某柴油機(jī)空調(diào)壓縮機(jī)支架仿真分析計(jì)算

時(shí)培偉，張 宇，袁 帥，亓宗磊，劉維娜

（濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東 濰坊261061）

0 引言

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的普及和不斷提高，CAE系統(tǒng)的功能和計(jì)算精度都有很大提升，各種基于產(chǎn)品數(shù)字建模的CAE系統(tǒng)應(yīng)運(yùn)而生，并已成為結(jié)構(gòu)分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的重要工具[1]。

在整車空調(diào)系統(tǒng)中，壓縮機(jī)作為其心臟部件，所產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲問題日益受到重視；文獻(xiàn)[2]對(duì)壓縮機(jī)振動(dòng)和噪聲的發(fā)生于傳播機(jī)理進(jìn)行了詳細(xì)的論述；文獻(xiàn)[3]闡述了如何利用頻譜分析技術(shù)識(shí)別壓縮機(jī)噪聲源的方法；而空調(diào)壓縮機(jī)支架作為柴油機(jī)中的關(guān)鍵部件，被用來固定空調(diào)壓縮機(jī)，并將其固定到發(fā)動(dòng)機(jī)上；因此，空調(diào)壓縮機(jī)支架不僅承受來自發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)源所傳遞過來的振動(dòng)，還承受空調(diào)壓縮機(jī)本身的振動(dòng)，并且還支撐空調(diào)壓縮機(jī)的重量及空調(diào)壓縮機(jī)皮帶載荷，其設(shè)計(jì)優(yōu)劣直接就決定了整個(gè)壓縮機(jī)的使用性能。

本文利用強(qiáng)大的前處理軟件Hypermesh，對(duì)整個(gè)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，應(yīng)用ABAQUS進(jìn)行靜強(qiáng)度、模態(tài)、面壓滑移分析，為校驗(yàn)設(shè)計(jì)的可行性及其方案的改進(jìn)提供可靠依據(jù)。

1 有限元模型建立

1.1 空調(diào)壓縮機(jī)建模

空調(diào)壓縮機(jī)支架外形如圖1所示，材料為QT450，重量2.63 kg，其材料屬性如表1所示。

圖1 空調(diào)壓縮機(jī)支架

表1 空調(diào)壓縮機(jī)支架材料屬性表

通過Hypermesh前處理軟件，對(duì)有限元模型進(jìn)行了網(wǎng)格劃分[4]，齒輪室、支架、空調(diào)壓縮機(jī)、張緊輪均采用二階四面體單元，螺栓采用二階六面體單元，考察件空調(diào)壓縮機(jī)支架平均網(wǎng)格大小為3 mm，非考察件網(wǎng)格大小為4～5 mm，如圖2所示，整個(gè)有限元模型共有519 802個(gè)單元，132 651個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖2 有限元模型

1.2 載荷及邊界條件及載荷定義

邊界條件是為了獲得物理問題（各種微分方程）的唯一解，必須對(duì)計(jì)算邊界設(shè)定各種參數(shù)值[5]；邊界條件定義如圖3所示：模態(tài)計(jì)算時(shí)，不施加載荷；靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，施加螺栓預(yù)緊力（M8：24 000～28 750N，M10：34 000～39 000 N）、六向15 g靜力沖擊載荷，張緊輪與空調(diào)壓縮機(jī)皮帶輪施加皮帶力；模型接觸定義如圖4所示：模態(tài)計(jì)算時(shí)，各接觸面均采用Tie連接；應(yīng)力應(yīng)變計(jì)算時(shí)，空調(diào)壓縮機(jī)支架與齒輪室、輔助支架、螺栓帽等連接面采用摩擦接觸面定義，張緊輪與空調(diào)壓縮機(jī)皮帶輪采用coupling約束，其余接觸面采用Tie連接。

