空調室外機電子膨脹閥出液管斷管分析與優化

穆曉佳 單聯瑜 吳俊鴻 彭光前 夏增強

小米科技（武漢）有限公司 湖北武漢 430000

0 引言

隨著人們生活水平的提高，越來越多的空調產品進入市場，空調的質量顯得尤為重要。而空調室外機壓縮機管路系統作為空調的重要部件之一，自廠商至消費者手中需要經過一定的運輸過程，在此期間空調室外機管路系統可能會由于振動出現變形甚至斷裂的風險[1]。因此空調器在試制完成后需要根據企業標準和國家標準[2]進行定頻掃頻振動、跌落等實驗，以模擬空調實際運輸過程中，空調室外機的管路結構抗振動能力及包裝對內裝物的保護能力。

許多學者及工程師在項目開發階段，針對空調模擬運輸中的管路的風險問題作出了仿真和實驗研究。吳佳釘等人[3]利用有限元方法仿真了不同工況對空調運輸中的跌落變形影響，并且通過和跌落實驗對比，驗證了仿真模型的準確性。爾馳瑪等人[4]采用大質量法仿真了空調室外機運輸中的應力變化，并通過實驗驗證發現可以利用仿真指導空調管路的設計。李彬等人[5]針對售后反饋的空調在運輸過程中出現的冷進管路斷裂問題，結合有限元仿真和掃頻振動實驗發現模態共振是導致該斷管問題的主要原因。王振等人[6]針對運輸跌落實驗中出現的吸氣管碰管現象，提出了優化方案，并進行了仿真對比分析，最終經跌落實驗驗證，發現優化方案有效。目前針對空調運輸過程中跌落的仿真分析較多，而針對運輸過程中掃頻振動的斷管問題的仿真研究較少。

筆者針對某款家用空調室外機，在其項目開發階段參考企業家用空調器包裝運輸試驗標準和相關國家標準[2]規定的參數（如表1所示）進行了3～100 Hz的模擬運輸掃頻振動測試。實驗的掃頻速率為1 oct/min，要求樣品按工作位置在三個相互垂直的軸線上依次振動，每個軸線方向振動10分鐘。

表1 掃頻振動實驗參數設置

掃頻振動實驗過程中，在電子膨脹閥組件出液管根部出現斷管現象，如圖1所示。

圖1 某機型原管路方案的斷管位置

本文針對此電子膨脹閥組件出液管斷管問題進行了模態仿真分析，并提出優化方案，進一步通過實驗驗證了優化方案的有效性。

1 電子膨脹閥組件仿真

1.1 簡化模型的建立

根據圖1中掃頻振動實驗中出液管斷管位置，初步定位壓縮機管路系統中的電子膨脹閥組件，如圖2所示，包括小截止閥、小截止閥管路、小阻尼塊、大阻尼塊、過濾器、電子膨脹閥、線圈、出液管和加強管。其中，小截止閥管的U彎采用小阻尼塊包裹吸收振動；電子膨脹閥與小截止閥管之間接有1個過濾器、電子膨脹閥與出液管之間接有1個過濾器；大阻尼塊包裹電子膨脹閥、過濾器及管路，用以吸收振動。

圖2 某機型電子膨脹閥組件示意圖

將圖2的電子膨脹閥組件模型提取出來，并將加強管與出液管的焊接簡化為約束面1，同時將小截止閥與鈑金件的固定裝配簡化為約束面2，進一步簡化為圖3所示的仿真模型。

圖3 簡化的電子膨脹閥組件仿真模型

采用圖3所示的電子膨脹閥簡化模型做仿真時在約束面1和約束面2處添加固定約束，分別模擬實際管路系統中加強管與出液管的焊接、小截止閥與鈑金件的固定裝配。

1.2 仿真參數設定

根據仿真模型中各個零部件的材料本身性質，以及它們的實際重量，設定的仿真模型的材料參數如表2所示。其中，各段管路和過濾器的材料為紫銅，其密度為8900 kg/m3。

表2 各零部件的仿真參數設置

仿真模型中各個零部件采取自適應的方法劃分網格，它們的網格大小如表3所示。其中，電子膨脹閥閥體、管路及過濾器的網格大小為2 mm，線圈、大阻尼塊、小阻尼塊的網格尺寸為5 mm。

表3 各零部件的網格尺寸設置

1.3 仿真結果分析

采用簡化的仿真模型進行仿真計算，得到電子膨脹閥組件原方案在100 Hz以內的全部模態結果有4個，如表4所示；對應變形量云圖如圖4～圖7所示。

圖4 優化前第1階模態（前后振型）

圖5 優化前第2階模態（左右振型）

圖6 優化前第3階模態（上下振型）

表4 原方案100 Hz以內的全部模態結果

從表4中可以看出，電子膨脹閥組件的出液管根部在77 Hz頻率處存在比100 Hz以內的其他三階模態明顯的變形，分析得知在77 Hz頻率處，原管路方案的電子膨脹閥組件存在整體上下振動模態，是導致斷管的主要原因。

