李 彬，羅良辰，戴隆翔，廖 超，胡負(fù)稷，肖 彪

(空調(diào)及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519000)

空調(diào)管路系統(tǒng)是空調(diào)器的重要零部件，也是空調(diào)器最易損傷的部件之一。在實(shí)際運(yùn)輸過程中，由于復(fù)雜的路面環(huán)境，空調(diào)管路系統(tǒng)受隨機(jī)激勵載荷和周期激勵載荷作用，可能出現(xiàn)管路變形、損傷甚至斷裂的現(xiàn)象。

國內(nèi)外學(xué)者在不同載荷和條件下，對管路系統(tǒng)振動特性、可靠性及相關(guān)的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法進(jìn)行了大量研究。Sawanobori和Takeshi[1]提出了管路系統(tǒng)應(yīng)力分析的有限元法，建立了空調(diào)管路系統(tǒng)有限元方程并求解，且對有限元結(jié)果進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。Hairahayashi[2]等研究了壓縮機(jī)振動和氣流脈動對運(yùn)行過程中管路系統(tǒng)的振動影響。段傳學(xué)[3]等利用模態(tài)綜合法建立了空調(diào)管路系統(tǒng)的計(jì)算模型。薛瑋飛[4]等基于CAE仿真技術(shù)對空調(diào)管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，并進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。邱明星[5]等對不同狀況下的充液管路固有頻率進(jìn)行試驗(yàn)和計(jì)算研究，得到了不同溫度、管徑和管路充液狀態(tài)對固有頻率的影響，為充液管路準(zhǔn)確仿真模型的建立和振動特性研究提供了指導(dǎo)。權(quán)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(tǒng)進(jìn)行響應(yīng)譜分析，得到了管路系統(tǒng)的應(yīng)力分布以及加速度激勵與最大應(yīng)力之間的線性關(guān)系。譚博歡[7]結(jié)合理論模態(tài)分析方法和試驗(yàn)?zāi)B(tài)方法，分析了空調(diào)管路系統(tǒng)易出現(xiàn)共振的位置和原因。劉江偉[8]等使用傳遞矩陣法，從理論計(jì)算和仿真分析角度出發(fā)，對周期附加質(zhì)量的新型聲子晶體管路振動特性進(jìn)行了研究，為充液管路振動控制優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了新的思路。楊磊[9]等對變頻空調(diào)管路特性進(jìn)行研究，得到了管路優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。胡潔義[10]等對隨機(jī)激勵下的汽車空調(diào)管路系統(tǒng)進(jìn)行了有限元分析和疲勞可靠性研究。然而，目前關(guān)于管路的優(yōu)化設(shè)計(jì)和振動研究都是在運(yùn)行工況下進(jìn)行的，對于運(yùn)輸工況下的管路系統(tǒng)的運(yùn)輸可靠性研究還較少。

圖1 售后反饋斷管空調(diào)

本文針對空調(diào)運(yùn)輸過程中出現(xiàn)的如圖1所示的管路斷裂問題，結(jié)合有限元數(shù)值仿真和振動試驗(yàn)，對正弦載荷激勵下的空調(diào)管路系統(tǒng)應(yīng)力分布和振動特性進(jìn)行分析，提出了一種空調(diào)管路運(yùn)輸可靠性的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證其有效性。

1 管路系統(tǒng)模態(tài)分析及實(shí)驗(yàn)

為了探究空調(diào)器運(yùn)行過程中的管路振動響應(yīng)，首先要對管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，提取管路系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)。本文采用有限元法對管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

空調(diào)器外機(jī)在運(yùn)輸過程中，激勵傳遞路徑為壓縮機(jī)機(jī)腳固定螺栓—壓縮機(jī)腳墊—壓縮機(jī)—管路系統(tǒng)—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(diào)管路簡化模型。

對簡化后的三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于空調(diào)管路、壓縮機(jī)、氣液分離器和冷凝器邊板屬于典型的薄壁結(jié)構(gòu)，因此對其進(jìn)行抽殼處理，并使用殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分,其中管路系統(tǒng)采用2 mm殼單元，氣液分離器、壓縮機(jī)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(wǎng)格進(jìn)行劃分。四通閥采用1.5 mm體單元。劃分方式為自適應(yīng)劃分。各部件的單元類型及單元尺寸見表1。然后根據(jù)表2所示的材料參數(shù)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(diào)管路系統(tǒng)三維模型

表1 零部件單元屬性

表2 零部件材料屬性

根據(jù)實(shí)際運(yùn)輸過程中，空調(diào)管路及其附屬配件的運(yùn)動狀態(tài)，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(cè)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(diào)管路模態(tài)，由于配管結(jié)構(gòu)主要承受壓縮機(jī)低頻激勵，所以配管結(jié)構(gòu)低階的固有頻率及振型是主要關(guān)注對象。

