汽車(chē)空調(diào)低壓管路流固耦合振動(dòng)特性分析

趙 勤， 黃云偉， 徐中明， 賀巖松， 張志飛

(1. 重慶大學(xué) 汽車(chē)工程學(xué)院，重慶 400044； 2. 重慶長(zhǎng)安汽車(chē)股份有限公司，重慶 400023)

管路系統(tǒng)作為汽車(chē)空調(diào)總成的重要組成部分，承擔(dān)著輸送制冷劑、保障空調(diào)正常運(yùn)行的作用。汽車(chē)空調(diào)管路具有直徑小、管壁薄、質(zhì)量輕及支撐簡(jiǎn)單等特點(diǎn)，這些特點(diǎn)決定了管路系統(tǒng)剛度小，質(zhì)量分布不均，使得管路很容易引發(fā)劇烈的振動(dòng)進(jìn)而產(chǎn)生噪聲，甚至導(dǎo)致管道結(jié)構(gòu)破損，引發(fā)安全事故[1-2]。因此，有必要分析汽車(chē)空調(diào)配管的振動(dòng)特性從而控制其振動(dòng)。

在空調(diào)管路振動(dòng)方面，Okutsu[3]對(duì)空調(diào)管路系統(tǒng)的振動(dòng)機(jī)理進(jìn)行了分析，計(jì)算了不同直徑管路的固有頻率和應(yīng)力變形，以壓縮機(jī)工作時(shí)的扭轉(zhuǎn)位移為激勵(lì)，分析了空調(diào)管路的振動(dòng)響應(yīng)特性。Loh等[4]分析了空調(diào)管道端部彈性支撐特性，通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元模型。Li等[5]對(duì)室外機(jī)管道系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析和諧波分析，并在仿真分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。張曉偉等[6-7]對(duì)空調(diào)管路系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析，分析了壁厚、阻尼層和安裝位置對(duì)管路固有頻率和振型的影響。Wijaya等[8]利用有限元法和試驗(yàn)方法分析了汽車(chē)空調(diào)軟管總成的動(dòng)態(tài)變形特性。Han等[9]通過(guò)有限元法分析了管道系統(tǒng)的固有頻率、頻率響應(yīng)和振動(dòng)加速度水平(vibration acceleration levels,VALs)，并進(jìn)行了振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證，對(duì)汽車(chē)空調(diào)用五層加筋膠管的減振特性進(jìn)行參數(shù)化分析，包括膠管硬度和固定支架材料類(lèi)型。以上對(duì)空調(diào)管路的研究主要從管道自身結(jié)構(gòu)和外部激勵(lì)出發(fā)，沒(méi)有考慮管內(nèi)制冷劑對(duì)管路振動(dòng)特性的影響。

在管路流固耦合方面，Sreejith等[10]針對(duì)高速高壓流體管道的振動(dòng)問(wèn)題，以流速為變量，利用有限元法分析了管道的流固耦合振動(dòng)響應(yīng)。李云東等[11]采用數(shù)值法討論流體參數(shù)對(duì)懸臂管道的動(dòng)力學(xué)影響。朱晨光等[12]通過(guò)建立功能梯度輸流管的非線性振動(dòng)方程證明流體的存在對(duì)管道振動(dòng)的重要影響。Lee等[13]從理論上推導(dǎo)脈動(dòng)流體在管道中產(chǎn)生流體力的計(jì)算公式，并通過(guò)試驗(yàn)證明了考慮流體激勵(lì)后的振動(dòng)響應(yīng)預(yù)測(cè)更為準(zhǔn)確。此外，王乙坤等[14-16]對(duì)懸臂管、簡(jiǎn)支輸液管和周期性輸流管進(jìn)行了大量非線性系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和振動(dòng)控制研究。同時(shí)Wu等[17]提出了一種基于結(jié)構(gòu)網(wǎng)格的流固耦合方法研究壓縮機(jī)管路結(jié)構(gòu)與管內(nèi)氣流相互作用下的振動(dòng)問(wèn)題，發(fā)現(xiàn)壓力波動(dòng)會(huì)與管道固有頻率耦合進(jìn)而引發(fā)管路振動(dòng)。研究均表明在載流管道的振動(dòng)特性中，有必要考慮流體與管道的流固耦合作用。

