電加熱器及控制箱等機電設備均采用MASS21質量單元將其簡化為質點，質點位置建立在設備的質心處，并將質點與箱體的連接處理成剛性連接。

（2）箱體結構及支架結構為薄板，建模時采用SHELL63殼單元建立網格，根據文獻［3］的要求，SHELL63殼單元采用四邊形結構，邊長約20 mm。

（3）箱體結構、支架結構中的點焊連接采用共節點方式處理，即點焊處的兩鋼板僅在此節點相連。

擋塊、滑軌與箱體的連接采用節點耦合方式實現，滑軌與箱體之間的連接節點采用垂向（Z軸方向）耦合與橫向（Y軸方向）耦合，擋塊與箱體采用縱向耦合（X軸方向）。圖1中，X軸正向為車輛的行駛方向，Y軸位于水平面內，Z軸正向垂直向上［2］。

（4）支架與車體的螺栓連接，通過限制每一螺栓位置4節點3個方向的自由度實現約束。

圖1 空調機組結構整體模型

圖2 空調機組結構內部有限元模型

2 前置式空調機組的作用載荷

2．1 作用載荷

作用在前置式空調機組結構的載荷就是機車起動、制動及正常行駛時，結構自身質量及安裝在箱體的機電設備的慣性力，由機車起動、制動及正常行駛時的加速度確定，靜強度計算時各坐標軸所施加的沖擊加速度見表1，共6種載荷工況，疲勞計算時各坐標軸所施加的加速度見表2，共3種載荷情況。

表1 靜強度計算載荷［1］

表2 疲勞強度計算載荷［1］

其中，x軸為縱向，y軸為橫向，z軸為垂向。縱向、橫向、垂向是指空調機組安裝在車體上時與機車車輛的縱向、橫向和垂向分別相同的方向。

2．2 空調機組質量分布

（1）空調機組箱體及蓋板質量為91．5 kg

（2）空調機組箱體內機電設備的質量見表3

表3 疲勞強度計算載荷

（3）支架的質量為45 kg空調機組總質量為225 kg。

3 計算結果

3．1 材料與許用應力

箱體結構采用SUS304，其材料的特性如下

（1）屈服強度：σs＝205 MPa

（2）抗拉強度：σb＝520 MPa

（3）密度：7 800 kg／m3

（5）彈性模量：E＝1．93×105MPa

（6）泊松比：μ＝0．3

（7）容許應力幅：［Sr］＝29 MPa（對應于107循環次數［3］）

3．2 靜強度分析結果

根據文獻［1］要求，計算各單元質心處鋼板頂面與底面的最大等效應力，后處理階段使用get命令得到單元質心的整體坐標，然后根據質心的整體坐標通過路徑操作計算單元質心應力，所有單元質心處的應力用循環語句計算存于數組中，最后得到最大應力值［4］。初步計算結果表明載荷工況2，3，4略大于許用應力，載荷工況2的最大應力出現在壓縮機與壓縮腔的螺栓連接處，載荷工況3、4的最大應力出現在蒸發器與蒸發腔的螺栓連接處，因此需要對其結構進行改進。

3．2．1 改進前的分析結果

按照表1確定的載荷工況，在ANSYS中用命令流定義多重負載，一次完成運算，各載荷工況的最終運算結果列于表4。其中載荷工況2的最大應力為183 MPa，載荷工況3，4的最大應力為180 MPa。圖3、圖4為這兩種工況下結構的應力云圖。

表4 靜強度計算結果 MPa

圖3 改進前載荷工況2節點應力

3．2．2 改進后的分析結果

對其結構進行改進，壓縮機腔底部加強槽鋼板厚由原來的1．5 mm增加到2 mm，蒸發器與蒸發腔連接處的墊片板厚由原來的3 mm增加到4 mm。

再按照表1確定的載荷工況進行計算，各載荷工況的最終運算結果列于表5，其中載荷工況2的最大應力為176 MPa，載荷工況3的最大應力為175 MPa，靜強度計算結果皆小于許用應力，且強度富裕量不大，說明結構設計合理。圖5、圖6為這兩種工況下結構的應力云圖。