對管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，提取管路系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，以驗(yàn)證理論模態(tài)分析的準(zhǔn)確性。在相同的邊界條件下，使用錘擊法對空調(diào)管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，試驗(yàn)中使用PCB沖擊力錘進(jìn)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(tǒng)進(jìn)行信號的采集和分析，得到空調(diào)管路系統(tǒng)的測試模態(tài)。仿真與試驗(yàn)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(diào)管路有限元模型

由表3可知，數(shù)值計(jì)算得出的空調(diào)管路系統(tǒng)前6階固有頻率與根據(jù)試驗(yàn)得到的固有頻率基本一致，最大誤差出現(xiàn)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(yàn)振型基本一致。

另外，從表3可以看出仿真比試驗(yàn)多出1階模態(tài)，且試驗(yàn)與仿真模態(tài)存在一定的誤差，產(chǎn)生上述誤差的原因?yàn)椋?/p>

（1）空調(diào)管路系統(tǒng)質(zhì)量較輕，傳感器的附加質(zhì)量效應(yīng)會對測試結(jié)果有一定影響；

（2）由于空調(diào)管路系統(tǒng)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(tǒng)的振動模態(tài)的理論計(jì)算值與試驗(yàn)測試結(jié)果基本吻合，驗(yàn)證了管路有限元模型的準(zhǔn)確性，為后續(xù)分析提供了基礎(chǔ)。

表3 仿真與實(shí)驗(yàn)固有頻率對比

圖4 振型對比

2 空調(diào)管路的振動分析

通過空調(diào)管路系統(tǒng)振動分析來模擬實(shí)際運(yùn)輸中受環(huán)境激勵的空調(diào)管路振動特性和應(yīng)力分布情況。頻率響應(yīng)分析用于計(jì)算在振動載荷作用下結(jié)構(gòu)每一個計(jì)算頻率的振動響應(yīng)。對管路系統(tǒng)進(jìn)行諧響應(yīng)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(yīng)分析的激勵加載均依據(jù)國標(biāo)[11]《GB/T 4857.23-2012》和實(shí)際運(yùn)輸中的振動情況制定。經(jīng)諧響應(yīng)分析，管路系統(tǒng)T型管的應(yīng)力響應(yīng)曲線如圖5所示。

圖5 T型管的應(yīng)力頻響曲線

由圖5可知，在5 Hz～25 Hz頻率范圍內(nèi)，在加速度為0.5 g載荷作用下，管路系統(tǒng)斷管處應(yīng)力頻率響應(yīng)曲線在9.5 Hz處有最大峰值，且遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其他頻率點(diǎn)下的應(yīng)力值，即在9.5 Hz諧波激勵下，管路系統(tǒng)斷管處的應(yīng)力響應(yīng)幅值達(dá)到最大。而由表2可知，9.5 Hz與管路系統(tǒng)的第2階模態(tài)頻率9.39 Hz接近，這說明空調(diào)器在運(yùn)輸過程中，當(dāng)外部環(huán)境的激勵頻率與管路系統(tǒng)的第2階模態(tài)頻率接近時，管路系統(tǒng)將發(fā)生模態(tài)共振，第2階振型對管路系統(tǒng)的振動可靠性產(chǎn)生的影響為最大。

圖6 Z向激勵諧響應(yīng)應(yīng)力分布云圖

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

由上節(jié)模態(tài)分析結(jié)果可知，在前6階振型中，位移較大的是壓縮機(jī)、吸氣管、排氣管以及四通閥，T型管與冷進(jìn)管相連，冷進(jìn)管受邊板約束，無較為明顯的位移與運(yùn)動。在減振腳墊底部施加載荷后，壓縮機(jī)受載荷作用來回晃動和搖擺，帶動管路振動。壓縮機(jī)、四通閥等質(zhì)量較大，在振動過程中將產(chǎn)生很大慣性荷載，當(dāng)振動傳遞到T型管時，由于冷進(jìn)管運(yùn)動受限，T型管受到彎曲扭轉(zhuǎn)等綜合作用，并且與T型管相連的管路系統(tǒng)為直管，無減振緩沖U型彎管等減振結(jié)構(gòu)，導(dǎo)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(chǎn)生較大循環(huán)應(yīng)力。另外，T型管為焊接成型，在焊縫處易產(chǎn)生應(yīng)力集中。

綜上所述，由于T型管自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及加工工藝等因素和管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，導(dǎo)致T型管結(jié)構(gòu)因受循環(huán)應(yīng)力以及應(yīng)力集中而發(fā)生損傷和斷裂現(xiàn)象。

