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　　空调从生产到安装过程中需要经过长途运输，在运输过程中，由于道路的颠簸，管路件承受复杂多变的振动，若管路件设计不合理，在运输过程中产生应力集中，容易引起管路断裂。

　　传统的管路设计方法是根据经验设计管路，然后通过扫频、定频实验对管路进行评判，若不合格重新设计管路，然后再次通过实验验证，直到合格为止。这种设计方法周期长，实验成本高，提高了开发成本[1].

　　相对于传统的设计方法，数值仿真具有可重复性好、周期短、成本低等优点，可以有效降低开发成本[2].国内外的许多学者也对这方面的模拟方法进行研究，如贾涛应用ANSYS对商用室外机管路的影响进行分析，结合正交试验表，确定商用室外机管路最佳尺寸组合[3].王帅研究了管路结构随机振动疲劳损伤与激振方式、方向和动应力响应之间的关系，提供了一种可定量预估结构在振动试验中强度的方法[4].

　　基于此，通过ANSYS有限元软件，对管路的扫频应力进行模拟，并通过实验对该模拟方法进行验证。

　　2 模拟分析。

　　以某个机型为例，对模型进行简化，采用ANSYS的Harmonic Response模块，通过大质量法施加载荷，对管路的扫频应力进行模拟。

　　2.1 仿真建模。

　　空调外机管路扫频、定频应力测试示意图，测试过程中将机子固定在振动台上，给振动台输入一定大小和方向的加速度，加速度的频率以一定的速率从低到高进行变化。

　　对仿真模型进行简化，由于空调的底盘、支架、边板刚性较大，且底盘与支架和边板都为刚性连接，可以默认振动传递过程未发生变化，即脚垫底部、大阀门连接管和冷凝器进出管的加速度与振动台相等，基于此简化前后的模型如图2所示，包括压缩机、管路件、脚垫及阻尼四部分，在仿真计算时将振动台载荷施加到管口以及脚垫底面，各种材料参数如表1所示。

　　2.2 网格划分及边界载荷。

　　网格划分如图3所示，其中压缩机采用实体单元，管路件和脚垫采用壳单元。

　　载荷的施加通过大质量法实现，大质量法常在单一激励仿真分析中应用，通过它可以施加惯性载荷。在管口及脚垫底面输入振动台载荷的惯性载荷0.75g,载荷的频率变化范围为6~15Hz,间隔为1Hz.

　　2.3 仿真及结果分析。

　　对管路各个频率下的应变进行模拟，重点关注图2中5、6、7、8四个点应力进行统计，因为此处管壁较薄，相对容易发生裂漏。

　　将各个频率下各点应变值绘制成曲线，如图4所示，从中可以看出，随着频率的逐渐增大，管路应变也逐渐增大，当频率为13Hz时，管路应变达到最大值488με，随着频率进一步增加，管路应变逐渐减小。

　　3 实验测试及分析。

　　将样机固定在振动台上，在管路的5、6、7、8点布上应变片，给振动台输入0.75g的惯性载荷，以0.5oct/min扫频速率，频率从6Hz~15Hz之间进行扫频振动试验，记录试验过程中的管路最大应变值及对应频率。

　　扫频振动管路应变测试截屏图，图中横坐标为频率，纵坐标为应变值，不同颜色的线代表不同测点。从图7中可以看出，随着频率的增大，管路应变缓慢增大，当达到某个频率时时管路应力迅速增大，然后迅速减小，这与图5的仿真应变趋势基本一致。

　　试验过程中的管路最大应变值及对应频率，从图中可以看出，管路最大应变为749με，对应频率为13.6Hz,对比仿真结果，两者最大应力对应频率近似相等，最大应力有所差异，实际测试数值比仿真值偏大，约是仿真的1.5倍。

　　4 管路优化。

　　为了保证运输过程管路的可靠性，根据相关标准，管路运输应力要求≦690με，此套管路最大应力为749με，不符合要求，需要进行整改。

　　在运输过程中，由于压缩机脚垫较软，压缩机晃动大，连带管路一起振动，造成管路运输应力超标。解决运输管路应力超标的常用方法有增大压缩机脚垫硬度，增加管路柔性，降低四通阀高度以及对四通阀进行局部固定等，结合本机子的实际情况，对其中一条管路进行了调整，并用管夹将另外一条管路进行固定。

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