表5 靜強度計算結果 MPa

計算結果表明，對其結構進行改變后滿足了強度要求，綜合考慮到在滿足結構強度條件的情況下，應盡量減少結構的自重，不宜再添加組件或增加板厚來減少應力。

圖5 改進后載荷工況2節點應力

圖6 改進后載荷工況3節點應力

3．3 疲勞強度分析

疲勞強度計算采用文獻［1］～［3］要求，分別在3個坐標軸方向上施加表2所示載荷時，應力循環次數要達到107次不產生疲勞破壞。空調機組結構各鈑金件的連接采用點焊，根據文獻［3］的分類，其連接類別可歸于G，應力循環次數為107次時，許用應力幅為Sr＝29 MPa。3種載荷情況下的應力幅按如下方法計算：

（1）用路徑操作計算距點焊處焊角5 mm處的3個主應力［3］。

（2）表2載荷工況1作用下的應力幅為：

其中Str為計算位置頂面的應力幅，Sbr為計算位置底面的應力幅。

其中Str1為ax＝0．2g時計算位置頂面第1主應力；Str2為ax＝－0．2g時計算位置頂面第3主應力；S′tr1為ax＝－0．2g時計算位置頂面第1主應力；S′tr2為ax＝0．2g時計算位置頂面第3主應力。

其中Sbr1為ax＝0．2g時計算位置底面第1主應力；Sbr2為ax＝－0．2g時計算位置底面第3主應力；S′br1為ax＝－0．2g時計算位置底面第1主應力；S′br2為ax＝0．2g時計算位置底面第3主應力；ax為x方向的加速度。

（3）載荷工況2作用下的應力幅與載荷工況2作用下應力幅計算方法相同。

（4）載荷工況3作用下的應力幅計算

其中Str1為az時計算位置頂面第1主應力；Str2為az時計算位置頂面第1主應力；Sbr1為az＝1．2g時計算位置底面第1主應力；Sbr2為az＝1．2g時計算位置底面第1主應力。az為z方向的加速度。

表6 疲勞計算結果 MPa

表6為根據表2中3種載荷工況計算得到的應力幅，其中載荷工況3作用時應力幅最大為28 MPa，小于許用應力幅，疲勞計算滿足使用要求。

4 動態特性分析

運用ANSYS軟件中的模態分析模塊，對前置式空調機組的結構進行了模態分析，得到的前5階固有頻率見表7，為避免產生共振提供了參考。前5階的振型見圖7，由圖7可知，第1階振型為整體結構沿橫向（Y軸方向）的擺動，最大位移位于箱體的后端；第2階振型為整體結構垂向（Z軸方向）的彎曲振動，最大位移位于箱體后端底部中間位置；第3階振型仍為整體結構沿縱向（X軸方向）的振動，包含安裝蒸發器的蒸發腔前端板局部振動模態，而且局部模態處的振幅最大；第4階振型為整體結構沿垂向（Z軸方向）的振動，最大位移位于箱體的后端；第5階振型為安裝蒸發器的蒸發腔前端板縱向（X軸方向）的振動，最大位移在前端板的中間位置。

表7 前5階固有頻率

圖7 前5階振型圖

5 結束語

建立了前置式空調機組結構的有限元模型，按照規范要求對計算結果進行后處理得到了結構相關位置的計算應力，根據計算結果對靜強度超限的結構進行了改進，改進后的結構滿足靜強度及疲勞壽命要求，最后對前置式空調機組結構進行了模態分析，計算了結構的固有頻率及振型，為結構優化和疲勞強度校核提供了理論依據。計算結果表明，結構設計合理、自重較輕；并且該機組已經裝車運行，未發現不良。本方法對類似的設計與計算有一定的參考價值。

［1］PH－934－9006－1－Structural Mechanics［S］．

［2］EN 12663，2000 Railway applications－Structural requirements of railway vehicle bodies［S］．

［3］British Standards Institution．BS 7608，1993 Fatigue design and assessment of steel structures．British Standards Institution［S］．

［4］陳精一，蔡國中．電腦輔助工程分析ANSYS使用指南［M］．北京：中國鐵道出版社，2001．