基于ANSYS一體化柔順掃風機構仿真研究

肖林輝，黃 樸，烏勝斌

（中山百得廚衛有限公司，廣東中山 528478）

0 引言

家用空調室內機為了滿足用戶不同的送風角度需求和提高舒適性，一般都設有左右或上下掃風功能。為實現掃風功能，空調的出風口都會設有掃風機構。目前空調的掃風機構多采用平面鉸鏈四桿機構，比如分體掛壁式空調室內機的左右掃風機構、落地式空調室內機的左右及上下掃風機構以及圓柱形立式空調的上下掃風機構[1]。平面鉸鏈四桿機構的構件全部通過轉動副連接而成。其優點是制造簡單、運動可靠，缺點是平面鉸鏈四桿機構零件數量多，每個轉動副中存在間隙，容易引起運動累積誤差[2]。

目前家用空調的掃風機構由多個平面鉸鏈四桿機構并聯組成，圖1所示為傳統掃風機構工作原理圖，空調的出風口排布了多個葉片，通過連桿將所有葉片并聯在一起，最后采用帶有曲柄的電機驅動連桿帶動葉片來回擺動從而實現掃風功能。掃風葉片需要逐個安裝在風道出風口側壁上，由于掃風葉片數量較多，其安裝效率特別低下，同時掃風葉片與連桿采用轉動副，而轉動副存在間隙，容易出現運行抖動、磨損和運動異響問題[3]。為了解決目前掃風機構裝配效率低下等問題，設計了一種新型的一體化柔順掃風機構。

圖1 傳統掃風機構工作原理圖

1 柔順機構

1.1 機構原理

柔順機構是一種利用柔性構件本身的彈性形變來實現運動、力、能量的傳遞和轉換的新型機構[4]。傳統的剛性機構是由運動副連接的剛性構件組成的。理想狀態下，在剛性機構的整個運動過程中，剛性構件不發生彈性形變。在設計剛性機構時盡量減少或者避免構件的變形，以避免柔度過大導致振動沖擊、疲勞破壞以及穩定性差等問題。柔順機構是合理利用構件的柔性來完成特定功能[5]。

現有的掃風機構為平面四桿機構，其機構原理圖如圖2（a）所示。轉動副A由電機直接驅動，把四桿機構ABCD設計成一體的，并在B、C、D設計柔性鉸鏈使機構在這3 個位置按要求變形實現轉動[6]，一體化設計后的四桿機構A1B1C1D1如圖2（b）所示。

圖2 機構原理圖

1.2 機構材料選擇

表1所示為各種材料屈服強度Sy與彈性模量E數據，由于柔順機構要求構件最大變形量δmax大，Sy/E比值越大，柔順機構最大變形量越大。所以，選擇材料時以Sy/E值的大小作為評估材料是否適用于柔順機構的指標[7]。該數值比越大說明這種材料越適用于柔順機構。從表1可得，PP+PE較其他幾種材料更適用于柔順機構[8]。

表1 材料屈服強度與彈性模量數據

1.3 機構特點及應用

與傳統剛性機構相比，柔順機構有以下優點[9]。

（1）柔順機構中大量地采用如圖3 所示的連接方式，其中柔段與剛段都采用同種材料制造，通過改變截面以改變局部剛度，從而實現剛柔之間的區分。

（2）磨損減低。

（3）減少振動和噪聲。

（4）構件減少且容易實現微型化。

雖然柔順機構有以上優點，但由于其出現時間較晚、應用較少，且缺少標準的、系統的設計方法，對材料的依賴性強。

圖3 柔段與剛段連接示意圖

圖4 柔順懸臂梁結構示意圖

2 柔順掃風機構設計

2.1 變形法則

圖4所示為柔順懸臂梁結構示意圖，自由端變形量δ為:

式中：E為材料彈性模量，其他參數如圖4所示。

懸臂梁最大應力發生在固定端，距離中性面距離C為：

式（3）～（4）中：Mmax為最大力矩；δmax為最大應力。

屈服強度Sy在失效時為：

由式（5）得：

從式（6）可得，柔順懸臂梁最大變形量δmax與懸臂梁結構尺寸參數L2/b和材料參數Sy/E成正比。

2.2 柔性鉸鏈類型及其特點

把傳統平面四桿機構設計為柔順四桿機構需要把轉動副B、C、D設計為柔性鉸鏈。該機構對柔性鉸的要求[10]：產生同樣的變形所需的力矩越小越好，即柔鉸的剛度需要盡可能小。常用的柔性鉸鏈有4種[5]：橢圓型柔鉸、弓型柔鉸、倒圓角直梁柔鉸、圓角型柔鉸。表2所示為4種類型的柔鉸剛度與其他參數關系。

2.3 柔性鉸鏈設計與選型

針對現有的掃風機構進行一體化設計時，為保證柔性鉸鏈剛度K最小，鉸鏈最薄處的厚度t取最小值0.5 mm（t值太小將導致注塑過程中零件走膠困難），寬度w＝6 mm（寬度過大影響掃風效果），材料選擇PP+PE，其彈性模量E＝390 MPa。通過在鉸鏈一端固定，通過比較另一端產生同樣的位移所需力大小來比較柔性鉸鏈剛度大小。在4種常用柔性鉸鏈中選擇剛度K最小的鉸鏈替換現有轉動副。圓角型柔鉸可以看成是直梁型柔鉸的一種形式，該種柔鉸離軸剛度、運動精度和轉動角度較其他3種高[11]。現針對整體尺寸一樣的3種柔性鉸進行ANSYS應力仿真模擬，對其剛度比較。

