汽車空調冷凝器支架的優(yōu)化改進設計

竺志大，王文軍，唐 率，孫國榮

（揚州大學 機械工程學院，揚州 225127）

0 引言

隨著我國制造業(yè)整體水平的提高，對空調系統的舒適性、安全性、節(jié)材節(jié)能、環(huán)境保護提出了更高要求。冷凝器支架是空調系統的主要部件，起支撐空調的重要作用。隨著空調系統新技術研發(fā)和應用的日新月異，空調已從低級發(fā)展到高級，實現了小容積，輕質量的節(jié)能要求。而對于冷凝器卻很少進行研究，支架本身結構笨重，浪費材料[1]。在使用過程中，空調工作產生的振動會導致冷凝器的支架使用壽命降低甚至發(fā)生斷裂破壞，因此，需要研究冷凝器支架結構的動態(tài)特性。

CAE分析是將一個形狀復雜的連續(xù)體的求解區(qū)域分解為有限的形狀簡單的子區(qū)域，即將一個連續(xù)體簡化為由有限個單元組合的等效組合體；通過將連續(xù)體離散化，把求解連續(xù)體的場變量（應力、位移、壓力和溫度等）問題簡化為求解有限的單元節(jié)點上的場變量值。求解后得到近似的數值解，其近似程度取決于所采用的單元類型、數量以及對單元的插值函數。針對這種情況，表示應力、溫度、壓力分布的彩色明暗圖，我們稱這一過程為CAE的后處理。本文主要研究在給定頻率和給定加速度條件下，支架在振動臺上振動時的應力、應變、位移分布情況以及疲勞壽命問題，并改進設計出結構緊湊、重量相對較小的冷凝器結構。

1 有限元模型的建立

1.1 幾何模型的建立

用SolidWorks或其他三維建模軟件打開委托單位提供的空調冷凝器支架模型（如圖1所示），并保存為STP格式或IGS格式。因廠家未提供空調冷凝器（如圖2所示）質量及相關信息，現將冷凝器視為一體，通過幾何模型求出的相關參數如下：

圖1 待分析支架

圖2 冷凝器及其支架

1）質量：23.392kg；

2）質心位置：

Xcbar=-729.3；Ycbar=644.37；Zcbar=-127.64

1.2 選擇單元和劃分網格

將保存的幾何模型導入到Hypermesh中，建立FEM模型并進行前處理，包括劃分單元、施加載荷和約束等。

支架總成中所有鋼管和固定板壁厚均為3.0mm，因此選擇殼單元PSHELL進行網格劃分。固定板與鋼管采用三角形殼單元來模擬焊接，根據實際情況適當加大單元厚度。固定板與固定板之間的連接采用剛性單元來模擬點焊。為減少計算量，以集中質量單元CONM2來代替冷凝器，集中質量單元與支架的連接采用剛性單元RBE2?？傆?D單元32717個，其中CTRIA3單元為519個（1.6%），CQUAD4單元為32198個（98.4%）。所建立的有限元模型如圖3所示。

圖3 有限元網格模型

1.3 選擇單位制

模型采用T、mm、s、MPa、N單位制。

1.4 輸入材料參數

空調冷凝器支架主要由鋼管和板材組裝而成，其材料對應參數如表1所示。

表1 材料機械性能

1.5 施加邊界條件

需約束空調冷凝器支架4個安裝螺栓孔的x、y、z三個方向的平動自由度（安裝說明：支架上的4個焊接螺栓是固定冷凝器支架的。帶鑰匙孔的是固定在車子底盤上的，支架及冷凝器都是垂直安裝在車體上的，冷凝器的安裝方向為正面迎風），具體情況如圖4所示。載荷以加速度的方式施加在物體和集中質量上。

圖4 邊界條件

2 有限元分析[2～4]

以bdf文件的形式輸出所建的FEM模型，運用Nastran進行計算求解，分別看模型在振動狀態(tài)下，x、y、z各方向上的應力與剛度情況。最后將Nastran求解結果op2文件導入到MSC.Fatigue中做相應設置進行疲勞壽命分析。

其中已知振動的條件及要求：

1）振動頻率：33.3Hz；

2）振動加速度：66.6m/s2（全振幅2mm）；

3）振動時間：上下方向4h，左右、前后方向各2h，試驗后總成無裂紋，焊接處無脫落。

2.1 上下振動（-y方向）

1）應力分析

從圖5可以看出，與車架相連的2個固定板的應力最大值高達609MPa，超過了材料的屈服極限（紅色區(qū)域）。單獨取出鋼管骨架分析，其最大應力為223.9MP(在固定底板焊接部位)，亦接近材料的屈服極限（235MPa）。在此工況下，整個空調冷凝器支架的強度不滿足設計要求。

圖5 應力分布云圖（加速度：-y方向）

2）剛度分析

從圖6可以看出，支架在y方向上的最大位移為1.7mm，較小。支架剛度應能滿足設計要求。

圖6 位移分布云圖（加速度：-y方向）

2.2 左右振動（z方向）

1）應力分析

從圖7可以看出，與車架相連的2個固定板的應力最大值高達1498MPa，遠超過了材料的屈服極限（紅色區(qū)域）。單獨取出鋼管骨架分析，其最大應力為202MP（在固定底板焊接部位），能滿足強度設計要求。在此工況下，2個固定板的強度不滿足設計要求。