汽車(chē)空調(diào)管路由于安裝空間的限制，通常在系統(tǒng)中連接橡膠管來(lái)改變管路的走向，導(dǎo)致整體結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。本文以某型汽車(chē)空調(diào)低壓管路系統(tǒng)為對(duì)象，將流固耦合的方法運(yùn)用到實(shí)際結(jié)構(gòu)中，研究管路在制冷劑作用下的流固耦合振動(dòng)特性，分析其影響因素，為指導(dǎo)實(shí)際工程設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 管路模態(tài)分析與驗(yàn)證

1.1 空調(diào)低壓管路

建立空調(diào)低壓管路三維模型，如圖1所示。低壓管路系統(tǒng)主要由鋁管、橡膠管、消音器、安裝支座及隔振橡膠等組成，鋁管、消音器和安裝支座均為鋁合金，橡膠管主體為三元乙丙橡膠材料(ethylene propylene diene monomer,EPDM)，內(nèi)含聚酯纖維編織層(polyethylene terephthalate,PET)，各材料具體參數(shù)如表1所示，本構(gòu)關(guān)系為線彈性模型。低壓鋁管的內(nèi)徑為13 mm，外徑為16 mm；橡膠管厚度為3.5 mm。管道左端連接蒸發(fā)器出口，右端連接壓縮機(jī)入口。

圖1 空調(diào)低壓管路三維模型Fig.1 Three dimensional model of air conditioning low pressure pipeline

表1 空調(diào)管路材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of air conditioning pipeline

1.2 橡膠管2模態(tài)分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

汽車(chē)空調(diào)橡膠管是具有多層結(jié)構(gòu)的細(xì)長(zhǎng)柔性管，主要由兩層橡膠和一層聚酯纖維編織層組成，PET編織層的主要作用是防止管路在內(nèi)部壓力作用下發(fā)生過(guò)度徑向膨脹，橡膠管具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。為保證分析的可靠性，將橡膠管進(jìn)行分層建模，選取橡膠管2以及相連的兩段鋁管進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證。

圖2 橡膠管結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of rubber hose

橡膠管模態(tài)試驗(yàn)分析采用LMS SCR02型16通道數(shù)據(jù)采集器和LMS Testlab模態(tài)測(cè)試軟件，試驗(yàn)方法為移動(dòng)加速度計(jì)法，傳感器類(lèi)型為BK 4524B三軸加速度傳感器。模態(tài)試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖3所示，在管道軸向上選取了7個(gè)測(cè)試點(diǎn)測(cè)量結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)，得到頻率響應(yīng)函數(shù)如圖4所示。

圖3 模態(tài)試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)圖Fig.3 Field diagram of modal test

圖4 橡膠管頻率響應(yīng)函數(shù)Fig.4 Frequency response function of rubber hose

對(duì)橡膠管2及相連的兩段鋁管進(jìn)行有限元建模，邊界條件與模態(tài)試驗(yàn)一致，模態(tài)仿真和試驗(yàn)結(jié)果如表2和圖5所示。結(jié)果表明有限元計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果吻合較好，固有頻率誤差在9%以?xún)?nèi)，最大相對(duì)誤差為8.75%，并且模態(tài)振型也基本一致。證明了橡膠管建模方法的可行性與準(zhǔn)確性。

表2 橡膠管固有頻率對(duì)比Tab.2 Comparison of natural frequency of rubber hose

圖5 橡膠管模態(tài)振型對(duì)比Fig.5 Comparison of nature vibration modes of rubber hose

1.3 低壓管路模態(tài)仿真分析

建立整個(gè)低壓管路有限元模型，對(duì)安裝支座內(nèi)圓面和管道兩個(gè)端面進(jìn)行固定約束，采用子空間法對(duì)空調(diào)管路進(jìn)行約束模態(tài)求解，提取得到前14階模態(tài)參數(shù)，固有頻率如表3所示。

表3 空調(diào)管路固有頻率Tab.3 Natural frequency of air conditioning pipeline

由表3可知，管路前6階固有頻率小于100 Hz，表現(xiàn)出低頻振動(dòng)的特點(diǎn)，管路很容易在外界激勵(lì)下引起共振?？照{(diào)低壓管路前4階模態(tài)振型，如圖6所示。圖6中：1階振型表現(xiàn)為橡膠管2在X方向的擺動(dòng)；2階振型為橡膠管2沿Y方向的一階彎曲；3階振型為橡膠管2沿X方向的2階彎曲;4階振型為橡膠管1在Z方向上的擺動(dòng)和橡膠管2沿X方向的2階彎曲。在低頻激勵(lì)下，空調(diào)低壓管路系統(tǒng)的振動(dòng)主要體現(xiàn)在橡膠管上，尤其是橡膠管2，這是由于橡膠管自身材料偏軟和橡膠管2具有較小的曲率半徑所引起的。

