胡順安，戈大偉，唐夢(mèng)祎，郭華明

（1.常熟理工學(xué)院 汽車工程學(xué)院，江蘇 常熟 215500； 2.英華特渦旋技術(shù)有限公司，江蘇 常熟 215500）

1 引言

新能源汽車動(dòng)力系統(tǒng)有別于燃油車，故其空調(diào)壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)也由傳統(tǒng)的機(jī)械傳動(dòng)方式改為電動(dòng)傳動(dòng)方式，但渦旋壓縮機(jī)的其他部件仍由殼體、動(dòng)靜渦旋盤、機(jī)架等組成. 渦旋盤作為渦旋壓縮機(jī)的核心部件，其研究一直未停止. 譚清豹提出一種變徑型線渦旋盤可滿足新能源汽車對(duì)體積小、效率高、制冷量大的要求［1］. Yue X J等人則采用CFD方法對(duì)三渦旋真空泵進(jìn)行流場(chǎng)分析［2］. 而杜桂榮［3］、周到［4］等人則將渦旋壓縮機(jī)殼體部件簡(jiǎn)化成面體，采用有限元法進(jìn)行分析. 但隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展以及汽車鋁合金輕量化材料的應(yīng)用，新能源汽車渦旋壓縮機(jī)殼體目前已采用鑄造鋁合金進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，并可將渦旋壓縮機(jī)殼體數(shù)模直接導(dǎo)入計(jì)算機(jī)中進(jìn)行實(shí)體分析，不用對(duì)數(shù)模進(jìn)行過(guò)度簡(jiǎn)化.

渦旋壓縮機(jī)殼體作為其他部件的支撐基礎(chǔ)，其設(shè)計(jì)強(qiáng)度和剛性直接影響其他部件的功能和性能. 根據(jù)汽車空調(diào)用電動(dòng)壓縮機(jī)總成標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，其耐壓性（高、低壓側(cè)耐壓性，簡(jiǎn)稱極限壓力工況）需滿足使用要求［5］.另外渦旋壓縮機(jī)在工作壓力工況下其應(yīng)力需在材料屈服強(qiáng)度范圍內(nèi)；且在工作壓力工況下，渦旋壓縮機(jī)殼體（中部）與機(jī)架之間的配合面應(yīng)能始終保證過(guò)盈；最大過(guò)盈量造成的應(yīng)力也需在渦旋壓縮機(jī)殼體強(qiáng)度的承受范圍內(nèi). 因此，需對(duì)極限壓力工況、工作壓力工況和最大過(guò)盈量情況下的渦旋壓縮機(jī)殼體強(qiáng)度進(jìn)行分析. 在工作壓力工況下，殼體與機(jī)架配合面之間的最小過(guò)盈間隙也需進(jìn)一步分析.

2 極限壓力工況分析

在極限壓力工況下，殼體高壓側(cè)承受8.3 MPa壓力，低壓側(cè)承受5.2 MPa壓力［5］. 另外，新能源汽車渦旋壓縮機(jī)一般采用臥式安裝方式，其約束和施力情況如圖1所示.

在極限壓力工況下，允許殼體發(fā)生塑性變形，但其應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)材料的抗拉強(qiáng)度. 故可采用材料非線性方法對(duì)此殼體進(jìn)行有限元分析. 殼體材料為鑄鋁A380，其屈服強(qiáng)度為150 MPa，抗拉強(qiáng)度為320 MPa，彈性模量為71 000 MPa，泊松比為0.33，延伸率為3.5%. 根據(jù)鑄鋁A380材料屬性，繪制其應(yīng)力-應(yīng)變曲線［6-7］如圖2所示.

將渦旋壓縮機(jī)殼體上端蓋網(wǎng)格設(shè)置為2 mm，殼體（中部）網(wǎng)格設(shè)置為3 mm，其他部分設(shè)置為6 mm. 采用四面體網(wǎng)格劃分，且壁厚層上至少分布3層網(wǎng)格.