圖3 邊界條件定義

圖4 接觸定義

2 有限元計(jì)算機(jī)結(jié)果分析

2.1 模態(tài)分析

對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行計(jì)算，模態(tài)計(jì)算結(jié)果如表2所示：

表2 空調(diào)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)的前前四階約束模態(tài)頻率

空調(diào)壓縮機(jī)支架模態(tài)一階頻率數(shù)值為122.5 Hz，如圖 5～8所示，低于柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速（3 200 rpm）下點(diǎn)火激勵(lì)頻率的1.2倍，即128 Hz，模態(tài)不滿足要求。但鑒于柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速區(qū)間1 600～2 400 rpm，對(duì)應(yīng)激勵(lì)頻率為53.3～80 Hz，支架共振風(fēng)險(xiǎn)較小，因此建議在實(shí)際使用中驗(yàn)證。

圖5 一階約束模態(tài)振型圖（122.55Hz）

圖6 二階約束模態(tài)振型圖（242.05Hz）

圖7 三階約束模態(tài)振型圖（284.79Hz）

圖8 四階約束模態(tài)振型圖（365.73Hz）

2.2 靜強(qiáng)度分析

靜強(qiáng)度分析計(jì)算，施加最大螺栓預(yù)緊力，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)支架、齒輪室進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如表3、4所示。

表3 空調(diào)壓縮機(jī)支架在各向沖擊下的最大Mises應(yīng)力值

表4 齒輪室在各個(gè)方向沖擊下最大主應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

空調(diào)壓縮機(jī)支架在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大應(yīng)力值為95.03 MPa，低于所應(yīng)用材料QT450的屈服極限310 MPa，靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，如圖9所示。齒輪室在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大主應(yīng)力為114.46 MPa，低于材料HT250的抗拉強(qiáng)度極限250 MPa，強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，如圖10所示。

圖9 mise應(yīng)力分布云圖

圖10 主應(yīng)力分布云圖

2.3 面壓及滑移量分析

空調(diào)壓縮機(jī)支架與齒輪室之間通過螺栓連接，施加最小螺栓預(yù)緊力，對(duì)各接觸面進(jìn)行面壓、滑移量計(jì)算，在各向沖擊下支架接觸面面壓分布云圖如圖11、12所示。

圖11 面壓分布云圖

圖12 接觸面滑移量云圖

空調(diào)壓縮機(jī)支架與齒輪室接觸面，面壓連續(xù)無間斷，面壓滿足設(shè)計(jì)要求，如圖9所示。螺栓擰緊力矩作用下，齒輪室與支架接觸面滑移量最大值為0.007 967 mm，最大滑移量小于滑移量限值0.01 mm，滑移量滿足設(shè)計(jì)要求，如圖10所示。

3 結(jié)論

（1）應(yīng)用Hypermesh聯(lián)合Abaqus，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)、靜強(qiáng)度、面壓及滑移量校核計(jì)算，有限元計(jì)算結(jié)果表明：通過模態(tài)分析，空調(diào)壓縮機(jī)支架空調(diào)壓縮機(jī)支架在15 g靜載荷工況下，靜強(qiáng)度滿足強(qiáng)度要求，面壓連續(xù)且滑移量小，常用轉(zhuǎn)速下不會(huì)發(fā)生共振。

（2）空調(diào)壓縮機(jī)支架最大應(yīng)力出現(xiàn)點(diǎn)在齒輪室螺栓孔與壓縮機(jī)連接塊端部過渡處，不同沖擊載荷下，最大值出現(xiàn)的具體位置也不盡相同。

依據(jù)上述結(jié)論，就可以根據(jù)現(xiàn)實(shí)需要，進(jìn)一步研究空調(diào)壓縮機(jī)支架在實(shí)際運(yùn)動(dòng)過程中的受力、變形、疲勞損傷等內(nèi)在機(jī)理，為支架的最大應(yīng)力值、應(yīng)力集中等這些點(diǎn)布置傳感器提供了必要的幫助和依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

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