運輸工況下空調管路抗振強度分析及優化設計

李 彬，羅良辰，戴隆翔，廖 超，胡負稷，肖 彪

(空調及系統運行節能國家重點實驗室，廣東 珠海 519000)

空調管路系統是空調器的重要零部件，也是空調器最易損傷的部件之一。在實際運輸過程中，由于復雜的路面環境，空調管路系統受隨機激勵載荷和周期激勵載荷作用，可能出現管路變形、損傷甚至斷裂的現象。

國內外學者在不同載荷和條件下，對管路系統振動特性、可靠性及相關的優化設計方法進行了大量研究。Sawanobori和Takeshi[1]提出了管路系統應力分析的有限元法，建立了空調管路系統有限元方程并求解，且對有限元結果進行了實驗驗證。Hairahayashi[2]等研究了壓縮機振動和氣流脈動對運行過程中管路系統的振動影響。段傳學[3]等利用模態綜合法建立了空調管路系統的計算模型。薛瑋飛[4]等基于CAE仿真技術對空調管路系統進行模態分析，并進行了優化設計。邱明星[5]等對不同狀況下的充液管路固有頻率進行試驗和計算研究，得到了不同溫度、管徑和管路充液狀態對固有頻率的影響，為充液管路準確仿真模型的建立和振動特性研究提供了指導。權凌霄[6]等使用有限元法，對不同加速度激勵和支撐剛度下的管路系統進行響應譜分析，得到了管路系統的應力分布以及加速度激勵與最大應力之間的線性關系。譚博歡[7]結合理論模態分析方法和試驗模態方法，分析了空調管路系統易出現共振的位置和原因。劉江偉[8]等使用傳遞矩陣法，從理論計算和仿真分析角度出發，對周期附加質量的新型聲子晶體管路振動特性進行了研究，為充液管路振動控制優化設計提供了新的思路。楊磊[9]等對變頻空調管路特性進行研究，得到了管路優化設計方法。胡潔義[10]等對隨機激勵下的汽車空調管路系統進行了有限元分析和疲勞可靠性研究。然而，目前關于管路的優化設計和振動研究都是在運行工況下進行的，對于運輸工況下的管路系統的運輸可靠性研究還較少。

圖1 售后反饋斷管空調

本文針對空調運輸過程中出現的如圖1所示的管路斷裂問題，結合有限元數值仿真和振動試驗，對正弦載荷激勵下的空調管路系統應力分布和振動特性進行分析，提出了一種空調管路運輸可靠性的優化設計方法，并通過實驗驗證其有效性。

1 管路系統模態分析及實驗

為了探究空調器運行過程中的管路振動響應，首先要對管路系統進行模態分析，提取管路系統的模態參數。本文采用有限元法對管路系統進行模態分析，并進行試驗驗證。

空調器外機在運輸過程中，激勵傳遞路徑為壓縮機機腳固定螺栓—壓縮機腳墊—壓縮機—管路系統—冷凝器。保留主要受激勵部件，刪除不相干零部件，得到如圖2所示的空調管路簡化模型。

對簡化后的三維模型進行網格劃分。由于空調管路、壓縮機、氣液分離器和冷凝器邊板屬于典型的薄壁結構，因此對其進行抽殼處理，并使用殼單元進行網格劃分,其中管路系統采用2 mm殼單元，氣液分離器、壓縮機和冷凝器邊板采用4 mm殼單元。

減振腳墊、定位螺栓柱和大小閥門閥體采用3 mm四面體網格進行劃分。四通閥采用1.5 mm體單元。劃分方式為自適應劃分。各部件的單元類型及單元尺寸見表1。然后根據表2所示的材料參數賦予各零部件材料屬性，建立有限元模型，如圖3所示。