采用非線性分析，打開(kāi)大變形開(kāi)關(guān). 在極限壓力工況下，著重分析渦旋壓縮機(jī)殼體各部件的應(yīng)力情況. 其求解結(jié)果如圖3、4、5所示.

圖1 極限壓力下渦旋壓縮機(jī)殼體約束和施力情況

圖2 鑄鋁A380應(yīng)力-應(yīng)變曲線

圖3 極限壓力工況端蓋應(yīng)力分布

圖4 極限壓力工況殼體應(yīng)力分布

圖5 極限壓力工況殼體下部應(yīng)力分布

從圖3的應(yīng)力云圖來(lái)看，機(jī)殼體上端蓋部分區(qū)域出現(xiàn)應(yīng)力集中，需對(duì)該部位進(jìn)行優(yōu)化. 對(duì)其三維進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)殼體上端蓋高壓側(cè)壁厚比其他部位薄1 mm. 因此通過(guò)增加拔模斜度和采用大倒圓角的方法使該處壁厚均勻過(guò)渡，并避免其應(yīng)力過(guò)于集中. 改進(jìn)后的機(jī)殼體上端蓋應(yīng)力分布如圖6所示，除加強(qiáng)筋部分有應(yīng)力集中現(xiàn)象外，其他部位應(yīng)力在320 MPa內(nèi). 加強(qiáng)筋部位圓角仍需進(jìn)一步加大，以減小圓角處的應(yīng)力. 圖4中殼體最大應(yīng)力為317 MPa，小于320 MPa. 圖5殼體下部應(yīng)力分布云圖出現(xiàn)個(gè)別點(diǎn)應(yīng)力奇異，可人為排除該點(diǎn)的影響，其他部分的應(yīng)力都滿足設(shè)計(jì)要求.

圖6 極限壓力工況改進(jìn)端蓋應(yīng)力分布

3 工作壓力工況分析

該新能源汽車渦旋壓縮機(jī)內(nèi)部的工作壓力為1.7 MPa，在此工況下，各零部件的應(yīng)力需在鑄鋁A380屈服強(qiáng)度150 MPa以內(nèi)，故可采用靜態(tài)結(jié)構(gòu)力學(xué)進(jìn)行有限元分析. 在分析過(guò)程中需要注意殼體（中部）與機(jī)架配合面（Φ104.8 mm直徑圓柱面）的變形情況，以便后續(xù)分析該部位配合間隙. 其約束和網(wǎng)格劃分同極限壓力工況，分析結(jié)果如圖7、8所示.

從圖7的應(yīng)力云圖來(lái)看，渦旋壓縮機(jī)殼體的最大應(yīng)力為138.5 MPa，小于150 MPa，故強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求. 從圖8的變形云圖來(lái)看，采用局部柱坐標(biāo)系，以便計(jì)算殼體Φ104.8 mm配合面直徑方向的變形量總和.該配合面處半徑的最大變形為0.034 mm，最小變形為-0.007 mm，且最大變形量和最小變形量在直徑線附近，故在直徑方向范圍內(nèi)最大變形不會(huì)超過(guò)0.034 mm.

4 殼體配合面過(guò)盈量分析

對(duì)于過(guò)盈配合分析，劉思聰?shù)热送ㄟ^(guò)理論數(shù)值方法分析壓裝力與各部件過(guò)盈量以及配合面粗糙度之間的關(guān)系［8］.而王東［9］、段苗苗等人［10］則通過(guò)理論和有限元方式進(jìn)行模擬研究. 在過(guò)盈量分析過(guò)程中，因配合面粗糙度數(shù)值較小，故忽略粗糙度影響，并直接采用接觸非線性有限元方法進(jìn)行分析.

渦旋壓縮機(jī)殼體（中部）與機(jī)架配合面的過(guò)盈量設(shè)計(jì)為0.05～0.1 mm. 在最大過(guò)盈量情況下，需考慮殼體（中部）與機(jī)架配合面的應(yīng)力是否符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求. 另外需考慮在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面處的直徑方向上最大變形量與該配合面最小過(guò)盈量相互作用后，是否能滿足過(guò)盈配合的設(shè)計(jì)要求.

