商用車散熱器主片開裂故障分析

龔亞奇 夏志偉 聶永紅

摘? 要：針對(duì)某型商用車散熱器主片開裂故障，利用有限元分析方法對(duì)散熱器的動(dòng)態(tài)應(yīng)力進(jìn)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(cè)試驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性，用PERMAS求解散熱器主片的動(dòng)態(tài)應(yīng)力。研究表明，理論計(jì)算的散熱器主片所受到的最大應(yīng)力位置與故障散熱器的失效位置吻合。通過對(duì)冷卻模塊原有結(jié)構(gòu)的改善，使散熱器主片最大應(yīng)力下降了30.3%，最后通過試驗(yàn)驗(yàn)證，證明了改善方案的有效性。

關(guān)鍵字：散熱器;有限元模型;動(dòng)態(tài)應(yīng)力;結(jié)構(gòu)改進(jìn);試驗(yàn)驗(yàn)證

中圖分類號(hào)：U464.138.2? ? 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? 文章編號(hào)：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(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的關(guān)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(yùn)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(yán)重，其主要原因是內(nèi)部腐蝕和振動(dòng)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(wàn)公里左右就出現(xiàn)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(jìn)、出水室和護(hù)板組成，并且散熱器上還附帶著中冷器、冷凝器、護(hù)風(fēng)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(duì)失效位置進(jìn)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(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力，由熱應(yīng)力引起的疲勞失效一般會(huì)出現(xiàn)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(dòng)引起的機(jī)械應(yīng)力導(dǎo)致的疲勞失效。

本文運(yùn)用結(jié)構(gòu)有限元分析方法，對(duì)主片的動(dòng)態(tài)應(yīng)力進(jìn)行研究，分析主片失效的主要原因，并通過各部件應(yīng)變能分布，確定了優(yōu)化改善方案，最后通過試驗(yàn)驗(yàn)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(shí)車安裝中，上面還附帶著中冷器、冷凝器、護(hù)風(fēng)罩、膨脹水箱和支架等部件，為了更好地模擬實(shí)車工況，本文將冷卻模塊總成作為研究對(duì)象，其中散熱器主要由芯體、進(jìn)水室、出水室和擋板組成，中冷器主要由芯體、進(jìn)氣室、出氣室組成。水室和膨脹水箱為尼龍材料，護(hù)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(dǎo)入到ANSA中，對(duì)散熱器和中冷器模型進(jìn)行圓角和倒角的幾何清理，考慮到計(jì)算時(shí)間和計(jì)算精度，對(duì)水室、氣室和膨脹水箱采用十節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)易發(fā)生失效的主片和散熱管采用六面體網(wǎng)格，并且對(duì)兩者連接部位進(jìn)行網(wǎng)格加密處理，其余部件同樣采用網(wǎng)格偏大的六面體網(wǎng)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(yùn)用RBE2單元代替螺栓連接，運(yùn)用IQUAD接觸代替卡扣連接，運(yùn)用節(jié)點(diǎn)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(gè)單元，5481271個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2? ? 冷卻模塊有限元模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證有限元模型和連接關(guān)系的正確性，對(duì)冷卻模塊進(jìn)行了模態(tài)試驗(yàn)。模態(tài)試驗(yàn)主要由“錘擊法”和“激振器法”，前者適用于自由模態(tài)測(cè)試，并且操作簡(jiǎn)單，具備力錘和測(cè)試設(shè)備即可，后者適用于自由模態(tài)測(cè)試和約束模態(tài)，約束模態(tài)可以更好的模擬實(shí)車工況。本文采用試驗(yàn)臺(tái)架掃頻測(cè)試，獲取冷卻模塊的共振頻率，操作流程，如圖3所示。試驗(yàn)前，利用夾具將冷卻模塊固定在振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)面上，并在散熱器上布置加速度傳感器，對(duì)振動(dòng)臺(tái)面施加固定加速度的正弦掃頻信號(hào)，對(duì)應(yīng)會(huì)輸出響應(yīng)加速度傳感器信號(hào)，響應(yīng)曲線峰值對(duì)應(yīng)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(dòng)力學(xué)分析時(shí)往往需要考慮系統(tǒng)的阻尼特性。該冷卻模塊的動(dòng)態(tài)應(yīng)力分析通過插入語(yǔ)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(jié)果與模態(tài)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如表1所示。

從表1可以看出，模態(tài)測(cè)試結(jié)果與仿真計(jì)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(jié)構(gòu)應(yīng)力求解的要求。

3? ? 冷卻模塊的動(dòng)態(tài)應(yīng)力分析

本文按照客戶指定的隨機(jī)載荷譜分析引起散熱器主片疲勞的動(dòng)態(tài)應(yīng)力，隨機(jī)振動(dòng)工況，如表2所示，每個(gè)方向振動(dòng)時(shí)間32小時(shí)。

