新能源汽車渦旋壓縮機殼體強度和配合面過盈量分析

胡順安，戈大偉，唐夢祎，郭華明

（1.常熟理工學院 汽車工程學院，江蘇 常熟 215500； 2.英華特渦旋技術有限公司，江蘇 常熟 215500）

1 引言

新能源汽車動力系統(tǒng)有別于燃油車，故其空調壓縮機驅動也由傳統(tǒng)的機械傳動方式改為電動傳動方式，但渦旋壓縮機的其他部件仍由殼體、動靜渦旋盤、機架等組成. 渦旋盤作為渦旋壓縮機的核心部件，其研究一直未停止. 譚清豹提出一種變徑型線渦旋盤可滿足新能源汽車對體積小、效率高、制冷量大的要求［1］. Yue X J等人則采用CFD方法對三渦旋真空泵進行流場分析［2］. 而杜桂榮［3］、周到［4］等人則將渦旋壓縮機殼體部件簡化成面體，采用有限元法進行分析. 但隨著計算機技術的發(fā)展以及汽車鋁合金輕量化材料的應用，新能源汽車渦旋壓縮機殼體目前已采用鑄造鋁合金進行輕量化設計，并可將渦旋壓縮機殼體數(shù)模直接導入計算機中進行實體分析，不用對數(shù)模進行過度簡化.

渦旋壓縮機殼體作為其他部件的支撐基礎，其設計強度和剛性直接影響其他部件的功能和性能. 根據(jù)汽車空調用電動壓縮機總成標準規(guī)定，其耐壓性（高、低壓側耐壓性，簡稱極限壓力工況）需滿足使用要求［5］.另外渦旋壓縮機在工作壓力工況下其應力需在材料屈服強度范圍內；且在工作壓力工況下，渦旋壓縮機殼體（中部）與機架之間的配合面應能始終保證過盈；最大過盈量造成的應力也需在渦旋壓縮機殼體強度的承受范圍內. 因此，需對極限壓力工況、工作壓力工況和最大過盈量情況下的渦旋壓縮機殼體強度進行分析. 在工作壓力工況下，殼體與機架配合面之間的最小過盈間隙也需進一步分析.

2 極限壓力工況分析

在極限壓力工況下，殼體高壓側承受8.3 MPa壓力，低壓側承受5.2 MPa壓力［5］. 另外，新能源汽車渦旋壓縮機一般采用臥式安裝方式，其約束和施力情況如圖1所示.

在極限壓力工況下，允許殼體發(fā)生塑性變形，但其應力不應超過材料的抗拉強度. 故可采用材料非線性方法對此殼體進行有限元分析. 殼體材料為鑄鋁A380，其屈服強度為150 MPa，抗拉強度為320 MPa，彈性模量為71 000 MPa，泊松比為0.33，延伸率為3.5%. 根據(jù)鑄鋁A380材料屬性，繪制其應力-應變曲線［6-7］如圖2所示.

將渦旋壓縮機殼體上端蓋網格設置為2 mm，殼體（中部）網格設置為3 mm，其他部分設置為6 mm. 采用四面體網格劃分，且壁厚層上至少分布3層網格.

采用非線性分析，打開大變形開關. 在極限壓力工況下，著重分析渦旋壓縮機殼體各部件的應力情況. 其求解結果如圖3、4、5所示.

圖1 極限壓力下渦旋壓縮機殼體約束和施力情況

圖2 鑄鋁A380應力-應變曲線

圖3 極限壓力工況端蓋應力分布

圖4 極限壓力工況殼體應力分布

圖5 極限壓力工況殼體下部應力分布

從圖3的應力云圖來看，機殼體上端蓋部分區(qū)域出現(xiàn)應力集中，需對該部位進行優(yōu)化. 對其三維進行分析，發(fā)現(xiàn)殼體上端蓋高壓側壁厚比其他部位薄1 mm. 因此通過增加拔模斜度和采用大倒圓角的方法使該處壁厚均勻過渡，并避免其應力過于集中. 改進后的機殼體上端蓋應力分布如圖6所示，除加強筋部分有應力集中現(xiàn)象外，其他部位應力在320 MPa內. 加強筋部位圓角仍需進一步加大，以減小圓角處的應力. 圖4中殼體最大應力為317 MPa，小于320 MPa. 圖5殼體下部應力分布云圖出現(xiàn)個別點應力奇異，可人為排除該點的影響，其他部分的應力都滿足設計要求.

