龔亞奇 夏志偉 聶永紅
摘? 要:針對某型商用車散熱器主片開裂故障,利用有限元分析方法對散熱器的動態(tài)應力進行了理論分析。利用CATIA建立散熱器三維模型,在ANSA中建立有限元模型,用掃頻模態(tài)測試驗證了有限元模型的準確性,用PERMAS求解散熱器主片的動態(tài)應力。研究表明,理論計算的散熱器主片所受到的最大應力位置與故障散熱器的失效位置吻合。通過對冷卻模塊原有結構的改善,使散熱器主片最大應力下降了30.3%,最后通過試驗驗證,證明了改善方案的有效性。
關鍵字:散熱器;有限元模型;動態(tài)應力;結構改進;試驗驗證
中圖分類號:U464.138.2? ? 文獻標識碼:A? ? 文章編號:1005-2550(2019)04-0086-05
Abstract: In view of the cracking fault of the radiator header of a commercial vehicle, the dynamic stress of the radiator is analyzed theoretically by using the finite element analysis method. The three-dimensional model of radiator is established by CATIA, and the finite element model is established in ANSA. The accuracy of the finite element model is verified by sweep mode test. The dynamic stress of radiator header is solved by PERMAS. The results show that the maximum stress position of the radiator header calculated by the theory coincides with the failure position of the faulty radiator. Through the improvement of the original structure of the cooling module, the maximum stress of the radiator header is reduced by 30.3%. Finally, the effectiveness of the improvement scheme is proved by the experimental verification.
引? ?言
散熱器是汽車發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的關鍵零部件,為了汽車輕量化和減少制造成本,鋁散熱器越來越多地被運用到乘用車和商用車中,但是在使用過程中,散熱器主片的失效漏水故障要比銅散熱器要嚴重,其主要原因是內部腐蝕和振動疲勞引起的主片漏水。
某型商用車管帶式散熱器,在行駛里程8萬公里左右就出現了散熱器主片開裂漏水故障。該款散熱器主要由散熱器芯體、進、出水室和護板組成,并且散熱器上還附帶著中冷器、冷凝器、護風罩等部件,散熱器主片失效位置為散熱器芯體四角與散熱器連接的根部,通過對失效位置進行金相分析,確定主片開裂為疲勞引起。引起疲勞的主要原因有熱應力和機械應力,由熱應力引起的疲勞失效一般會出現散熱管和散熱帶變形,因此可以初步確定該散熱器主片是由于振動引起的機械應力導致的疲勞失效。
本文運用結構有限元分析方法,對主片的動態(tài)應力進行研究,分析主片失效的主要原因,并通過各部件應變能分布,確定了優(yōu)化改善方案,最后通過試驗驗證了改善方案的有效性。
1? ? 建立冷卻模塊有限元模型
由于散熱器在實車安裝中,上面還附帶著中冷器、冷凝器、護風罩、膨脹水箱和支架等部件,為了更好地模擬實車工況,本文將冷卻模塊總成作為研究對象,其中散熱器主要由芯體、進水室、出水室和擋板組成,中冷器主要由芯體、進氣室、出氣室組成。水室和膨脹水箱為尼龍材料,護板和支架的材料為鋼材,其余部件全部為鋁合金材料。首先利用CATIA軟件建立冷卻模塊總成的三維模型,再將三維模型導入到ANSA中,對散熱器和中冷器模型進行圓角和倒角的幾何清理,考慮到計算時間和計算精度,對水室、氣室和膨脹水箱采用十節(jié)點四面體網格進行網格劃分,對易發(fā)生失效的主片和散熱管采用六面體網格,并且對兩者連接部位進行網格加密處理,其余部件同樣采用網格偏大的六面體網格。冷卻模塊總成主要采用螺栓和卡口連接,在有限元模型中運用RBE2單元代替螺栓連接,運用IQUAD接觸代替卡扣連接,運用節(jié)點耦合帶代替釬焊。冷卻模塊有限元模型,如圖1-2所示,共3890208個單元,5481271個節(jié)點。
