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(diào)作為調(diào)節(jié)方艙內(nèi)空氣溫度、濕度、流動速度和壓力的主要設(shè)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(diào)多為整體式空調(diào)，空調(diào)機(jī)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(jìn)過程中空調(diào)機(jī)支架將承受各種復(fù)雜的載荷，因此空調(diào)機(jī)固定支架設(shè)計的優(yōu)劣，是直接決定后續(xù)空調(diào)機(jī)正常工作的關(guān)鍵因素[2-3]。

在傳統(tǒng)支架類結(jié)構(gòu)件設(shè)計中，通常通過結(jié)構(gòu)力學(xué)分析計算，計算精度難以保證且準(zhǔn)確度不高，在設(shè)計中容易造成質(zhì)量冗余或削弱。有限元分析方法的引入能夠有效解決復(fù)雜結(jié)構(gòu)的邊界條件設(shè)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(jié)構(gòu)單元[4]。

1 空調(diào)機(jī)支架有限元模型前處理

1.1 空調(diào)機(jī)支架結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)備和人員，并提供所需要的工作條件和環(huán)境防護(hù)。該方艙所采用空調(diào)為整體式空調(diào)，安裝在前艙板上部，空調(diào)外形尺寸(長×寬×高)為850 mm×460 mm×525 mm，質(zhì)量為95 kg。為了在整艙經(jīng)濟(jì)性和技術(shù)先進(jìn)性之間尋求最佳平衡點(diǎn)，實(shí)現(xiàn)方艙整體輕量化最高性價比，在綜合分析技術(shù)指標(biāo)的基礎(chǔ)上，充分挖掘行業(yè)內(nèi)外輕量化新技術(shù)、新材料、新工藝，充分運(yùn)用創(chuàng)新性設(shè)計、可靠性設(shè)計。

在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上減輕支架重量，并合理地布置斜撐以保證剛度?？照{(diào)機(jī)支架為框架式結(jié)構(gòu)，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(diào)安裝底部受力部位設(shè)置2根縱撐，上部2根縱撐，保證空調(diào)滿足車載安裝的要求。該空調(diào)機(jī)支架的三維模型如圖1所示，該空調(diào)機(jī)支架安裝示意圖如圖2所示。空調(diào)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(diào)機(jī)與支架以及支架與艙板立面縫隙之間均設(shè)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(zhì)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(qiáng)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(jié)構(gòu)材料，有較好的隔振性能，可控制噪聲和增強(qiáng)結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性[6]。在彈性范圍內(nèi)，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(diào)機(jī)支架進(jìn)行有限元仿真，分析校核空調(diào)系統(tǒng)在垂向沖擊、制動、加速及轉(zhuǎn)彎工況安裝連接結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，考察空調(diào)系統(tǒng)模態(tài)特性。將空調(diào)機(jī)支架三維模型導(dǎo)入HyperMesh軟件后，經(jīng)過抽取中面、幾何清理后再進(jìn)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(yīng)根據(jù)承載特點(diǎn)和結(jié)構(gòu)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(jìn)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(nèi)，雅克比率>0.8。根據(jù)不同部位的結(jié)構(gòu)特征制定相應(yīng)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(diào)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(jìn)行劃分。單元大小空調(diào)以30為主，其余部分以5為主，最終所得到網(wǎng)格的節(jié)點(diǎn)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(shè)置

該空調(diào)機(jī)支架材料的主要性能參數(shù)見表1。

表1 材料參數(shù)設(shè)置

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

2 空調(diào)機(jī)支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及模態(tài)分析

2.1 空調(diào)機(jī)支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

在靜強(qiáng)度分析中主要考慮空調(diào)機(jī)支架在行車過程中遇到垂向沖擊、加速、制動及轉(zhuǎn)彎工況時對結(jié)構(gòu)強(qiáng)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(zhuǎn)彎工況中，沿-X向施加1g載荷，沿Z向施加1g載荷。

經(jīng)OptiStruct運(yùn)算后得到空調(diào)機(jī)支架在垂向沖擊、加速、制動及轉(zhuǎn)彎等工況下的應(yīng)力分布云圖分別如圖6a～圖6d所示。

經(jīng)過觀察得到如下結(jié)果。

1)垂向沖擊工況下：空調(diào)機(jī)支架下縱梁支架最大應(yīng)力σmax=184.5 MPa，大于鎂合金型材材料屈服強(qiáng)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(yīng)力均小于6063鋁管及鎂合金型材材料屈服強(qiáng)度，支架強(qiáng)度滿足要求。

2)制動工況下：空調(diào)機(jī)支架上縱梁支架最大應(yīng)力σmax=58.8 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強(qiáng)度，支架強(qiáng)度滿足要求。

3)加速工況下，空調(diào)機(jī)支架下縱梁支架最大應(yīng)力σmax=67.1 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強(qiáng)度，支架強(qiáng)度滿足要求。

4)轉(zhuǎn)向工況下，空調(diào)機(jī)支架下縱梁支架最大應(yīng)力σmax=38.0 MPa，均小于鎂合金型材材料屈服強(qiáng)度，支架強(qiáng)度滿足要求。

2.2 空調(diào)機(jī)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(jìn)時，空調(diào)機(jī)支架有發(fā)生共振的可能，從而產(chǎn)生噪聲甚至發(fā)生結(jié)構(gòu)破壞，需要對空調(diào)機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)模態(tài)分析[12]?？照{(diào)機(jī)支架約束模態(tài)頻率見表2。

表2 空調(diào)機(jī)支架約束模態(tài)頻率

空調(diào)機(jī)支架前兩階模態(tài)振型云圖如圖7所示?？照{(diào)機(jī)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(fù)合振型。在本研究中主要分析垂向路面激勵的影響，考慮結(jié)構(gòu)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(diào)機(jī)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(diào)機(jī)連接，是主要承載部位，在后續(xù)優(yōu)化中可對此處結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行加強(qiáng)。

2.3 空調(diào)機(jī)支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)約束模態(tài)分析的結(jié)果對空調(diào)機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)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(jié)構(gòu)能夠提高縱撐的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度；另一方面，將鎂合金材料轉(zhuǎn)換為鋁合金材料，能夠提高材料的彈性模量和屈服強(qiáng)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(qiáng)度為170 MPa。

將空調(diào)機(jī)支架的優(yōu)化模型重新導(dǎo)入HyperMesh中進(jìn)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(diào)機(jī)支架優(yōu)化方案約束模態(tài)頻率

空調(diào)機(jī)支架優(yōu)化方案前兩階模態(tài)振型云圖如圖9所示?？照{(diào)機(jī)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(jié)語

本文建立了某型輕量化方艙空調(diào)機(jī)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(zhuǎn)彎等工況時空調(diào)機(jī)支架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)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(jié)果表明，在4種工況下，該空調(diào)機(jī)支架均能滿足強(qiáng)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(jié)果對空調(diào)機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)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(qiáng)化了支架結(jié)構(gòu)，最終使模態(tài)頻率達(dá)到設(shè)計要求。