圖7 工作壓力工況殼體應(yīng)力分布

圖8 工作壓力工況殼體配合面變形云圖

4.1 殼體配合面最大過(guò)盈量強(qiáng)度分析

殼體Φ104.8 mm配合面的最大過(guò)盈量為0.1 mm，此處可采用接觸非線性分析. 殼體（中段）材料為鑄鋁A380，機(jī)架材料為HT250，兩者接觸對(duì)關(guān)系設(shè)定為Frictional，摩擦系數(shù)設(shè)定為0.45. 最大過(guò)盈量是殼體（中部）與機(jī)架兩者直徑尺寸的最大差值. 故在分析步設(shè)置中，取最大過(guò)盈量的一半作為過(guò)盈強(qiáng)度分析的偏置量（Offset=0.05），將機(jī)架中部約束. 其分析結(jié)果如圖9、10所示.

從圖9和圖10來(lái)看，其應(yīng)力都在材料強(qiáng)度使用范圍內(nèi)，故殼體配合面在最大過(guò)盈量情況下，滿足設(shè)計(jì)要求.

圖9 最大過(guò)盈量殼體（中段）應(yīng)力分布

圖10 最大過(guò)盈量機(jī)架應(yīng)力分布

4.2 工作壓力工況下殼體配合面最小過(guò)盈量分析

殼體Φ104.8 mm配合面的最小過(guò)盈量為0.05 mm，但分配到殼體（中段）與機(jī)架兩者之間的具體過(guò)盈量則采用接觸非線性分析. 在分析步中設(shè)置過(guò)盈量偏執(zhí)量為0.025 mm，其他設(shè)置同配合面最大過(guò)盈量強(qiáng)度分析.殼體Φ104.8 mm配合面處的過(guò)盈量如圖11所示.

由圖8得知，在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面處直徑最大變形量不超過(guò)0.034 mm. 而圖11中，在最小過(guò)盈量情況下，殼體Φ104.8 mm配合面分配的半徑過(guò)盈量為0.021 mm，故直徑方向上過(guò)盈量不超過(guò)0.042 mm. 因此在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面向外擴(kuò)展，使殼體Φ104.8 mm配合面上的過(guò)盈量減小. 經(jīng)計(jì)算，殼體Φ104.8 mm配合面直徑方向仍有0.008 mm過(guò)盈量，滿足設(shè)計(jì)要求. 但過(guò)盈量偏小，建議適當(dāng)增大最小過(guò)盈量.

圖11 最小過(guò)盈量殼體（中段）變形云圖

5 結(jié)論

由于新能源汽車的興起，使得渦旋壓縮機(jī)在新能源汽車上得以普及. 其殼體作為壓縮機(jī)所有零部件的基座，其設(shè)計(jì)應(yīng)滿足強(qiáng)度和剛度要求. 通過(guò)極限壓力工況分析，發(fā)現(xiàn)殼體上端蓋強(qiáng)度不足，通過(guò)后續(xù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，其分析應(yīng)力基本在抗拉強(qiáng)度范圍內(nèi). 通過(guò)工作壓力工況分析，殼體的分析應(yīng)力都在材料屈服強(qiáng)度范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求. 而在配合過(guò)盈分析中，一方面重點(diǎn)關(guān)注在最大過(guò)盈量下，殼體配合面間強(qiáng)度不能超過(guò)材料強(qiáng)度；另一方面關(guān)注在最小過(guò)盈量下，殼體配合面在工作壓力工況下直徑方向上的變形不能超出最小過(guò)盈量下殼體配合面的過(guò)盈量數(shù)值. 通過(guò)上述分析，最終建議對(duì)殼體上端蓋進(jìn)一步優(yōu)化，并適當(dāng)增大殼體配合面的最小過(guò)盈間隙.