徐鵬飛，張建操，房程程，蘇曉芳，陳帆

空調(diào)壓縮機(jī)支架的有限元分析方法

徐鵬飛，張建操，房程程，蘇曉芳，陳帆

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

空調(diào)壓縮機(jī)支架的載荷及布置較復(fù)雜，載荷方面包括螺栓預(yù)緊力、皮帶力以及動載等。布置方面涉及缸體、油底殼及空調(diào)壓縮機(jī)等，文章基于有限元的分析方法，提出了一種分析流程，結(jié)果表明，該分析流程能夠全面合理地完成空調(diào)壓縮機(jī)支架的校核。

空調(diào)壓縮機(jī)支架；有限元；動載；疲勞

CLC NO.: U463.6 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)16-79-03

前言

空調(diào)壓縮機(jī)是發(fā)動機(jī)重要附件之一，雖然不是發(fā)動機(jī)核心部件，但對整車行駛安全性及乘員乘坐舒適性起著至關(guān)重要的作用?？照{(diào)壓縮機(jī)支架是將空調(diào)壓縮機(jī)安裝固定在發(fā)動機(jī)上的直接支撐，其可靠性直接影響著附件甚至整個發(fā)動機(jī)能否正常工作。

由于空調(diào)壓縮機(jī)支架載荷較大且復(fù)雜，尤其發(fā)動機(jī)振動產(chǎn)生的加速度會達(dá)到15G-20G的程度，同時布置方面涉及零部件較多，零部件材質(zhì)也不盡相同，因此需進(jìn)行多項模擬分析保證支架可靠性，故本文提出了一種分析流程，用以保證全面合理的空調(diào)壓縮機(jī)支架校核。

1 支架的有限元分析流程

圖1 有限元分析流程圖

通過對空調(diào)壓縮機(jī)支架的失效原因分析發(fā)現(xiàn)，支架的失效原因包括支架的振動、支架的靜載及支架的動載，因此根據(jù)失效原因，設(shè)計如下分析流程圖，見圖1。

從流程中可以看出，為了對支架進(jìn)行全面有效的校核，必須進(jìn)行模態(tài)分析、靜強(qiáng)度分析及高周疲勞分析。

2 應(yīng)用實例

某型號汽油機(jī)處于概念設(shè)計階段，現(xiàn)需對其進(jìn)行空調(diào)壓縮機(jī)支架有限元分析，根據(jù)分析流程，對空調(diào)壓縮機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)、靜強(qiáng)度、接觸面滑移量與高周疲勞分析。

載荷為螺栓的預(yù)緊力、皮帶力以及六個方向的振動加速度。規(guī)格M8螺栓，打緊力矩為20～25Nm，相應(yīng)的最大螺栓預(yù)緊力為19800N，最小螺栓預(yù)緊力為12400N；規(guī)格M6螺栓，打緊力矩為10～12Nm，相應(yīng)的最大螺栓預(yù)緊力為13000N，最小螺栓預(yù)緊力為10000N；發(fā)動機(jī)缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力70bar，可取15G加速度，空壓機(jī)皮帶力Fmax=2070N，有限元模型如圖2所示，有限元模型邊界條件如圖3所示。

圖2 有限元模型

圖3 有限元模型邊界條件

空調(diào)壓縮機(jī)支架的一階頻率為441.31Hz，見圖4。根據(jù)振動理論[1,2]，對于一個多自由度系統(tǒng)的運(yùn)動微分方程為：

式中，M，C，K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼及剛度矩陣，X，F(xiàn)分別為系統(tǒng)各點的位移響應(yīng)向量及激勵向量。式(1)經(jīng)過拉氏變換，得：

令X(w)=ΦQ，Φ為系統(tǒng)各階模態(tài)向量組成的模態(tài)矩陣，記為Φ=[φ1，φ2，…，φN]，Q為系統(tǒng)的模態(tài)坐標(biāo)，其物理意義為各階模態(tài)對響應(yīng)的貢獻(xiàn)量，也就是加權(quán)系數(shù)，記為Q=[q1(w)，q2(w)，…，q3(w)]T，代入式(2)，得：