圖6 極限壓力工況改進端蓋應力分布

3 工作壓力工況分析

該新能源汽車渦旋壓縮機內部的工作壓力為1.7 MPa，在此工況下，各零部件的應力需在鑄鋁A380屈服強度150 MPa以內，故可采用靜態(tài)結構力學進行有限元分析. 在分析過程中需要注意殼體（中部）與機架配合面（Φ104.8 mm直徑圓柱面）的變形情況，以便后續(xù)分析該部位配合間隙. 其約束和網格劃分同極限壓力工況，分析結果如圖7、8所示.

從圖7的應力云圖來看，渦旋壓縮機殼體的最大應力為138.5 MPa，小于150 MPa，故強度滿足設計要求. 從圖8的變形云圖來看，采用局部柱坐標系，以便計算殼體Φ104.8 mm配合面直徑方向的變形量總和.該配合面處半徑的最大變形為0.034 mm，最小變形為-0.007 mm，且最大變形量和最小變形量在直徑線附近，故在直徑方向范圍內最大變形不會超過0.034 mm.

4 殼體配合面過盈量分析

對于過盈配合分析，劉思聰?shù)热送ㄟ^理論數(shù)值方法分析壓裝力與各部件過盈量以及配合面粗糙度之間的關系［8］.而王東［9］、段苗苗等人［10］則通過理論和有限元方式進行模擬研究. 在過盈量分析過程中，因配合面粗糙度數(shù)值較小，故忽略粗糙度影響，并直接采用接觸非線性有限元方法進行分析.

渦旋壓縮機殼體（中部）與機架配合面的過盈量設計為0.05～0.1 mm. 在最大過盈量情況下，需考慮殼體（中部）與機架配合面的應力是否符合強度設計要求. 另外需考慮在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面處的直徑方向上最大變形量與該配合面最小過盈量相互作用后，是否能滿足過盈配合的設計要求.

圖7 工作壓力工況殼體應力分布

圖8 工作壓力工況殼體配合面變形云圖

4.1 殼體配合面最大過盈量強度分析

殼體Φ104.8 mm配合面的最大過盈量為0.1 mm，此處可采用接觸非線性分析. 殼體（中段）材料為鑄鋁A380，機架材料為HT250，兩者接觸對關系設定為Frictional，摩擦系數(shù)設定為0.45. 最大過盈量是殼體（中部）與機架兩者直徑尺寸的最大差值. 故在分析步設置中，取最大過盈量的一半作為過盈強度分析的偏置量（Offset=0.05），將機架中部約束. 其分析結果如圖9、10所示.

從圖9和圖10來看，其應力都在材料強度使用范圍內，故殼體配合面在最大過盈量情況下，滿足設計要求.

圖9 最大過盈量殼體（中段）應力分布

圖10 最大過盈量機架應力分布

4.2 工作壓力工況下殼體配合面最小過盈量分析

殼體Φ104.8 mm配合面的最小過盈量為0.05 mm，但分配到殼體（中段）與機架兩者之間的具體過盈量則采用接觸非線性分析. 在分析步中設置過盈量偏執(zhí)量為0.025 mm，其他設置同配合面最大過盈量強度分析.殼體Φ104.8 mm配合面處的過盈量如圖11所示.

由圖8得知，在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面處直徑最大變形量不超過0.034 mm. 而圖11中，在最小過盈量情況下，殼體Φ104.8 mm配合面分配的半徑過盈量為0.021 mm，故直徑方向上過盈量不超過0.042 mm. 因此在工作壓力工況下，殼體Φ104.8 mm配合面向外擴展，使殼體Φ104.8 mm配合面上的過盈量減小. 經計算，殼體Φ104.8 mm配合面直徑方向仍有0.008 mm過盈量，滿足設計要求. 但過盈量偏小，建議適當增大最小過盈量.

圖11 最小過盈量殼體（中段）變形云圖

5 結論

由于新能源汽車的興起，使得渦旋壓縮機在新能源汽車上得以普及. 其殼體作為壓縮機所有零部件的基座，其設計應滿足強度和剛度要求. 通過極限壓力工況分析，發(fā)現(xiàn)殼體上端蓋強度不足，通過后續(xù)優(yōu)化設計，其分析應力基本在抗拉強度范圍內. 通過工作壓力工況分析，殼體的分析應力都在材料屈服強度范圍內，滿足設計要求. 而在配合過盈分析中，一方面重點關注在最大過盈量下，殼體配合面間強度不能超過材料強度；另一方面關注在最小過盈量下，殼體配合面在工作壓力工況下直徑方向上的變形不能超出最小過盈量下殼體配合面的過盈量數(shù)值. 通過上述分析，最終建議對殼體上端蓋進一步優(yōu)化，并適當增大殼體配合面的最小過盈間隙.