（1）橢圓型柔鉸。圖5所示為橢圓形柔鉸的應力分布圖，該鉸鏈一端固定，另一端受力，從圖中可以看出，當橢圓形鉸鏈產生2 mm位移時，應力為7.9 MPa，自由端需力為0.9 N。

（2）弓形柔鉸。圖6所示為弓形柔鉸的應力分布圖，當弓形柔鉸產生2 mm位移時，應力為9.7 MPa，自由端需力1.5 N。

（3）直梁型柔鉸。圖7 所示為直梁型柔鉸的應力分布圖，當弓形柔鉸產生2 mm 位移時，應力為5.9 MPa，自由端需要力0.17 N。

表2 各種柔性鉸剛度K與其他參數關系

圖5 橢圓型柔鉸應力分布圖

圖6 弓型柔鉸應力圖

圖7 直梁型柔鉸應力圖

綜上所述，對于整體尺寸一樣的柔鉸，直梁型柔鉸的剛度最小，產生同樣位移的應力最小，所以選擇直梁型柔鉸替代轉動副，其中轉動副B采用圓角型柔鉸替換轉動副。

3 ANSYS仿真

3.1 應力分析

（1）柔順機構的最大應力不應超出材料彎曲強度，PP+PE 的彈性模量為390 MPa，彎曲強度為11 MPa。圖8 所示為分體掃風葉片的應力分布圖，分體的掃風葉片已經采用直梁型柔鉸替代轉動副。從圖中可以看出最大應力為12.6 MPa，超過材料的彎曲強度，但實際運行沒有出現斷裂，因此可把分體掃風葉片最大應力值作為極限值。

圖8 分體掃風葉片應力分布圖

（2）在現有掃風葉片和掃風連桿的基礎上，把圖2 中的轉動副C、D替換為直梁型柔性鉸C1、D1，替換為柔性鉸之后的掃風機構單個葉片如圖9（a）所示，該葉片轉動45°時，葉片應力情況如圖9（b）所示；該結構轉動45°，最大應力17.8 MPa ＞12.6 MPa，超標，結構將斷裂。從圖9（b）應力分布圖可得，單個葉片最大應力發生在柔性鉸處。由胡克定律得：應變量不變時，可以通過減小柔性鉸的剛度減少應力。柔性鉸的剛度K滿足[12]：

圖9 單個葉片

其中，材料彈性模量E已確定（PP+PE 是現有材料中最適合用于柔順機構的材料，前面已評估），最薄處厚度t＝0.5已經為最小值（厚度低于該值，工藝、模具上無法實現），寬度w和柔性鉸長度L可以改變。但由于w值的加大則意味著掃風葉片上開的孔越大，不利于掃風，所以，初選w＝6 mm。如圖10所示為優化后的單個葉片結構和應力分布圖，通過加大L1、L2（柔鉸變形長度L1、L2在結構允許范圍內取最大值）降低柔鉸剛度從而減低應力，優化后的方案的最大應力為11.4 MPa，滿足要求。

（3）圖11所示為圓角型鉸鏈B1的結構和應力分布圖，運行過程中，單個鉸鏈的最大應力12.1 MPa，滿足要求。但在實際運行過程中，掃風機構由20個葉片組成，所以圓角型柔性鉸鏈B1需承擔20 個葉片的力。考慮機構可靠性，轉動副B不采用柔性鉸。

圖11 圓角型柔性鉸B1

3.2 力矩分析

3.2.1 傳統掃風機構所需力矩

圖12 暢掃風機構仿真模型

以I暢掃風機構為對標對象，由于I暢掃風機構有20個葉片，這些葉片結構一樣。在仿真時，采用20 個葉片進行仿真，計算量大、計算時間長，故對模型進行簡化處理。仿真時，采用5個葉片進行計算。仿真計算完成后再把所需的力矩乘以4得到驅動I暢掃風機構所需的力矩。在連桿轉動中心設置轉動副載荷，固定約束掃風葉片底座。圖12所示為暢掃風機構仿真模型。

圖13 所示為I 暢掃風機構仿真結果圖，從圖中可以看出，驅動5 個葉片所需力矩為1.41 N·cm，驅動I 暢掃風機構需要力矩為5.64 N·cm。I暢掃風機構采用35電機驅動，35電機輸出力矩20 N·cm，所以，I暢掃風機構電機力矩余量為3.5倍（大于1.5倍），滿足要求。

圖13 I暢掃風機構仿真結果圖

3.2.2 一體化柔順掃風機構所需驅動力矩

采取與簡化I暢模型同樣的簡化方法，固定約束葉片底面并在曲柄轉動中心時間轉動副載荷。圖14所示為一體化柔順掃風機構仿真模型。

圖14 一體化柔順掃風機構仿真模型

圖15所示為一體化柔順掃風機構的仿真結果圖，從圖中可以看出，驅動5個葉片所需力矩1.67 N·cm，所以驅動整個一體化柔順掃風機構力矩為6.68 N·cm，電機力矩余量3 倍，滿足要求。

圖15 一體化柔順掃風機構仿真結果圖

4 結束語

通過理論和仿真分析，一體化柔順掃風機構在應力和力矩可以滿足設計要求，并得出以下結論。

（1）材料屈服強度與彈性模量比值越大，該材料越適合用于柔順機構，現有材料中PP+PE較其他材料更合適。

（2）直梁型柔鉸是4 種常用柔鉸中剛度最低，應力最小的柔鉸。

（3）掃風葉片的最大應力發生在柔性鉸處。應變量不變時，可以通過改變L值的大小來減小柔性鉸的剛度減少應力。

（4）通過仿真，得出一體化柔順掃風機構的最大應力為11.4 MPa，最大力矩為6.68 N·cm，均滿足性能要求。