汽車空調管路系統振動疲勞分析及優化

邱澤鑫　阮先軫　郭威

摘 要：在汽車行駛過程中，空調管路系統可能受到來自發動機的激勵而引起共振，管路局部應力過大、疲勞壽命降低，從而導致斷裂。為解決空調管路斷裂的問題，搭建了某車型空調管路系統的有限元模型。計算了管路系統在設計狀態下的模態及頻響應力，并結合材料的S-N曲線和PSD功率譜密度，計算該結構的振動疲勞壽命。分析結果顯示，疲勞風險點與試驗斷裂位置一致，驗證了仿真分析的有效性。進一步地，對該空調管路進行結構優化設計和仿真分析。相同工況下，優化方案的管路疲勞壽命得到明顯提升，從而解決了管路在實車上斷裂的問題。仿真分析方法為優化設計提供了方向，縮短了項目開發周期。

關鍵詞：空調管路;模態;頻響分析;振動疲勞;優化設計

隨著汽車技術的不斷發展，汽車空調的功能也不斷發展完善。目前，汽車空調承載著給車內乘員艙制冷、供暖、除霜除霧等多種功能，是現代汽車必不可少的重要系統。空調管路作為汽車空調的必要組成部分，也是空調系統容易出問題的部件，其可靠性很大程度上決定了空調功能的正常發揮[1]。空調管路主要布置在前機艙，而前機艙由于需要布置發動機等關鍵系統和零部件，空間十分有限，給空調管路的布置提出了難題。一方面，空調管路需要在有限的空間內，固定在車身上，并且避免與其他零部件干涉，需要設計成彎角較多的形狀;另一方面，由于空調管路較長，在汽車行駛過程中，管路受到路面、發動機傳遞而來的周期振動激勵，往往會導致彎角處應力過大，造成疲勞損傷，嚴重時可能導致管路斷裂。某車型在路試結束后，空調高壓管路發生了斷裂，如圖1所示。經第三方檢測公司檢測評估，鑒定該管路斷裂為振動疲勞斷裂。疲勞是指在周期應力的作用下，結構局部萌生裂紋并擴展，造成累計損傷破壞的結果[2]。

目前，國內外學者對管路的性能展開了研究，文獻[3]通過仿真和試驗結合的手段研究了結構阻尼對空調管路模態的影響;文獻[4]通過能量法、頻率響應等方法研究預測了管結構斷裂的位置、頻率激勵對管狀結構開裂的影響，提出了仿真分析的可行性;文獻[5]利用有限元分析方法分別分析了汽車高壓共軌管路和天然氣存儲器的疲勞分析，得到部件的最小壽命。文獻[6-7]利用有限元分析方法分析了家用空調管路系統的結構性能，獲取了管路模態、疲勞壽命等信息，并進行了優化。

為探索汽車空調管路斷裂問題的解決辦法，本文結合領域內已有的仿真分析方法，建立有限元模型，進行模態分析、頻響分析和疲勞分析，找出優化管路結構性能的方向，提高其疲勞壽命。

1 有限元分析基本理論

1.1 模態分析理論

模態分析在工程結構分析中十分常見，目前在汽車行業已經得到了廣泛應用。通過模態分析，我們了解結構的振動特性、振動參數，也是結構諧響應分析、瞬態動力學分析的基礎。模態分析的原理是將線性振動微分方程組中的物理坐標轉換為模態坐標，然后求解方程組[8]。模態分析自由振動的運動方程為：

1.2 頻率響應分析理論

頻率響應分析也叫頻響分析。由于結構的固有頻率已經確定，當激勵頻率在一定范圍內變化時，可能引起共振，應力將明顯升高。為了解結構是否能在不同頻率激勵下滿足強度要求，對其進行頻率響應分析。頻率響應分析是將已知頻率的正弦載荷作用于結構上，輸出結構的響應。其運動方程為：

2 空調管路有限元分析

2.1 模態搭建

該車型空調管路系統的有限元模型如圖2所示，主要零件包括高壓管路、低壓管路、膠管、管路壓板連件、安裝支架、消音器等。高、低壓管路、管路壓板連件以及消音器采用A3003鋁合金，安裝支架采用SPCC鋼材，膠管采用EPDM材料，各材料的參數如表1所示。高壓管路和低壓管路的厚度為1.5mm，膠管厚度為3.5mm。管路、消音器以及安裝支架采用shell單元網格，管路壓板連件采用實體單元網格。約束安裝支架螺栓孔、管路端口的6向自由度，計算管路系統的約束模態。

