輕量化方艙空調機支架結構強度及模態(tài)分析*

楊 雷，夏 磊，吳 博，梁 琰

(1.南京天海通信有限公司，江蘇 南京 210012；2.中央軍委裝備發(fā)展部軍事代表局駐鄭州地區(qū)軍事代表室，河南 鄭州 450000)

空調作為調節(jié)方艙內空氣溫度、濕度、流動速度和壓力的主要設備，已經(jīng)成為現(xiàn)代化方艙不可或缺的配置[1]。常見的方艙所用空調多為整體式空調，空調機固定在采用槽鋼和角鋼焊接的支架上，再通過鉚接或者螺接安裝在方艙外部前艙板上方。車輛在行進過程中空調機支架將承受各種復雜的載荷，因此空調機固定支架設計的優(yōu)劣，是直接決定后續(xù)空調機正常工作的關鍵因素[2-3]。

在傳統(tǒng)支架類結構件設計中，通常通過結構力學分析計算，計算精度難以保證且準確度不高，在設計中容易造成質量冗余或削弱。有限元分析方法的引入能夠有效解決復雜結構的邊界條件設置與受力加載問題，同時，分析支架模態(tài)頻率范圍，避免產(chǎn)生共振現(xiàn)象，從而得到較為可靠的支架結構單元[4]。

1 空調機支架有限元模型前處理

1.1 空調機支架結構設計及建模

本文所研究某型輕量化電子方艙，主要用于裝載軍事電子設備和人員，并提供所需要的工作條件和環(huán)境防護。該方艙所采用空調為整體式空調，安裝在前艙板上部，空調外形尺寸(長×寬×高)為850 mm×460 mm×525 mm，質量為95 kg。為了在整艙經(jīng)濟性和技術先進性之間尋求最佳平衡點，實現(xiàn)方艙整體輕量化最高性價比，在綜合分析技術指標的基礎上，充分挖掘行業(yè)內外輕量化新技術、新材料、新工藝，充分運用創(chuàng)新性設計、可靠性設計。

在保證強度的基礎上減輕支架重量，并合理地布置斜撐以保證剛度?？照{機支架為框架式結構，外形尺寸(長×寬×高)為1 060 mm×640 mm×660 mm。支架各部位均采用L形型材通過螺栓緊固聯(lián)接；空調安裝底部受力部位設置2根縱撐，上部2根縱撐，保證空調滿足車載安裝的要求。該空調機支架的三維模型如圖1所示，該空調機支架安裝示意圖如圖2所示?？照{底部通過螺栓與安裝架固定，安裝架通過鉚釘與艙壁鉚接固定，空調機與支架以及支架與艙板立面縫隙之間均設有隔震橡膠墊起緩沖減震作用。本文中所有L形型材均采用鎂合金材料制作，整體質量較輕，為11.7 kg。

對比所有工程合金金屬，鎂合金的密度僅為鋁合金的2/3，強度僅次于鈦合金，剛度則為最高[5]。鎂及鎂合金在相同的載荷下比其他金屬材料消耗更多的變形功，是阻尼性能最好的結構材料，有較好的隔振性能，可控制噪聲和增強結構穩(wěn)定性[6]。在彈性范圍內，鎂合金受到?jīng)_擊載荷時，吸收的能量比鋁合金件大，具有良好的抗震減噪性能。在相同載荷下，減振性是鋁的100倍，是鈦合金的300～500倍[7-8]。

1.2 幾何模型清理及網(wǎng)格劃分

在本研究中主要對空調機支架進行有限元仿真，分析校核空調系統(tǒng)在垂向沖擊、制動、加速及轉彎工況安裝連接結構強度，考察空調系統(tǒng)模態(tài)特性。將空調機支架三維模型導入HyperMesh軟件后，經(jīng)過抽取中面、幾何清理后再進行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格的疏密度和數(shù)量會對計算時長和計算精度產(chǎn)生影響，應根據(jù)承載特點和結構特征合理劃分[9-10]。

在幾何清理過程中去除緊固件幾何特征，去除安裝件的局部開孔特征，去除較小的面圓角、邊圓角等過渡變化特征，改為直角特征。在進行網(wǎng)格劃分時，分別將長寬比和翹曲角控制在5∶1和60°以內，雅克比率>0.8。根據(jù)不同部位的結構特征制定相應的網(wǎng)格劃分方法，頂棚和型材抽取中面后采用shell單元quads4劃分，空調與橡膠墊采用solid單元hex8劃分，對于不規(guī)則部位則采用tria3和penta6過渡進行劃分。單元大小空調以30為主，其余部分以5為主，最終所得到網(wǎng)格的節(jié)點數(shù)量為129 283，單元數(shù)量為123 300，有限元模型如圖3所示。

1.3 參數(shù)及邊界條件設置

該空調機支架材料的主要性能參數(shù)見表1。

表1 材料參數(shù)設置

通過靜強度分析與模態(tài)分析評估空調機支架在行車工況下安裝連接結構強度能否滿足強度要求，以及能否滿足振動動態(tài)特性要求[11]。在空調機支架與艙壁安裝側設置固定約束，并根據(jù)行車工況在質心處施加不同方向與不同數(shù)量級的載荷P，空調機支架約束及承載狀態(tài)如圖4所示。