圖7 應力分布云圖（加速度：z方向）

2）剛度分析

從圖8可以看出，支架在z方向上的最大位移為3.6mm，在-z方向上的最大位移為2.2mm，位移明顯偏大。此工況下，支架剛度不能滿足設計要求。

圖8 位移分布云圖（加速度：z方向）

2.3 前后振動（x方向）

1）應力分析

從圖9可以看出，與車架相連的2個固定板的應力最大值達497MPa，雖比前兩種方案小，但也超過了材料的屈服極限（紅色區(qū)域）。單獨取出鋼管骨架分析，其最大應力為191MP（在固定底板焊接部位），能滿足強度設計要求。在此工況下，2個固定板的強度不滿足設計要求。

圖9 應力分布云圖（加速度：x方向）

2）剛度分析

從圖10可以看出，支架在z方向上的最大位移為1.2mm，位移較小。在此工況下，支架剛度應能滿足設計要求。

圖10 位移分布云圖（加速度：x方向）

2.4 結果分析

從上述分析結果可知，施加值為66.7m/s2加速度的工況下，無論是上下振動，還是左右、前后振動，所設計的2個固定板的應力值均遠超材料的屈服極限（如圖5、圖7、圖9中的紅色區(qū)域），故不需要做疲勞壽命分析，需要重新設計。

3 改進設計

3.1 改進方案設計

在整個改進設計之前，需要明確一下幾個問題：

1）空調冷凝器的質量實際為多少？上述計算值為23.392Kg，是否偏大？

2）空調冷凝器在實際工作中所能達到的最大加速度為多少？66.7m/s2是否偏大？

在假定上述分析參數正確的前提下，結合實際安需要，不考慮增加加強筋的方法，給出如下的幾種改進方案：

1）更換強度高的材料，增加支架板的厚度；

2）增加支架板的厚度，增加空調冷凝器支架的支撐點；

3）更換強度高的材料，增加支架板的厚度和空調冷凝器支架的支撐點。

由于增加空調冷凝器支架的支撐點需要整車廠家提供相關信息，較難控制。所以，現以第一種方案進行分析，給出初步的改進意見。

3.2 改進方案的強度和剛度分析

從前面分析可知，工況最惡劣的是左右方向的振動（z方向），如果該工況能滿足設計要求，其他工況就能滿足設計。下面主要針對左右振動工況展開分析，如果強度和剛度滿足設計要求，再進行疲勞壽命分析。經過大量試算后，2個與車架相連的固定板的厚度取10mm，所計算的結果如下：

1）應力分析

從圖11可以看出，與車架相連的2個固定板的應力最大值為254.7MPa。如果材料仍取08AL或Q235A等材料，固定板強度仍不能滿足設計要求，但如果材料取Q345A，則整個支架滿足設計要求。單獨取出鋼管骨架分析，其最大應力為72.6MP（在支持梁焊接部位，如圖12所示），滿足強度設計要求。在此工況下，空調冷凝器支架的的強度滿足設計要求。

圖11 應力分布云圖（加速度：z方向）

圖12 鋼管骨架應力分布云圖（加速度：z方向）

2）剛度分析

從圖13可以看出，支架在z方向上的最大位移為0.55mm，位移較小。在此工況下，支架剛度應能滿足設計要求。

圖13 位移分布云圖（加速度：z方向）

4 疲勞壽命分析[5,6]

在支架的支撐板的厚度為10mm，材料為Q345的情形下，進行支架結構的疲勞壽命分析。

4.1 Q345A疲勞壽命曲線S-N

S-N，即在循環(huán)應力中給定應力比或平均應力時，材料或構件的疲勞壽命N與應力幅值S的關系曲線。S-N曲線是估算材料結構疲勞壽命的重要依據。假設材料采用Q345，Q345的S-N曲線如圖14所示。

圖14 Q345疲勞壽命曲線

4.2 載荷曲線

支架結構在頻率為33.3Hz、加速度為66.7m/s2、加速度方向為支架左右方向的振動情形下，相應的單位載荷曲線如圖15所示。

圖15 單位載荷曲線

4.3 疲勞壽命分析結果

支架結構的疲勞壽命如圖如圖16所示，疲勞壽命（即從投入運行到出現疲勞破壞的時間）為2.31e5秒，約合64小時。如圖16所示。

圖16 支架結構疲勞壽命云圖

疲勞破壞處出現在支架支撐板處，如圖17所示。

圖17 疲勞破壞放大云圖

5 結語

本文通過對空調冷凝器支架進行有限元分析發(fā)現，在假定空調冷凝器質量和振動加速度正確的前提下，原設計結構中與車架相連部分底板的設計強度存在一定問題，需要重新優(yōu)化設計。在后續(xù)的改進設計中，將板厚改為10mm，材料更換為Q345后，仿真結果表明，該方案能滿足設計要求。綜合考慮各種因素，建議將支架相關信息確認后，繼續(xù)進行方案優(yōu)化設計。