2 優化方案設計與仿真

2.1 優化方案設計

根據分析得到的原管路方案斷管原因，本文利用原管路方案基于仿真實驗的“模態振型出液管根部變形量”和“出液管諧響應分析最大應力結果”作出了進一步的優化方案，兩者的具體差異如圖8所示，優化方案在原管路方案的基礎上將加強管焊接位置向出液管折彎處移55 mm，以減小出液管的懸臂長度，提高電子膨脹閥組件的整體剛度，減小掃頻振動時出液管根部的變形量，進而改善出液管根部斷管問題。

圖8 原方案與優化方案對比圖

如圖9所示，將管路系統中電子膨脹閥出液管與加強管的焊接位置、小截止閥與鈑金件的固定裝配簡化為約束面進行仿真。

圖9 原方案與優化方案簡化后的仿真模型

2.2 模態仿真分析

優化后方案的有限元仿真邊界條件和參數與原方案保持一致，仿真計算得出的電子膨脹閥組件100 Hz以內的模態結果如表5所示，對應變形量云圖如圖10～圖12所示。

圖10 優化后第1階模態（前后振型）

圖11 優化后第2階模態（左右振型）

圖12 優化后第3階模態（前后振型）

表5 優化方案100 Hz以內的模態結果

從表5中可以看出，相比原管路方案，優化后方案的整體剛度提高，且在100 Hz內未出現上下振動模態，出液管根部也未出現變形，根據模態仿真結果分析可知優化方案可以避免該款機型的電子膨脹閥組件出液管斷管問題。

2.3 諧響應仿真分析對比

在模態仿真設置的邊界條件和材料參數基礎上，參考表1的掃頻振動實驗參數，設置諧響應頻率的范圍為3～100 Hz。另外，將由掃頻振動的頻率和位移幅值可計算得到對應的加速度：

公式（1）中，a為掃頻振動的最大加速度，單位mm/s2；f為掃頻振動的頻率，單位Hz；X為掃頻振動的位移幅值，單位mm。將表1中掃頻振動實驗的位移幅值和頻率帶入公式（1）計算得到單方向（X軸/Y軸/Z軸）上的諧響應仿真最大加速度參數如表6所示。

表6 諧響應仿真激勵參數設置

根據表6分別設置諧響應仿真模型在X軸（模擬左右振型）、Y軸（模擬上下振型）、Z軸（模擬前后振型）方向上的最大加速度參數，仿真得到原方案與優化方案的出液管最大應力結果分別如圖13、圖14和圖15所示。

圖13 在X軸方向上施加加速度，出液管諧響應分析最大應力結果對比

圖14 在Y軸方向上施加加速度，出液管諧響應分析最大應力結果對比

圖15 在Z軸方向上施加加速度，出液管諧響應分析最大應力結果對比

由圖13～圖15可以看出，在X和Z方向上施加激勵加速度，最大應力位置由優化前的出液管根部與加強管焊接處（實際斷管位置）偏移至優化后的折彎處，且X方向施加激勵加速度后，最大應力增加46.6%。Y方向施加激勵加速度后，最大應力降低56.8%。可見電子膨脹閥組件的左右和前后振動會使出液管焊接位置應力偏移至折彎處，并非出液管焊接位置斷管的主要因素。

在Y方向施加激勵加速度，加強管優化前后均在出液管根部與加強管焊接處（實際斷管位置）存在最大應力，且變化明顯，優化方案相比原方案在斷管處的應力降低了73.1%，可見電子膨脹閥組件的上下振動是影響出液管焊接位置應力的主要因素，改變加強管焊接位置后，可有效降低出液管應力，避免斷管。

3 優化方案驗證

根據優化方案更改實際樣機的加強管焊接位置，在原管路方案的基礎上將加強管焊點向出液管折彎處移55 mm左右，以驗證優化方案的仿真結果。

將優化加強管位置后的樣機安裝在掃頻振動實驗臺上，根據表1的參數以1 oct/min的速率進行3～100 Hz的模擬運輸掃頻振動測試實驗，樣機按工作位置在三個相互垂直的軸線上依次振動，每個軸線方向振動10分鐘，實驗后樣機的狀態如圖16所示，未出現斷管現象，驗證了將加強管焊點向出液管折彎處移55 mm左右的優化方案可行。

圖16 優化管路方案掃頻振動實驗后的樣機狀態

4 結論

本文針對空調室外機模擬運輸掃頻振動實驗過程中電子膨脹閥組件出液管斷管的問題，采用有限元仿真的方法，對斷管原因進行了深入分析，并根據仿真結果提出了優化加強管焊點位置的方案，經進一步的實驗驗證，有效解決了空調室外機模擬運輸掃頻振動實驗過程中的斷管問題，得到以下結論：

（1）電子膨脹閥組件的77 Hz整體上下振動模態是引起原管路方案掃頻振動出液管斷管的主要原因。

（2）針對出液管斷管問題，提出了加強管焊接位置優化方案。并通過有限元仿真分析，電子膨脹閥組件的上下振動是影響出液管焊接位置應力的主要因素。在原管路方案的基礎上將加強管焊點位置向出液管折彎處移55 mm后，電子膨脹閥組件整體剛度提高，在實驗頻率范圍（3～100 Hz）內未出現上下振動模態，且出液管根部的應力相比原方案降低了73.1%，可以避免該款機型的電子膨脹閥組件出液管斷管問題。

（3）經掃頻振動實驗驗證得，將加強管焊點向出液管折彎處移55 mm左右的優化方案有效，優化后樣機未出現斷管現象。