2 空調機支架結構強度及模態(tài)分析

2.1 空調機支架結構強度分析

在靜強度分析中主要考慮空調機支架在行車過程中遇到垂向沖擊、加速、制動及轉彎工況時對結構強度的影響，4種工況的載荷施加過程分別如圖5a～圖5d所示。

在垂向沖擊工況中，沿-X向施加3.5g載荷；在加速工況中，沿-X向施加1g載荷，沿Y向施加1g載荷；在制動工況中，沿-X向施加1g載荷，沿-Y向施加1g載荷；在轉彎工況中，沿-X向施加1g載荷，沿Z向施加1g載荷。

經(jīng)OptiStruct運算后得到空調機支架在垂向沖擊、加速、制動及轉彎等工況下的應力分布云圖分別如圖6a～圖6d所示。

經(jīng)過觀察得到如下結果。

1)垂向沖擊工況下：空調機支架下縱梁支架最大應力σmax=184.5 MPa，大于鎂合金型材材料屈服強度155 MPa，但這是由于數(shù)值奇異造成的，可不考慮；其他單元應力均小于6063鋁管及鎂合金型材材料屈服強度，支架強度滿足要求。

2)制動工況下：空調機支架上縱梁支架最大應力σmax=58.8 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強度，支架強度滿足要求。

3)加速工況下，空調機支架下縱梁支架最大應力σmax=67.1 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強度，支架強度滿足要求。

4)轉向工況下，空調機支架下縱梁支架最大應力σmax=38.0 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強度，支架強度滿足要求。

2.2 空調機支架模態(tài)分析

由方艙壁板及一般支架類安裝件的振動特性分析可知，在車輛行進時，空調機支架有發(fā)生共振的可能，從而產(chǎn)生噪聲甚至發(fā)生結構破壞，需要對空調機支架進行結構模態(tài)分析[12]。空調機支架約束模態(tài)頻率見表2。

表2 空調機支架約束模態(tài)頻率

空調機支架前兩階模態(tài)振型云圖如圖7所示?？照{機支架約束模態(tài)第1階模態(tài)頻率為19.4 Hz，第2階模態(tài)垂向振動頻率為22.2 Hz，振型均為橫向擺動和垂向擺動疊加后的復合振型。在本研究中主要分析垂向路面激勵的影響，考慮結構固支及振動測試PSD譜幅值特性，尤其建議整體垂向擺動頻率不低于25 Hz，支架振動模態(tài)特性不能滿足要求。從模態(tài)振型云圖中可以看出，該空調機支架在振動過程中振幅波動范圍最大的部位均在縱撐處，該部位直接與空調機連接，是主要承載部位，在后續(xù)優(yōu)化中可對此處結構強度進行加強。

2.3 空調機支架結構優(yōu)化

根據(jù)約束模態(tài)分析的結果對空調機支架進行優(yōu)化設計，該支架優(yōu)化方案三維模型如圖8所示。將支架4根縱撐由L形鎂合金型材更換為矩形鋁合金型材，一方面，通過改變型材結構能夠提高縱撐的彎曲強度和扭轉強度；另一方面，將鎂合金材料轉換為鋁合金材料，能夠提高材料的彈性模量和屈服強度，從而改變縱撐的固有模態(tài)頻率。所更換矩形型材材料為6063鋁合金，彈性模量為7.0×104MPa，屈服強度為170 MPa。

將空調機支架的優(yōu)化模型重新導入HyperMesh中進行模態(tài)分析后，所得到的前5階模態(tài)頻率見表3。

表3 空調機支架優(yōu)化方案約束模態(tài)頻率

空調機支架優(yōu)化方案前兩階模態(tài)振型云圖如圖9所示。空調機支架經(jīng)過優(yōu)化后約束模態(tài)第1階模態(tài)頻率為22.2 Hz，振型為橫向振動。在本研究中主要分析垂向路面激勵的影響，第2階模態(tài)垂向振動頻率為28.3 Hz，大于25 Hz，優(yōu)化方案支架振動模態(tài)特性滿足要求。

3 結語

本文建立了某型輕量化方艙空調機支架的三維模型，通過有限元軟件HyperMesh對行車過程中遇到垂向沖擊、加速、制動及轉彎等工況時空調機支架的結構強度進行了數(shù)值模擬，并分析了該支架在約束狀態(tài)下的模態(tài)頻率。結果表明，在4種工況下，該空調機支架均能滿足強度要求，但是振動模態(tài)特性不能滿足要求。根據(jù)模態(tài)分析結果對空調機結構進行了優(yōu)化設計，通過改變縱撐型材類型為矩形型材，材料改為6063鋁合金，改變了縱撐的固有模態(tài)頻率，強化了支架結構，最終使模態(tài)頻率達到設計要求。