圖6 管路模態(tài)振型Fig.6 The natural vibration modes of pipeline

2 流體動(dòng)力學(xué)分析

汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)工作時(shí)，在壓縮機(jī)的吸排氣作用下制冷劑在管路內(nèi)循環(huán)流動(dòng)，流體的壓力和內(nèi)部沖擊會(huì)導(dǎo)致管路系統(tǒng)的振動(dòng)，對(duì)流體區(qū)域進(jìn)行流體動(dòng)力學(xué)求解，分析內(nèi)部流動(dòng)情況，進(jìn)一步分析流體和管路的相互作用。

2.1 流體網(wǎng)格劃分

提取低壓管路內(nèi)部流道，建立流體動(dòng)力學(xué)模型，流體網(wǎng)格單元為四面體，單元類(lèi)型為Fluid30，為了獲得準(zhǔn)確的流場(chǎng)特性和壁面壓力，進(jìn)行邊界層網(wǎng)格劃分，第一層網(wǎng)格厚度為0.026 mm，增長(zhǎng)率為1.2，總層數(shù)為5層。流體網(wǎng)格對(duì)流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果影響較大[18]，為了保證計(jì)算的精度以及協(xié)調(diào)計(jì)算時(shí)間，對(duì)出口流量和出口平均流速進(jìn)行監(jiān)測(cè)，得到不同單元尺寸下的流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果，如表4所示。

表4 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.4 Grid independence verification

從表4中可知，1 mm和2 mm網(wǎng)格單元尺寸下流場(chǎng)的出口流量和出口平均速度已經(jīng)基本穩(wěn)定，差值均小于0.2%，滿(mǎn)足網(wǎng)格無(wú)關(guān)性的要求，為了減少計(jì)算時(shí)間，網(wǎng)格單元尺寸選擇2 mm，最終生成的網(wǎng)格數(shù)約為50萬(wàn)，流體網(wǎng)格模型如圖7所示。

圖7 流體網(wǎng)格模型Fig.7 Fluid mesh model

2.2 邊界條件和物理?xiàng)l件設(shè)置

汽車(chē)空調(diào)低壓管道左端連接蒸發(fā)器出口，設(shè)為質(zhì)量流量入口，根據(jù)實(shí)車(chē)臺(tái)架測(cè)試得到制冷劑質(zhì)量流量為0.036 kg/s。管路右端連接壓縮機(jī)入口，由于壓縮機(jī)間歇性的吸氣與排氣，管道內(nèi)的制冷劑速度和壓力也會(huì)產(chǎn)生周期性的變化?？照{(diào)低壓管內(nèi)的壓力平均值為0.2 MPa，壓縮機(jī)的最大壓力不均勻度為5%，由式(1)可以求得壓力脈動(dòng)幅值ΔP=0.005 MPa。

(1)

式中：δ為壓力不均勻度；Pmax為最大壓力值;Pmin為最小壓力值;P0為壓力平均值。

非定常壓力值記為P(t)，設(shè)其為關(guān)于時(shí)間的正弦函數(shù)，表達(dá)式為

p(t)=p0+Δpsin(2πft)

(2)

式中：P0為平均壓力值；ΔP為壓力脈動(dòng)幅值；f為氣流脈動(dòng)頻率，可由式(3)進(jìn)行計(jì)算。

(3)

式中：n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速；i為壓縮機(jī)葉片數(shù)量。

通過(guò)用戶(hù)自定義函數(shù)(user defined function，UDF)進(jìn)行編輯，得到出口(即壓縮機(jī)入口)壓力脈動(dòng)函數(shù)曲線，如圖8所示。

圖8 出口壓力邊界示意圖Fig.8 Schematic diagram of outlet pressure boundary

制冷劑種類(lèi)為R134a，密度為14.457 kg/m3，動(dòng)力黏度為1.09×10-5Pa。管內(nèi)流動(dòng)雷諾數(shù)Re為1.96×104，為典型的湍流流動(dòng)，湍流模型選用Realizablek-ε模型，采用Coupled耦合求解算法，空間離散采用First/Second Order Upwind格式[19]。

