汽車空調冷凝器支架的優化改進設計

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

隨著我國制造業整體水平的提高，對空調系統的舒適性、安全性、節材節能、環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和應用的日新月異，空調已從低級發展到高級，實現了小容積，輕質量的節能要求。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生斷裂破壞，因此，需要研究冷凝器支架結構的動態特性。

CAE分析是將一個形狀復雜的連續體的求解區域分解為有限的形狀簡單的子區域，即將一個連續體簡化為由有限個單元組合的等效組合體；通過將連續體離散化，把求解連續體的場變量（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。總計2D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，需要重新優化設計。在后續的改進設計中，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，繼續進行方案優化設計。