2? ? 冷卻模塊有限元模型驗證
為了驗證有限元模型和連接關系的正確性,對冷卻模塊進行了模態(tài)試驗。模態(tài)試驗主要由“錘擊法”和“激振器法”,前者適用于自由模態(tài)測試,并且操作簡單,具備力錘和測試設備即可,后者適用于自由模態(tài)測試和約束模態(tài),約束模態(tài)可以更好的模擬實車工況。本文采用試驗臺架掃頻測試,獲取冷卻模塊的共振頻率,操作流程,如圖3所示。試驗前,利用夾具將冷卻模塊固定在振動試驗臺面上,并在散熱器上布置加速度傳感器,對振動臺面施加固定加速度的正弦掃頻信號,對應會輸出響應加速度傳感器信號,響應曲線峰值對應的頻率就是冷卻模塊的共振頻率,冷卻模塊的幅頻特性曲線,如圖4所示。
動力學分析時往往需要考慮系統(tǒng)的阻尼特性。該冷卻模塊的動態(tài)應力分析通過插入語句$MODDAMP將每一階模態(tài)的阻尼比添加到系統(tǒng)中。將有限元結果與模態(tài)測試結果進行對比,如表1所示。
從表1可以看出,模態(tài)測試結果與仿真計算得到模態(tài)頻率最大誤差為5%,說明冷卻模塊的有限元模型能夠滿足結構應力求解的要求。
3? ? 冷卻模塊的動態(tài)應力分析
本文按照客戶指定的隨機載荷譜分析引起散熱器主片疲勞的動態(tài)應力,隨機振動工況,如表2所示,每個方向振動時間32小時。
為了更好地模擬實車工況,通過增大水室、散熱管以及膨脹水箱的密度來對散熱器和膨脹水箱中的冷卻液進行配重,根據冷卻模塊的實車安裝固定方式約束支架孔的三個旋轉自由度和三個平動自由度,分別找到冷凝器和護風罩的質心位置,并在質心處分別創(chuàng)建一個5Kg和2.5Kg的MASS質量單元,并使用RBE3單元將其連接到冷凝器和護風罩的固定位置上,配重后的冷卻模塊的質量為60.8Kg,滿足實際冷卻模塊總成的質量要求。
X(前后)向、Y(左右)向、Z(上下)向激勵時散熱器主片的局部應力云圖,如圖5-7所示。由圖6和圖7可以看出,主片所受最大應力的位置分別位于主片兩端與散熱管連接的根部,與實際失效位置完全吻合,其應力值分別為68.8MPa和50MPa,遠小于鋁合金的屈服強度,但是在路面和發(fā)動機的激勵作用下很容易出現沒有明顯變形的疲勞裂紋。由圖5可以看出,最大應力發(fā)生在主片右側與護板連接的根部,其值為9MPa,應力值較小,影響不大。
從散熱器主片所受應力云圖可以看出,散熱器主片產生疲勞開裂的主要原因是冷卻模塊在左右方向和上方向的振動引起的。
4? ? 冷卻模塊的結構改進及試驗驗證
為了確定散熱器主片受到最大應力的頻率段,本文采用諧響應分析方法對冷卻模塊的左右方向和上下方向分別施加5Hz到50Hz的3g加速度載荷,其主片在不同共振頻率點所受到的最大應力值,如表3所示。
從表3中可以看出,散熱器主片所受較大應力的頻率區(qū)域主要集中在19.8Hz、25.0Hz、25.2Hz和26Hz四個共振頻率作用下。
本文將應變能參數作為冷卻模塊結構優(yōu)化改善的評價指標,從應變能公式(2)可以看出,應變能越大,結構所受的應力和應變就越大,說明該部件相對于整體強度而言較弱,若需要提高結構的整體強度便可以優(yōu)先從應變能較大的部件著手。對于冷卻模塊而言,先將冷卻模塊分為中冷器、散熱器、散熱器擋板、支架、護板、減震墊、冷凝器、護風罩和膨脹水箱共10個部分,再提取出每個部件在不同共振頻率下的應變能分布,如圖8所示。
從圖8中可以看出,20.1Hz、25.1Hz、25.2Hz和26.6Hz四個共振頻率下,應變能主要集中在擋板、支架、膨脹水箱支架和減震墊上。所以依次對應變能較大的三個零件進行強度提升,如表4所示。
對比改善前后,散熱器主片所受的最大應力,發(fā)現在X(前后)方向下降了22.2%,Y(左右)方向下降了30.5%,Z(上下)方向下降了28%,如表5所示。
為了驗證冷卻模塊結構改進方案的有效性,分別對改善前后的冷卻模塊進行了基于客戶試驗規(guī)范的振動耐久試驗,首先沿著散熱器主片受力最大的Y(左右)方向進行振動試驗,改善前的冷卻模塊在進行26小時的耐久試驗后,出現了散熱器主片開裂故障,如圖9所示,改善后的冷卻模塊在歷經三個方向的耐久試驗后,沒有出現散熱器主片開裂的故障,驗證了改善方案的有效性。
5? ? 結論
本文利用有限元分析方法對商用車冷卻模塊的動態(tài)應力進行了計算和分析,結果表明,理論計算的散熱器主片所受最大應力的位置與售后故障散熱器主片的實際開裂位置相吻合,散熱器主片開裂是由于散熱器在使用過程中因振動產生的應力疲勞裂紋所致。將應變能作為評價參數對冷卻模塊原有結構進行優(yōu)化改善,使散熱器主片的最大應力平均下降了30.3%,并通過試驗驗證了改善方案的有效性。
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