2.3 流動(dòng)特性分析

流體動(dòng)力學(xué)分析得到管內(nèi)流動(dòng)情況和壁面壓力，分別如圖9和圖10所示。從流動(dòng)速度矢量云圖可知(見(jiàn)圖9)，直管段的流體速度較為穩(wěn)定，而在管路的彎頭處出現(xiàn)明顯的加速，最大流速達(dá)到26.63 m/s，特別是外壁面受到較大的流體沖擊，這也是流體引發(fā)管道振動(dòng)的主要原因；橡膠管段由于直徑增大流體速度得到一定程度的減??；消音器的擴(kuò)張效應(yīng)使得流體速度大幅減小，并出現(xiàn)部分回流現(xiàn)象，流動(dòng)狀態(tài)較為紊亂。從壁面壓力云圖可知(見(jiàn)圖10)，平均壓力在0.2 MPa左右，最大壓力出現(xiàn)在入口段，在流體作用下彎頭外側(cè)壓力高于內(nèi)側(cè)，由于壓力損失的存在，出口段的壓力略低于入口段。

圖9 流體速度矢量云圖Fig.9 Vector contour of fluid velocity

圖10 壁面壓力云圖Fig.10 Contour of wall pressure

3 流固耦合振動(dòng)特性分析

流固耦合問(wèn)題分為直接求解法和分離求解法，在實(shí)際工程應(yīng)用中通常采用分離求解法。流體區(qū)域與固體區(qū)域之間通過(guò)流固耦合(fluid structure interface,FSI)交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)的傳遞，需要滿(mǎn)足基本的守恒定律，即交界面處的熱流量、溫度、位移、應(yīng)力等參數(shù)相等[20]。

(4)

式中：q為熱流量；T為溫度；d為位移；τ為應(yīng)力；n為方向余弦；f為流體域；s為固體域。

3.1 流體激勵(lì)預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析

空調(diào)低壓管路內(nèi)部充滿(mǎn)氣態(tài)R134a制冷劑，制冷劑的流動(dòng)和壓力會(huì)對(duì)管路內(nèi)壁產(chǎn)生沖擊。通過(guò)流體動(dòng)力學(xué)分析獲取流體表面壓力，然后通過(guò)FSI進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞，進(jìn)行制冷劑壓力下的管路靜力學(xué)和預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，仿真結(jié)果如表5所示。從表5可知，在考慮制冷劑對(duì)管路的沖擊和壓力后，各階固有頻率明顯提高，最大變化率發(fā)生在第1階固有頻率處，為43.83%，這是因?yàn)樵诹黧w作用下加入了預(yù)應(yīng)力剛度矩陣，使得管路結(jié)構(gòu)等效剛度增大，并且等效剛度的變化大于管路質(zhì)量的變化。因此，在空調(diào)管路的結(jié)構(gòu)振動(dòng)分析中，應(yīng)當(dāng)考慮內(nèi)部流體作用對(duì)管道固有頻率的影響。相比之下各階模態(tài)振型變化不大。

表5 固有頻率對(duì)比Tab.5 Comparison of nature frequency

3.2 流體激勵(lì)諧響應(yīng)分析

為進(jìn)一步分析管路在制冷劑沖擊和壓力作用下的振動(dòng)特性，進(jìn)行了空調(diào)低壓管路的諧響應(yīng)分析。分析方法選用基于流固耦合模態(tài)分析結(jié)果的模態(tài)疊加法，激振幅值為0.2 MPa，分析頻率帶寬為0～200 Hz，包括了管路前14階固有頻率；管路阻尼比為0.03，該值廣泛用于流固耦合系統(tǒng)和包含橡膠件的結(jié)構(gòu)振動(dòng)系統(tǒng)。由于橡膠管材料比鋁管更軟，在制冷劑的壓力作用下更容易發(fā)生變形和劇烈的結(jié)構(gòu)振動(dòng)，因此提取橡膠管1和橡膠管2的頻率響應(yīng)曲線，如圖11和圖12所示。

圖11 橡膠管1振動(dòng)特性頻率響應(yīng)曲線Fig.11 Vibration characteristic frequency response curve of rubber hose 1

