陳 海

（江鈴汽車股份有限公司 產(chǎn)品開發(fā)技術中心，江西 南昌 330010）

1 引言

隨著國家經(jīng)濟復蘇快速發(fā)展，商用車銷量得到迅猛增長，由于其經(jīng)濟性和便利性，已經(jīng)成為運輸貨物的必然選擇[1]。汽車空調(diào)壓縮機系統(tǒng)，作為整車冷卻系統(tǒng)重要組成部分，將蒸發(fā)器出來的低溫低壓的氣態(tài)制冷劑通過壓縮轉(zhuǎn)變?yōu)楦邷馗邏旱臍鈶B(tài)制冷劑，送入給冷凝器，對整車空調(diào)屬性有著直接關聯(lián)影響，而其固定支架模態(tài)和強度和疲勞性能，是保證整車良好空調(diào)性能正常使用的前提[2-3]，因此研究壓縮機及支架性能具有重要的經(jīng)濟和社會價值。

本文基于有限元法，采用 Nastran軟件，對某商用車空調(diào)壓縮機系統(tǒng)進行了CAE模態(tài)，強度和疲勞分析分析結果顯示，空調(diào)壓縮機及支架 NVH模態(tài)，強度和耐久性能滿足設計目標。

2 空調(diào)壓縮機支架CAE模態(tài)分析

2.1 空調(diào)壓縮機支架有限元模型

本文采用Hyperworks軟件，對某商用車壓縮機支架系統(tǒng)進行建模，網(wǎng)格尺寸大小 3mm，支架材料為 ADC12，有限元模型如圖1所示。

圖1 某商用車空調(diào)壓縮機支架FEA模型

2.2 空調(diào)壓縮機支架模態(tài)分析

經(jīng)Hypermesh建模后，采用Nastran軟件對空調(diào)壓縮機支架進行模態(tài)分析，分析結果顯示一階模態(tài)主要是繞Z軸轉(zhuǎn)動，頻率為293Hz。

圖2 壓縮機支架模態(tài)分析結果

按照設計準則，發(fā)動機附件支架的頻率需大于發(fā)動機二階頻率，并有一定安全余量。本文研究車型發(fā)動機 4400rpm的最高轉(zhuǎn)速，對應的二階頻率為147Hz，故支架系統(tǒng)的頻率需大于 176Hz，CAE分析結果顯示壓縮機支架一階頻率為293Hz，滿足目標要求，如圖3所示。

圖3 壓縮機支架頻率分布校核圖

3 空調(diào)壓縮機支架CAE強度分析

本文基于有限元法，采用 ABAQUS軟件，對某商用車壓縮機支架進行了CAE強度分析，模型單元為二階四面體單元，螺栓和虛擬機體為一階六面體單元，各平面接觸使用ABAQUS軟件contact 定義接觸，螺紋連接部分用Tie單元，約束虛擬樣機?？照{(diào)壓縮機總質(zhì)量為5.9kg?？照{(diào)輪系布置如圖4，皮帶力為1030N，空調(diào)壓縮機螺栓預緊力為17600N，強度模型如圖5所示。

圖4 空調(diào)輪系布置圖

圖5 空調(diào)壓縮機3.1支架系統(tǒng)強度模型

本文開展的強度分析工況為：X向15g，Y向15g，Z向15g。壓縮機支架最大應力分別為 194MPa，192MPa和191MPa，如圖6所示，小于材料屈服強度225MPa，滿足目標要求。根據(jù)圖7，空調(diào)壓縮機后端固定螺栓X向最大位移較大，主要是由于螺桿凸臺存在一側(cè)挖孔。

圖6 壓縮機支架強度分析結果

4 空調(diào)壓縮機支架CAE疲勞分析

本文采用Ncode軟件對壓縮機支架進行CAE疲勞分析，疲勞安全系數(shù)目標為1.25，CAE分析結果如圖8，支架最小疲勞安全系數(shù)為2.7，壓縮機最小疲勞安全系數(shù)為2.1，滿足要求。

圖8 壓縮機及支架疲勞分析結果

5 結論

本文基于有限元法，采用 Nastran軟件，對某商用車空調(diào)壓縮機及支架進行了 CAE模態(tài)，強度和疲勞分析，CAE分析結果顯示：

（1）空調(diào)壓縮機系統(tǒng)的一階固有頻率為293MPa，滿足振動目標要求；

（2）壓縮機支架在各工況下，最大應力都在材料屈服強度以下，滿足靜強度要求；

（3）支架最小疲勞安全系數(shù)為2.7，大于1.25目標要求，滿足高周疲勞強度設計目標；

（4）壓縮機最小疲勞安全系數(shù)為2.01，大于1.25目標要求，滿足高周疲勞強度設計目標。