3 管路系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

空調(diào)管路系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)是一個需要考慮性能、振動和噪聲等多種約束條件的系統(tǒng)性優(yōu)化設(shè)計(jì)。在性能要求和運(yùn)行振動要求一定的情況下，針對空調(diào)管路系統(tǒng)運(yùn)輸振動響應(yīng)進(jìn)行優(yōu)化，減小管路薄弱處的應(yīng)力水平，提升運(yùn)輸可靠性。

由上節(jié)分析可知，對運(yùn)輸過程中管路的振動響應(yīng)影響較為明顯的因素有壓縮機(jī)質(zhì)量和位置、減振腳墊減振性能和空調(diào)管路自身結(jié)構(gòu)等。壓縮機(jī)和腳墊的型號無法更改，因此只能對管路結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，本文對管路斷裂處的結(jié)構(gòu)進(jìn)行針對性設(shè)計(jì)，降低其運(yùn)輸振動應(yīng)力水平以及應(yīng)力集中程度。

根據(jù)諧響應(yīng)分析的結(jié)果，對應(yīng)力集中最為明顯的T型管進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，更改為Y型管，優(yōu)化設(shè)計(jì)后的空調(diào)管路系統(tǒng)模型如圖7所示。

圖7 優(yōu)化后三維模型

對優(yōu)化后的空調(diào)管路系統(tǒng)進(jìn)行諧響應(yīng)分析，激勵加載方式與優(yōu)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(yīng)力頻響曲線如圖8所示。

由圖8可知，應(yīng)力幅值最大值出現(xiàn)于9 Hz處，最大應(yīng)力為9.32 Mpa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于T型管的最大應(yīng)力。

圖8 Y型管的應(yīng)力頻響曲線

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

圖9 Z向諧響應(yīng)分析應(yīng)力分布云圖

為了進(jìn)一步驗(yàn)證管路優(yōu)化設(shè)計(jì)的有效性和有限元仿真計(jì)算的正確性，對優(yōu)化前后的管路系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)輸振動試驗(yàn)。

使用蘇試5T臺對優(yōu)化前后的管路系統(tǒng)進(jìn)行掃頻試驗(yàn)，掃頻試驗(yàn)頻率范圍為5 Hz～25 Hz，激勵加速度為0.5 g，實(shí)驗(yàn)方案如圖10所示。

對比優(yōu)化前后樣機(jī)掃頻試驗(yàn)結(jié)果，如圖11所示，在相同實(shí)驗(yàn)條件與激勵情況下，優(yōu)化前T型管出現(xiàn)斷管，而優(yōu)化后的Y型管無斷裂損傷，這說明優(yōu)化方案的有效性。

選取與Y型管相連且在實(shí)際測試中容易出現(xiàn)斷裂的關(guān)鍵零部件（冷進(jìn)管）處應(yīng)力作為測試對象，測點(diǎn)布置如圖12所示。

優(yōu)化后空調(diào)管路測試點(diǎn)1和測試點(diǎn)2在掃頻實(shí)驗(yàn)中應(yīng)力值明顯低于優(yōu)化前，如圖13所示。

圖10 試驗(yàn)方案

圖11 優(yōu)化前后樣機(jī)試驗(yàn)結(jié)果

圖12 應(yīng)力測試點(diǎn)布置

圖13 Z方向掃頻應(yīng)力對比

優(yōu)化后的管路系統(tǒng)在掃頻試驗(yàn)中未出現(xiàn)損傷和斷裂現(xiàn)象，且測點(diǎn)處的應(yīng)力下降明顯，因此可以判斷優(yōu)化方案較合理且效果明顯，保證了空調(diào)器運(yùn)輸可靠性。

4 結(jié)語

本文針對運(yùn)輸過程中的空調(diào)管路系統(tǒng)損傷和斷裂的問題，采用有限元法和振動試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對管路斷裂原因進(jìn)行了深入分析，并提出了優(yōu)化方案，有效解決了空調(diào)管路運(yùn)輸過程中的斷裂問題，得到以下結(jié)論：

（1）模態(tài)共振是引起管路系統(tǒng)破壞的主要原因，第2階振型的貢獻(xiàn)最大。

（2）與T型管相連的冷進(jìn)管運(yùn)動受限，而另一端連接的管路系統(tǒng)振動位移大，導(dǎo)致T型管產(chǎn)生較大循環(huán)應(yīng)力，加上T型管的應(yīng)力集中，造成T型管的疲勞斷裂。

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

（4）掃頻試驗(yàn)結(jié)果顯示，優(yōu)化后的管路系統(tǒng)無斷裂現(xiàn)象，且測點(diǎn)處的應(yīng)力水平明顯低于優(yōu)化前，證明了優(yōu)化方案的可靠性。