從圖11可知，在考慮流固耦合作用后，橡膠管1在管路的第5階固有頻率(91.66 Hz)附近發(fā)生了明顯的結(jié)構(gòu)共振現(xiàn)象，Y方向的振動(dòng)位移最大為4.18 mm，其次是Z方向?yàn)?.82 mm，X方向?yàn)?.09 mm。由圖12可知,橡膠管2的振動(dòng)主要發(fā)生在第2階固有頻率(46.41 Hz)附近，具體表現(xiàn)為Y方向上的振動(dòng)位移達(dá)到8.74 mm，其次是Z方向?yàn)?.43 mm，X方向?yàn)?.22 mm。結(jié)果表明：當(dāng)激勵(lì)頻率在第2階和第5階固有頻率附近時(shí)，管路會(huì)發(fā)生劇烈的結(jié)構(gòu)共振現(xiàn)象，在工作中應(yīng)使激勵(lì)頻率盡量遠(yuǎn)離這兩階固有頻率；橡膠管1在X和Y方向上的振動(dòng)特性比較明顯，而橡膠管2的振動(dòng)主要體現(xiàn)在Y方向上，這與管路的走向和制冷劑的流動(dòng)方向有關(guān)，在管路系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化中可以考慮增加Y方向上的約束條件，減小振動(dòng)；同時(shí)，橡膠管2與橡膠管1相比振動(dòng)更加劇烈，這是由于橡膠管2的管長(zhǎng)更大，并且具有更小的曲率半徑。因此，在進(jìn)行空調(diào)管路的設(shè)計(jì)與布置時(shí)，應(yīng)當(dāng)充分考慮管路的長(zhǎng)度以及走向，合理增大曲率半徑。

圖12 橡膠管2振動(dòng)特性頻率響應(yīng)曲線Fig.12 Vibration characteristic frequency response curve of rubber hose 2

3.3 脈動(dòng)頻率對(duì)管路流固耦合振動(dòng)的影響

汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)工作時(shí)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速隨著發(fā)動(dòng)機(jī)工況的改變也會(huì)發(fā)生動(dòng)態(tài)變化。為了分析壓縮機(jī)不同工作頻率下的制冷劑流動(dòng)狀態(tài)和管路振動(dòng)特性，壓縮機(jī)實(shí)際工作轉(zhuǎn)速800 r/min,1 200 r/min和1 500 r/min時(shí)，由式(3)可求得對(duì)應(yīng)流體脈動(dòng)頻率分別為66.67 Hz，100 Hz和125 Hz，分別進(jìn)行流固耦合動(dòng)態(tài)仿真。在流固耦合交界面上布置監(jiān)測(cè)點(diǎn)得到特征點(diǎn)壓力時(shí)間歷程曲線，如圖13所示。并提取管道振動(dòng)響應(yīng)，如圖14所示。

圖13 特征點(diǎn)壁面壓力圖(66.67 Hz)Fig.13 Wall pressure diagram of characteristic points(66.67 Hz)

圖14 管道流固耦合振動(dòng)位移結(jié)果(66.67 Hz)Fig.14 Displacement results of fluid structure interaction vibration of pipeline(66.67 Hz)

從圖13中可知，隨著壓縮機(jī)周期性的吸排氣，管道特征點(diǎn)的壁面壓力也整體表現(xiàn)出周期性的波動(dòng)，且脈動(dòng)頻率與壓縮機(jī)工作頻率一致。在靠近蒸發(fā)器端，管道壁面壓力最大，在靠近壓縮機(jī)端時(shí)，壓力值降為最小，這與前面制冷劑流動(dòng)特性分析結(jié)果一致，由于流動(dòng)過(guò)程中壓力損失的存在，管道壁面壓力呈現(xiàn)出整體下降的趨勢(shì)，但是壓力脈動(dòng)規(guī)律不變。

