空調(diào)壓縮機支架有限元分析

李自強,王會

(1.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥 230601；2.北京工業(yè)職業(yè)技術學院，北京 100042)

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空調(diào)壓縮機支架有限元分析

李自強1,王會2

(1.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥 230601；2.北京工業(yè)職業(yè)技術學院，北京 100042)

采用ABAQUS軟件對某發(fā)動機的空調(diào)壓縮機支架進行了有限元分析，分析項目包括模態(tài)分析、強度及疲勞分析以及接觸面滑移量分析。計算結果顯示：各項結果都滿足評價指標，說明該支架結構設計合理，能夠滿足使用要求。

空調(diào)壓縮機支架；模態(tài)分析；強度分析；疲勞分析；滑移量分析

0　引言

汽車空調(diào)壓縮機是汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)的心臟，起著壓縮和輸送制冷劑蒸汽的作用。而空調(diào)壓縮機支架則被用于固定空調(diào)壓縮機，將其固定在發(fā)動機缸體上。支架不僅受到發(fā)動機為震源傳遞的振動，還要受到空調(diào)壓縮機本身的振動，這就對支架本身的強度提出了更高的要求。可以說，支架設計的優(yōu)劣在一定程度上決定了整個壓縮機的使用性能。因此，在設計階段對空調(diào)壓縮機支架進行仿真分析十分有必要。

將通過有限元軟件ABAQUS對某發(fā)動機空調(diào)壓縮機支架進行有限元分析，分析項目包括模態(tài)分析(考察是否有共振的危險)、強度及疲勞分析以及接觸面滑移量分析，為支架的結構設計提供理論參考。

1　分析過程

1.1材料屬性參數(shù)

材料屬性如表1所示。

表1　材料關鍵屬性

其中螺栓規(guī)格為M8，相應的最大螺栓預緊力為19 800 N，最小螺栓預緊力為12 400 N。

1.2劃分計算網(wǎng)格

為了力求接近于實際情況，分析模型除了空調(diào)壓縮機支架外，還包括周邊與之相連的相關零部件，主要有空調(diào)壓縮機、部分缸體、油底殼、蓋板、支架螺栓和空調(diào)壓縮機螺栓等。使用通用前處理器Hypermesh進行網(wǎng)格劃分，并設置好材料屬性以及各零部件之間的接觸或綁定關系。模態(tài)計算時，各接觸面間均設置為綁定。

1.3約束條件及加載載荷

不同的計算加載情況也不相同，分別如下：

(1)模態(tài)分析

部件連接及約束條件見圖1所示。

圖1　分析模型邊界位移約束條件

(2)強度及疲勞分析

約束：同模態(tài)分析；

載荷：加載最大螺栓預緊力，6個方向分別施加15g的加速度；

分析步：共8個分析步，分別為螺栓預緊力加載、螺栓長度固定、±X方向15g加速度、±Y方向15g加速度以及±Z方向15g加速度。

(3)接觸滑移分析

約束類型和分析步驟同強度分析，加載最小螺栓預緊力，6個方向15g的加速度。

2　結果分析

2.1模態(tài)計算結果

模態(tài)的評價標準為：零部件一階設計頻率fmin>(1.3±0.1)·f2，f2為發(fā)動機在最大持續(xù)超速轉(zhuǎn)速下點火頻率。在此機中，最大持續(xù)超速轉(zhuǎn)速為5 700 r/min，f2為190 Hz，所以fmin>(228～266) Hz。

圖2所示為空調(diào)壓縮機支架固有頻率表。可知：空調(diào)壓縮機支架一階模態(tài)頻率為258.18 Hz，是f2的1.36倍，接近評價標準(228～266) Hz的上限值，模態(tài)頻率雖偏低，但可接受。

圖2　前1～6階振動頻率表

2.2強度及高周疲勞結果

(1)空調(diào)壓縮機支架Mises應力分析結果

圖3—6為空調(diào)壓縮機支架在最大螺栓預緊力與15g加速度作用下的應力云圖。可知：除了螺栓加載位置的應力由于奇異現(xiàn)象不予考慮外，其他位置應力都不小于材料的屈服極限150 MPa，應力滿足強度指標。

圖3　±X方向15g加速度下的Mises應力分布云圖

圖4　Y正方向15g加速度下的Mises應力分布云圖

圖5　Y負方向15g加速度下的Mises應力分布云圖

圖6　±Z方向15g加速度下的Mises應力分布云圖

(2)空調(diào)壓縮機支架疲勞分析結果

圖7是空調(diào)壓縮機支架安全系數(shù)，最小安全系數(shù)為1.13，大于標準值1.1，滿足要求。除去螺栓加載位置外，最小安全系數(shù)為1.5，位置為圖7中橢圓標記處。

圖7　疲勞安全系數(shù)

2.3接觸滑移分析結果

圖8顯示的是接觸面的滑移量，最大值為7.129 μm，在評價標準值4～10 μm內(nèi)，滿足標準要求。

圖8　接觸面滑移量云圖

3　結論

(1)通過模態(tài)分析，得到空調(diào)壓縮機支架的一階模態(tài)固有頻率為258.18 Hz，是f2的1.36倍，滿足評價指標。

(2)強度分析顯示：除螺栓加載位置外，其他位置應力都小于材料的屈服極限150 MPa，應力滿足強度指標。

(3)疲勞分析顯示：最小安全系數(shù)為1.13，大于標準值1.1，滿足標準要求。

(4)接觸面滑移量分析顯示：最大接觸滑移量為7.129 μm，在標準值4～10 μm內(nèi)，滿足標準要求。

以上結論表明：該支架結構設計合理，能夠滿足使用要求。

【1】陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2002.

【2】唐燕輝.發(fā)動機附件支架有限元分析及結構優(yōu)化設計[D].南京：南京理工大學，2012.

Finite Element Analysis on Air Conditioning Compressor Bracket

LI Ziqiang1, WANG Hui2

(1.Anhui Jianghuai Automobile Co,.Ltd., Hefei Auhui 230601,China;2.Beijing Polytechnic College, Beijing 100042,China)

A finite element analysis was done to a air conditioning compressor bracket of a certain engine by using ABAQUS. The analysis work included model analysis, strength and fatigue analyses, interface slippage analysis.The results show that all of the calculation values meet the evaluation standard. It indicates that the designed bracket is rational and it can meet the use requirements.

Air conditioning compressor bracket; Modal analysis; Strength analysis; Fatigue analysis; Slippage analysis

2016-06-02

2016年北京工業(yè)職業(yè)技術學院重點科研課題(bgzykyz201602)

李自強,男，碩士，工程師，專業(yè)方向為熱能與動力工程。E-mail:ziqiang_li2003@sina.com。

U463.85+1

A

1674-1986(2016)08-010-05