空調管路系統模態與應變關系研究

赫家寬 王暉 蔣鄒 王曉妮 何志超

HE Jiakuan WANG Hui JIANG Zou WANG Xiaoni HE Zhichao

珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

Gree Electric Appliances Inc.of Zhuhai Zhuhai 519070

1 引言

現代工程領域，設計人員可通過計算機輔助工程（CAE）在設計階段對產品的結構進行校核、優化，通過虛擬樣機預測產品的可靠性、安全性，從而節省成本。空調管路振動和抗疲勞性能是空調運行可靠性的重要指標，在產品評審測試和生產抽測階段通過管路的應力應變數值來管控。陳思磊利用有限元分析軟件對應變值超標的空調管路進行了優化設計，使其固有頻率避開了壓縮機激勵頻率；單國偉等通過有限元軟件對空調管路的模態進行了模擬仿真，并改變管路的剛度，避開了壓縮機基頻和倍頻，從而減小了管路振幅；鞠文宏研究了冷媒壓力脈動對管路局部應力的影響，并提出了緩沖氣流脈動的具體措施。然而對于轉子壓縮機管路系統中，管路的哪幾階模態是比較危險的，該類問題還沒有更為詳細的識別和研究。本文通過對管路結構的固有屬性（模態）進行仿真和試驗，結合管路應變測試結果和轉子壓縮機激勵特點，探究管路結構的危險模態及應當規避的合理頻率范圍。

2 模態仿真

本管路模型取自尺寸為0.79h 0.575h 0.35m的家用空調外機，管路直徑為7～10mm不等，壁厚在0.71～1.1mm之間。僅保留振動較大的管路，即冷凝器至壓縮機段和大閥門至壓縮機段，其他管路段不作分析。對管路結構進行簡化，吸氣管、排氣管、冷進管是主要分析對象，簡化后的冷凝器、大閥門固定約束處理，管固定塊對管路剛度、質量有重要影響，因此保留以上部件，省去其他零部件，如圖1所示。然后對模型進行抽殼、網格劃分、屬性定義、約束設定等處理，應用ANSYS15.0軟件對其進行模態仿真。

家用空調的壓縮機運行頻率一般在20～100Hz范圍內，所以主要分析低階的模態。另外壓縮機及腳墊系統的剛體模態一般頻率較低，為了避開壓縮機的激勵頻率，一般通橡膠腳墊設計，將壓縮機腳墊系統的頻率降低。銅管管壁較薄，管路振動較大時最易出現疲勞斷裂故障，因此本文主要分析管路模態。管路模態仿真前幾階振型如圖2所示。

從圖2中看出，前兩階的模態振型主要是四通閥的擺動，這是由于四通閥質量相對較大，而且與之相連的管路結構剛度較小，因而固有頻率較低。之后兩階為吸、排氣管減振U彎的正交模態，最后為吸氣管的局部模態及吸、排氣管的交錯模態振型。

3 模態測試結果

為了驗證模態仿真結果，應用LMS多通道振動采集分析設備，ICP類型的356M41三向加速度傳感器和086C03型號的力錘，對管路進行模態測試。建立如圖3所示的線框模型，測試采用移動傳感器的方法進行，敲擊方向包含X、Y、Z三個方向，充分激發管路各階模態。一般要求誤差在5%以內。將仿真的結果與測試模態對比，如表1所示，仿真與測試的6階模態誤差均在5%以內，仿真的精度滿足要求。

模態測試與仿真存在一定差異，主要原因有實際管路加工偏差，焊接處引入的阻尼和剛度變化，以及傳感器附加質量的影響等。

4 應變測試結果與分析

為探究模態與應變的關系，對樣機在名義制冷工況下進行應變測試。應變測試所用設備為珠海精實測控廠家的多通道應變及振動采集儀，型號為VS-DAQ 08。采用中航工業電測儀器股份有限公司的雙向應變片（電阻值120Ω，靈敏度2.14），測試管路折彎處軸向及切向的應變值。粘貼位置如圖4、圖5所示。