從圖14可知，橡膠管1的最大振動(dòng)位移為10.816 mm，由于橡膠管1遠(yuǎn)離壓縮機(jī)，整體位移表現(xiàn)為衰減趨勢(shì)，并在0.08 s后趨于穩(wěn)定，平均值為5.53 mm。而靠近壓縮機(jī)的橡膠管2振動(dòng)表現(xiàn)得非常明顯，整體表現(xiàn)為周期性的位移波動(dòng)，峰值位移達(dá)到371.13 mm，位移均值為196.75 mm。表明在壓縮機(jī)的周期性壓力脈動(dòng)下，空調(diào)管道的振動(dòng)響應(yīng)表現(xiàn)出不同的特點(diǎn)，相比之下橡膠管2的振動(dòng)更加明顯和劇烈，原因主要有兩點(diǎn)：①橡膠管1離壓縮機(jī)較遠(yuǎn)，而橡膠管2靠近壓縮機(jī)，更容易受到壓縮機(jī)的脈動(dòng)激勵(lì)影響，因而表現(xiàn)出較強(qiáng)的周期振動(dòng)特性；②橡膠管2比橡膠管1的管長(zhǎng)更長(zhǎng)，兩側(cè)的安裝支撐更遠(yuǎn)，所以在內(nèi)部制冷劑的沖擊下振動(dòng)更加劇烈。

為了分析壓縮機(jī)工作頻率對(duì)管道振動(dòng)特性的影響，提取了不同脈動(dòng)頻率下管道的應(yīng)力響應(yīng)，如圖15所示。從圖15可知，流體脈動(dòng)頻率對(duì)管道應(yīng)力有著直接的影響，隨著脈動(dòng)頻率的增大，管道應(yīng)力均呈現(xiàn)上升的趨勢(shì)，并且連接壓縮機(jī)的管道應(yīng)力明顯大于其他管道。因此在空調(diào)管路的結(jié)構(gòu)分析中，不能忽略制冷劑壓力脈動(dòng)對(duì)管路的振動(dòng)響應(yīng)影響，此外，壓縮機(jī)附近的管道應(yīng)當(dāng)是重點(diǎn)分析的對(duì)象。

圖15 不同脈動(dòng)頻率管路應(yīng)力響應(yīng)Fig.15 Stress response of pipeline with different pulsating frequency

3.4 橡膠管硬度對(duì)管路流固耦合振動(dòng)的影響

橡膠管的結(jié)構(gòu)布置對(duì)汽車(chē)空調(diào)管路的振動(dòng)特性有著重要影響，同時(shí)橡膠管的硬度也是影響管路振動(dòng)重要因素。橡膠管為多層復(fù)合結(jié)構(gòu)，其硬度受中間PET編織層的材料性能影響較大，因此以PET的楊氏模量為變量，分析管路在不同橡膠管硬度下的流固耦合振動(dòng)特性。

不同PET楊氏模量下橡膠管的位移振動(dòng)情況，如圖16所示。從圖16可知，橡膠管硬度對(duì)管路的流固耦合振動(dòng)特性有著重要的影響，隨著PET楊氏模量的增加，管路的振動(dòng)位移出現(xiàn)明顯下降的趨勢(shì)，通過(guò)改變橡膠管的硬度可以實(shí)現(xiàn)管路振動(dòng)性能的優(yōu)化。

圖16 橡膠管硬度對(duì)管路振動(dòng)的影響Fig.16 Influence of hardness of rubber hose on pipeline vibration

4 結(jié) 論

建立了某型汽車(chē)空調(diào)低壓管路模型和制冷劑流體模型，采用流固耦合分析方法對(duì)管路進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析和流場(chǎng)特性分析，主要結(jié)論如下：

(1)汽車(chē)空調(diào)管路表現(xiàn)為低頻振動(dòng)特點(diǎn)，主要振型發(fā)生在橡膠管上；在考慮流固耦合作用后，管路固有頻率增加。

(2)流體壓力脈動(dòng)會(huì)與管路產(chǎn)生較強(qiáng)的耦合作用，特別是空調(diào)橡膠管的振動(dòng)更加明顯，靠近壓縮機(jī)的橡膠管表現(xiàn)出周期性的振動(dòng)，遠(yuǎn)離壓縮機(jī)的橡膠管振動(dòng)響應(yīng)逐漸衰減。

(3)在空調(diào)管路的流固耦合分析中，不能忽略流體脈動(dòng)頻率的影響，流體脈動(dòng)頻率越高，管路應(yīng)力越大，且連接壓縮機(jī)的管道應(yīng)力最大。

(4)橡膠管硬度對(duì)汽車(chē)空調(diào)管路流固耦合振動(dòng)特性有較大影響，管路的振動(dòng)位移隨著橡膠管的硬度增加而減小。