圖2 空調管路系統三維模型

表1 零部件單元屬性

表2 零部件材料屬性

根據實際運輸過程中，空調管路及其附屬配件的運動狀態，對有限元模型施加邊界約束，在定位螺栓柱底面、大小閥門閥體側面和冷凝器邊板主面施加固定約束，如圖3所示。

使用Lanczos法求解空調管路模態，由于配管結構主要承受壓縮機低頻激勵，所以配管結構低階的固有頻率及振型是主要關注對象。

對管路系統進行模態試驗，提取管路系統的模態參數，以驗證理論模態分析的準確性。在相同的邊界條件下，使用錘擊法對空調管路系統進行模態試驗，試驗中使用PCB沖擊力錘進行激勵，并使用PCB356A01壓電式傳感器和LMS SCM0532通道振動噪聲測試系統進行信號的采集和分析，得到空調管路系統的測試模態。仿真與試驗所得固有頻率對比如表3所示，振型對比如圖4所示。

圖3 空調管路有限元模型

由表3可知，數值計算得出的空調管路系統前6階固有頻率與根據試驗得到的固有頻率基本一致，最大誤差出現在第4階，最大誤差為7.8%，絕對平均誤差為4.92%，從圖4可以看出仿真與試驗振型基本一致。

另外，從表3可以看出仿真比試驗多出1階模態，且試驗與仿真模態存在一定的誤差，產生上述誤差的原因為：

（1）空調管路系統質量較輕，傳感器的附加質量效應會對測試結果有一定影響；

（2）由于空調管路系統的特殊性，部分零部件外表面較小，無法粘貼傳感器。

綜上所述，管路系統的振動模態的理論計算值與試驗測試結果基本吻合，驗證了管路有限元模型的準確性，為后續分析提供了基礎。

表3 仿真與實驗固有頻率對比

圖4 振型對比

2 空調管路的振動分析

通過空調管路系統振動分析來模擬實際運輸中受環境激勵的空調管路振動特性和應力分布情況。頻率響應分析用于計算在振動載荷作用下結構每一個計算頻率的振動響應。對管路系統進行諧響應分析，對有限元模型施加頻率范圍為5 Hz～25 Hz的Z向諧波激勵，取步長為0.5 Hz，激勵加速度取為0.5 g，其中諧響應分析的激勵加載均依據國標[11]《GB/T 4857.23-2012》和實際運輸中的振動情況制定。經諧響應分析，管路系統T型管的應力響應曲線如圖5所示。

圖5 T型管的應力頻響曲線

由圖5可知，在5 Hz～25 Hz頻率范圍內，在加速度為0.5 g載荷作用下，管路系統斷管處應力頻率響應曲線在9.5 Hz處有最大峰值，且遠遠高于其他頻率點下的應力值，即在9.5 Hz諧波激勵下，管路系統斷管處的應力響應幅值達到最大。而由表2可知，9.5 Hz與管路系統的第2階模態頻率9.39 Hz接近，這說明空調器在運輸過程中，當外部環境的激勵頻率與管路系統的第2階模態頻率接近時，管路系統將發生模態共振，第2階振型對管路系統的振動可靠性產生的影響為最大。

圖6 Z向激勵諧響應應力分布云圖

為進一步分析斷管處的破壞原因及破壞機理，提取激勵頻率為9.5 Hz時的管路系統諧響應應力云圖，如圖6所示。由圖可知，在Z向諧波激勵下，管路系統的最大等效應力為1021.627 MPa，最大等效應力點出現在T型管的中部，也即斷管處，這說明第2階模態振型是引起管路斷裂的重要原因。

由上節模態分析結果可知，在前6階振型中，位移較大的是壓縮機、吸氣管、排氣管以及四通閥，T型管與冷進管相連，冷進管受邊板約束，無較為明顯的位移與運動。在減振腳墊底部施加載荷后，壓縮機受載荷作用來回晃動和搖擺，帶動管路振動。壓縮機、四通閥等質量較大，在振動過程中將產生很大慣性荷載，當振動傳遞到T型管時，由于冷進管運動受限，T型管受到彎曲扭轉等綜合作用，并且與T型管相連的管路系統為直管，無減振緩沖U型彎管等減振結構，導致振動在傳遞過程沒有得到有效地衰減和耗散，因此在諧波激勵下，T型管將產生較大循環應力。另外，T型管為焊接成型，在焊縫處易產生應力集中。