應力與應變的關系如式（1）所示。

σ=E·ε （1）

σ為應力，E為彈性模量，ε為應變，小變形下應力與應變為正比關系，工程中可通過控制應變值保證管路疲勞可靠性。測試結果如圖6所示。

從圖6中看出，在19Hz、23Hz、27Hz、39Hz、61Hz、79Hz出現了明顯的峰值，這些頻率點與仿真和測試的模態基本吻合。管路振動產生變形，而應力集中點是在變形部分與未變形位置的過渡區。具體分析各階模態對應的應變較大的管彎，第一階模態振型為四通閥、吸排氣管U彎繞X向扭動，管路變形的支點為吸氣管和排氣管前兩個彎，以及冷進管和大閥門管彎處，實際的測試數據是在吸氣1彎、吸氣3彎和排氣1彎處應變較大。第二階模態振型為冷進管、四通閥與吸排氣管后半段沿X向擺動，管路變形支點同樣為吸氣管和排氣管前兩個彎，以及冷進管和大閥門管彎處，實際測試數據是在排氣1彎、排氣3彎和吸氣1彎處較大。第三階模態振型為排氣管與吸氣管U彎沿Y向擺動，管路變形的支點為吸氣管和排氣管前幾彎，四通閥D管彎處，實際的測試數據是在排氣1彎和吸氣3彎處較大。第四階模態振型為排氣管與吸氣管U彎沿X向擺動，管路變形的支點也為吸氣管和排氣管前幾彎，四通閥D管彎處，實際的測試數據是在吸氣1彎、吸氣3彎和排氣5彎處較大。第五階模態振型為吸氣管沿Y向擺動，管路變形的支點為吸氣管U彎和四通閥S管處，實際的測試數據是在吸氣6彎處較大。第七階模態振型為排氣管與吸氣管U彎沿Y向交錯擺動，管路變形的支點為吸氣管、排氣管前幾彎，四通閥D管和S管處，實際的測試數據是在排氣2彎處較大。

圖2各階振型圖

圖4應變片粘貼位置示意圖a

圖5應變片粘貼位置示意圖b

管路的振動可以認為是各階模態疊加的結果，各階模態的貢獻量不同，當激勵頻率接近某階模態時，該階模態的貢獻程度可能很高，從而振動變形表現出該階模態的振型，即發生共振。對于應力應變就表現為在某頻率下出現明顯的增大。

模態屬于結構的固有屬性，結構的模態是否能被激發，還要考慮激勵力的形式和大小。對于管路結構來說，激勵源是壓縮機，激勵力的形式包括結構力和管內冷媒的脈動沖擊。對于轉子壓縮機，結構力可簡化為沿三個方向的力和三個方向的轉矩，如圖7所示，主要內部轉子一般有配重調節動平衡性能，所以三個方向上的力和振動相對較小，主要為Z向的轉矩Mz，壓縮機的振動也是以繞Z軸的轉動為主。因此管路結構模態比較容易被激發的是振型為沿壓縮機剛體切向的模態，比如本例的第二階，冷進管、四通閥與吸排氣管后半段沿X向擺動；第四階，即排氣管與吸氣管U彎沿X向擺動。管路還受到內部冷媒的脈動沖擊力，受力示意圖如圖8所示，壓縮機將冷媒排出作用于管路折彎處內壁上，管路有“變直”的趨勢。本樣機排氣管和吸氣管的U彎受到的該作用力，容易激發第三階模態，即排氣管與吸氣管U彎沿Y向擺動，以及第6階模態，即排氣管與吸氣管U彎沿Y向交錯擺動。壓縮機運行頻率為61Hz時吸氣6彎的應變很大，原因是第5階模態被激發，該階模態是吸氣U彎的局部變形，相鄰頻率段內沒有其他模態，該段管路沒有其他剛性大的結構進行約束，能量容易集中的以吸氣U彎的振動來耗散，振動幅度相應變大。

總的來說，距離壓縮機越近的管路結構所受激勵力越大，模態越容易被激發，壓縮機的振動主要為繞豎直方向的轉動，所以容易被激發的主要是振型為沿壓縮機缸體切向的模態。管內脈動冷媒沖擊作用與管路折彎處，也激發吸、排氣管U彎的模態。附近頻率段無其他模態的局部結構模態，若沒有一定剛度的約束，也較易被激發。管路應力集中點通常在模態振型的支點處，吸、排氣管前幾彎為重點檢測部位，其他局部模態振型的支點也應粘貼應變片。

在管路設計階段，可利用有限元軟件進行模態仿真，對于定頻機組，管路模態必須避開運行頻率。對于變頻機組，管路模態應當避開幾個額定運行頻率點。壓縮機頻率為23Hz時，應變值為122.48μ，22Hz時降為50.21Hz，25Hz時降為61.63μ；壓縮機頻率為39Hz時，應變值為138.2μ，38Hz時降為76.17μ，41Hz時降為57.35μ；壓縮機頻率為61Hz時，應變值為155.47μ，59Hz時為63.6μ，63Hz時為77.51μ，基本運行頻率避開固有頻率2Hz，應變峰值可以降低一半以上，并且低于企業標準80μ。考慮到加工誤差的影響，一般應避開3～5Hz。樣機試制后可通過模態測試和應力應變試驗進行驗證。

5 結束語

管路結構的模態對于管路疲勞可靠性有著重要的影響，本文以轉子壓縮機管路系統為例，通過仿真與測試，結合壓縮機激勵載荷特點，識別出了管路的危險模態，主要是振型為吸排氣管沿壓縮機缸體切向的一階擺動模態，以及吸排氣管上柔性較大的管路模態，在管路設計中應使這些模態的頻率避開壓縮機額定運行頻率。本文研究的是應用轉子壓縮機的空調管路系統，其他類型的壓縮機激勵力特點不同，引起的管路振動形式也會有差異，需具體分析。本文的研究對于提高轉子壓縮機空調管路的可靠性有一定參考意義。

表1 模態仿真與測試對比

圖7壓縮機等效受力示意圖

圖8管路脈動沖擊受力圖