2.2 管路模態分析

在MSC.Nastran軟件中計算出該汽車空調管路系統的約束模態，提取出前5階振型及對應的頻率值，如表2所示。一階模態頻率為68.3Hz，振型主要為低壓管上的膠管擺動，振型如圖3所示。發動機怠速約為750r/min，對應的激勵頻率為25Hz;一般情況下發動機正常工作轉速范圍約為750r/min～3000r/min，激勵頻率范圍為25Hz～100Hz，因此在汽車行駛時，空調管路系統的在發動機的激勵下引起共振。

2.3 管路應力頻響分析

通常做頻響分析會對分析對象工作頻率考慮更廣的范圍，事實上發動機在特定情況下也會有轉速超高的情況，如駕駛員誤操作下能達到6000r/min。因此，做頻率響應分析時選取頻率范圍為0～200Hz。分別對空調管路系統在X、Y施加1G加速度，Z向施加1.5G加速度，加速度由路試中測得。計算空調管路系統的頻率響應，輸出間隔1Hz下管路的應力分布。可以看出，X向頻率響應中，最大應力位置與管路開裂位置相吻合，并且該方向下的最大應力也是三個方向中最大的，達到24.4MPa。同時，X向頻率響應在整個頻段內的應力幅值整體較大;X向最大應力對應的頻率為管路系統第5階模態的固有頻率126.1Hz，說明管路系統在該頻率激勵下，高壓管路因為共振而引發應力明顯增加。

2.4 管路疲勞分析

通過頻響分析得到了管路系統在不同頻率激勵下的應力值，結合試驗測得的PSD功率譜密度，可以計算綜合X、Y、Z三個方向頻率響應工況下的綜合疲勞壽命。除了頻率響應分析計算得到的應力外，還需要的度輸入參數包括鋁管A3003的S-N 曲線[9]、PSD功率譜，如圖5所示。通常試驗根據GB/T 2423.56選取圖5-b所示的功率譜密度曲線進行，因此仿真分析中也采用此PSD功率譜作為輸入[10]。

計算得到管路的疲勞壽命，如圖6所示。在高壓管前端90°彎角處，最小壽命為60762次，小于1e7次，具有開裂的風險。該位置就是管路試驗斷裂的地方，驗證了仿真分析方法的有效性。需要指出的是，目前有限元仿真技術無法保證計算疲勞壽命次數的準確度，仿真分析的主要作用的是觀察風險點可能出現的位置，以及通過對比獲取后續優化方案是否有提升的趨勢。如果優化方案的疲勞壽命有明顯提升，則認為該方案耐久性能更好。

3 空調管路結構優化

由于高壓管路前端彎角處在頻響分析中應力較大，導致疲勞壽命較短，對其進行結構優化。通常，管路的材料、料厚根據以往項目經驗來選定，一般不做更改。優化方案需要在整車前機艙布置空間允許的情況下進行，主要優化手段為增加膠管和改變管路走向。改變管路走向的目的是增加管路折彎處的角度，減少90°彎角的數量，從而減少應力集中的情況，如圖7所示。

更新分析模型，計算優化方案的模態、頻率響應和振動疲勞分析，分析結果見圖8。模態方面，一階模態振型沒有明顯變化，仍是高壓管的擺動。由于增加了膠管，一階模態下降至61.8Hz，仍明顯高于發動機的怠速激勵頻率（25Hz），性能可以接受。

頻率響應結果如圖8-b和8-c所示。X向響應的應力整體下降較為明顯，原斷裂處的最大應力由24.4MPa下降到19.4MPa，主要是管路彎角角度增大，應力集中效應得意降低;Y向和Z向最大應力位置有所變化，整體與原方案相當。另外可以看出，由于高壓管直徑較小，各工況下的最大應力都出現在高壓管上，膠管的增加和管路走向的更改，使得高壓管路在頻率響應中的應力整體下降了許多。

由于優化方案的頻響應力整體下降，振動疲勞壽命達到2.24e7次，比原方案有了明顯的提高，因此可以認為優化方案具有更好的耐久性能。采用優化方案以后，實車耐久路試和臺架測試都順利通過，高壓管路沒有再次發生斷裂，從而解決了問題。

4 結論

本文從國內某款車型的空調管路系統入手，為探索其管路斷裂問題的解決方法，提出一種結合模態、頻率響應和疲勞的有限元仿真分析方法，計算出了管路的風險區域以及對應的最小壽命。基于此方法提出的優化方案具有更好的耐久性能，從而解決了實車路試斷裂的問題。本文提出的分析方法，對于汽車開發的后期驗證階段，能指導管路等結構件的優化，并且快速驗證優化方案的可行性，有助于縮短項目開發周期;對解決一般的工程結構的振動疲勞問題，也具有一定的指導意義。

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