綜上所述，由于T型管自身的結構特點以及加工工藝等因素和管路系統結構設計不合理，導致T型管結構因受循環應力以及應力集中而發生損傷和斷裂現象。

3 管路系統優化設計

空調管路系統優化設計是一個需要考慮性能、振動和噪聲等多種約束條件的系統性優化設計。在性能要求和運行振動要求一定的情況下，針對空調管路系統運輸振動響應進行優化，減小管路薄弱處的應力水平，提升運輸可靠性。

由上節分析可知，對運輸過程中管路的振動響應影響較為明顯的因素有壓縮機質量和位置、減振腳墊減振性能和空調管路自身結構等。壓縮機和腳墊的型號無法更改，因此只能對管路結構進行優化設計，本文對管路斷裂處的結構進行針對性設計，降低其運輸振動應力水平以及應力集中程度。

根據諧響應分析的結果，對應力集中最為明顯的T型管進行結構優化設計，更改為Y型管，優化設計后的空調管路系統模型如圖7所示。

圖7 優化后三維模型

對優化后的空調管路系統進行諧響應分析，激勵加載方式與優化前一致，即施加頻率范圍為5 Hz～25 Hz的Z向諧波激勵，取步長為0.5 Hz，激勵加速度取為0.5 g，Y型管的應力頻響曲線如圖8所示。

由圖8可知，應力幅值最大值出現于9 Hz處，最大應力為9.32 Mpa，遠遠低于T型管的最大應力。

圖8 Y型管的應力頻響曲線

圖9所示為激勵頻率為9 Hz時的管路系統諧響應應力云圖。由圖可知，在Z向諧波激勵下，管路系統的最大等效應力為630.34 MPa，最大等效應力點出現在冷進管處。優化后Y型管不再承受彎曲變形，其受力狀態得到改善，應力水平明顯降低，正弦激勵下的最大等效應力降低了38.3%，應力集中程度得到明顯改善。

圖9 Z向諧響應分析應力分布云圖

為了進一步驗證管路優化設計的有效性和有限元仿真計算的正確性，對優化前后的管路系統進行運輸振動試驗。

使用蘇試5T臺對優化前后的管路系統進行掃頻試驗，掃頻試驗頻率范圍為5 Hz～25 Hz，激勵加速度為0.5 g，實驗方案如圖10所示。

對比優化前后樣機掃頻試驗結果，如圖11所示，在相同實驗條件與激勵情況下，優化前T型管出現斷管，而優化后的Y型管無斷裂損傷，這說明優化方案的有效性。

選取與Y型管相連且在實際測試中容易出現斷裂的關鍵零部件（冷進管）處應力作為測試對象，測點布置如圖12所示。

優化后空調管路測試點1和測試點2在掃頻實驗中應力值明顯低于優化前，如圖13所示。

圖10 試驗方案

圖11 優化前后樣機試驗結果

圖12 應力測試點布置

圖13 Z方向掃頻應力對比

優化后的管路系統在掃頻試驗中未出現損傷和斷裂現象，且測點處的應力下降明顯，因此可以判斷優化方案較合理且效果明顯，保證了空調器運輸可靠性。

4 結語

本文針對運輸過程中的空調管路系統損傷和斷裂的問題，采用有限元法和振動試驗相結合的方法，對管路斷裂原因進行了深入分析，并提出了優化方案，有效解決了空調管路運輸過程中的斷裂問題，得到以下結論：

（1）模態共振是引起管路系統破壞的主要原因，第2階振型的貢獻最大。

（2）與T型管相連的冷進管運動受限，而另一端連接的管路系統振動位移大，導致T型管產生較大循環應力，加上T型管的應力集中，造成T型管的疲勞斷裂。

（3）針對T型管的應力集中問題，提出了優化設計方案，用Y型管代替T型管，Y型管的應力水平與應力集中得到顯著改善，正弦激勵下的最大等效應力降低了38.3%。

（4）掃頻試驗結果顯示，優化后的管路系統無斷裂現象，且測點處的應力水平明顯低于優化前，證明了優化方案的可靠性。