根據(jù)方程可求出系統(tǒng)的N階頻率值w，當(dāng)w與系統(tǒng)激勵力的頻率相等時，系統(tǒng)會發(fā)生共振。

空調(diào)壓縮機(jī)支架的共振行為受發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速頻率影響，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的基頻為[3]：

式中，N為發(fā)動機(jī)氣缸數(shù)，n為曲軸轉(zhuǎn)速，r為發(fā)動機(jī)沖程數(shù)。

當(dāng)空調(diào)壓縮機(jī)支架的共振頻率帶落在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，就會使支架產(chǎn)生共振失效。

該汽油機(jī)的最大持續(xù)轉(zhuǎn)速為6600rpm，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到6600rpm時其點火頻率值為220Hz。根據(jù)流程圖中公式，空調(diào)壓縮機(jī)支架的一階頻率值等于2倍發(fā)動機(jī)持續(xù)轉(zhuǎn)速時的點火頻率值，滿足大于1.2倍發(fā)動機(jī)持續(xù)轉(zhuǎn)速時的點火頻率值的避振設(shè)計要求。

圖4 空調(diào)壓縮機(jī)支架一階模態(tài)

圖5 為空調(diào)壓縮機(jī)支架在最大螺栓預(yù)緊力與15G加速度作用下的應(yīng)力云圖，施加綁定約束和接觸單元邊界處的應(yīng)力奇異現(xiàn)象不予考慮，從圖中可以看出，支架的最大應(yīng)力值為163.57MPa，未超過其材料屈服強(qiáng)度極限310MPa，滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。

圖5 空調(diào)壓縮機(jī)支架應(yīng)力云圖

圖6 最小螺栓預(yù)緊力下支架滑移量

從圖6中可以看出，支架在螺栓載荷、皮帶力和六個方向振動加速度共同作用下，與壓縮機(jī)、缸體和油底殼接觸面的相對最大滑移量分別為3.807um，小于4um的評價限值，滿足支架磨損要求。

圖7為支架在螺栓荷載、皮帶力和六個方向振動加速度共同作用下的高周疲勞安全系數(shù)云圖。從圖中可以看出，支架的高周疲勞最小安全系數(shù)為3.42，大于1.1的評價限值，因此，支架在螺栓荷載、皮帶力和六個方向振動加速度共同作用下的高周疲勞強(qiáng)度滿足要求。

圖7 高周疲勞計算結(jié)果

圖7 中除了支架與螺栓的綁定接觸處和與空調(diào)壓縮機(jī)、缸體和油底殼接觸邊界處的安全系數(shù)最低除外，該支架的高周疲勞最小安全系數(shù)出現(xiàn)在結(jié)構(gòu)的過渡圓角處，因此，建議在生產(chǎn)加工過程中要保證支架的結(jié)構(gòu)過渡圓角平滑，保證表面質(zhì)量。

3 結(jié)論

空調(diào)壓縮機(jī)支架的校核需進(jìn)行模態(tài)分析、靜強(qiáng)度分析及高周疲勞分析，從模態(tài)、靜強(qiáng)度、接觸面滑移量與高周疲勞四個角度進(jìn)行判斷。筆者建立的流程能更真實的模擬空調(diào)壓縮機(jī)支架的受載情況，得到計算結(jié)果更為合理全面。

[1] 傅志方,華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用[M].上海：上海交通大學(xué)出版社,2000.

[2] 倪振華.振動力學(xué)[M].西安：西安交通大學(xué)出版社,1988.

[3] 朱孟華.內(nèi)燃機(jī)振動與噪聲控制[M].北京：國防工業(yè)出版社,1995.

Finite Element Analysis Method For Engine Air Conditioner Compressor Bracket

Xu Pengfei, Zhang Jiancao, Fang Chengcheng, Su Xiaofang, Chen Fan
( Technology Center, Anhui Jianghuai Automobile group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

air conditioner compressor bracket; finite; dynamic load; fatigue

U463.6

A

1671-7988(2017)16-79-03

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.16.029

徐鵬飛，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心。

Abscract: Load and arrangement of air consitioner compressor bracket is very complex, c load include of bolt pretension, belt force and dynamic load. Arrangement include of cylinder block,oil pan and air consitioner compressor bracket. Based on finite element analysis method, propose an analysis process, the result shows the finite element analysis flow of air consitioner compressor bracket is comprehensive and reasonable.