為了更好地模擬實(shí)車工況，通過增大水室、散熱管以及膨脹水箱的密度來對(duì)散熱器和膨脹水箱中的冷卻液進(jìn)行配重，根據(jù)冷卻模塊的實(shí)車安裝固定方式約束支架孔的三個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度和三個(gè)平動(dòng)自由度，分別找到冷凝器和護(hù)風(fēng)罩的質(zhì)心位置，并在質(zhì)心處分別創(chuàng)建一個(gè)5Kg和2.5Kg的MASS質(zhì)量單元，并使用RBE3單元將其連接到冷凝器和護(hù)風(fēng)罩的固定位置上，配重后的冷卻模塊的質(zhì)量為60.8Kg，滿足實(shí)際冷卻模塊總成的質(zhì)量要求。

X（前后）向、Y（左右）向、Z（上下）向激勵(lì)時(shí)散熱器主片的局部應(yīng)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(yīng)力的位置分別位于主片兩端與散熱管連接的根部，與實(shí)際失效位置完全吻合，其應(yīng)力值分別為68.8MPa和50MPa，遠(yuǎn)小于鋁合金的屈服強(qiáng)度，但是在路面和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)作用下很容易出現(xiàn)沒有明顯變形的疲勞裂紋。由圖5可以看出，最大應(yīng)力發(fā)生在主片右側(cè)與護(hù)板連接的根部，其值為9MPa，應(yīng)力值較小，影響不大。

從散熱器主片所受應(yīng)力云圖可以看出，散熱器主片產(chǎn)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(dòng)引起的。

4? ? 冷卻模塊的結(jié)構(gòu)改進(jìn)及試驗(yàn)驗(yàn)證

為了確定散熱器主片受到最大應(yīng)力的頻率段，本文采用諧響應(yīng)分析方法對(duì)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(diǎn)所受到的最大應(yīng)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(yīng)力的頻率區(qū)域主要集中在19.8Hz、25.0Hz、25.2Hz和26Hz四個(gè)共振頻率作用下。

本文將應(yīng)變能參數(shù)作為冷卻模塊結(jié)構(gòu)優(yōu)化改善的評(píng)價(jià)指標(biāo)，從應(yīng)變能公式（2）可以看出，應(yīng)變能越大，結(jié)構(gòu)所受的應(yīng)力和應(yīng)變就越大，說明該部件相對(duì)于整體強(qiáng)度而言較弱，若需要提高結(jié)構(gòu)的整體強(qiáng)度便可以優(yōu)先從應(yīng)變能較大的部件著手。對(duì)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(hù)板、減震墊、冷凝器、護(hù)風(fēng)罩和膨脹水箱共10個(gè)部分，再提取出每個(gè)部件在不同共振頻率下的應(yīng)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(gè)共振頻率下，應(yīng)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(duì)應(yīng)變能較大的三個(gè)零件進(jìn)行強(qiáng)度提升，如表4所示。

對(duì)比改善前后，散熱器主片所受的最大應(yīng)力，發(fā)現(xiàn)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(yàn)證冷卻模塊結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案的有效性，分別對(duì)改善前后的冷卻模塊進(jìn)行了基于客戶試驗(yàn)規(guī)范的振動(dòng)耐久試驗(yàn)，首先沿著散熱器主片受力最大的Y（左右）方向進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)，改善前的冷卻模塊在進(jìn)行26小時(shí)的耐久試驗(yàn)后，出現(xiàn)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(jīng)三個(gè)方向的耐久試驗(yàn)后，沒有出現(xiàn)散熱器主片開裂的故障，驗(yàn)證了改善方案的有效性。

5? ? 結(jié)論

本文利用有限元分析方法對(duì)商用車?yán)鋮s模塊的動(dòng)態(tài)應(yīng)力進(jìn)行了計(jì)算和分析，結(jié)果表明，理論計(jì)算的散熱器主片所受最大應(yīng)力的位置與售后故障散熱器主片的實(shí)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(dòng)產(chǎn)生的應(yīng)力疲勞裂紋所致。將應(yīng)變能作為評(píng)價(jià)參數(shù)對(duì)冷卻模塊原有結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改善，使散熱器主片的最大應(yīng)力平均下降了30.3%，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了改善方案的有效性。

參考文獻(xiàn)：

[1]王宏志，王吉，張克金，等.商用車散熱器銅芯改鋁芯的開發(fā)應(yīng)用[J].汽車工藝與材料，2010（4）：41-43.

[2]沃德海倫，斯蒂芬拉門茲，波爾薩斯.模態(tài)分析理論與實(shí)驗(yàn)[M]. 白化同，郭繼忠，譯.北京：北京理工大學(xué)，2001.

[3]盛敏.汽車散熱器疲勞性能研究[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2013.

[4]龔亞奇，楊啟梁，胡溧，等.汽車散熱器散熱管漏水故障分析[J].現(xiàn)代制造工程，2017（1）：141-145.

[5]GB/T 28046.3-2011道路車輛 電氣及電子設(shè)備的環(huán)境條件和試驗(yàn).