基于頻率響應(yīng)的汽車?yán)鋮s風(fēng)扇分析及優(yōu)化

摘要：汽車?yán)鋮s風(fēng)扇工作環(huán)境較復(fù)雜，一方面要承受來自地面?zhèn)鬟f給車身的激勵(lì)，另一方面，風(fēng)扇及電機(jī)的自重以及風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)同樣會(huì)造成一定的影響，所以冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)的合理性至關(guān)重要。以汽車?yán)鋮s風(fēng)扇為研究對(duì)象，首先使用Hypermesh建立有限元模型，以Nastran軟件為求解器，對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行模態(tài)頻率響應(yīng)分析。結(jié)果顯示：冷卻風(fēng)扇第2階模態(tài)頻率與路面激勵(lì)發(fā)生共振，風(fēng)扇罩殼在47 Hz時(shí)最大應(yīng)力為47.7 MPa，大于目標(biāo)值40 MPa，不滿足強(qiáng)度要求。對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)優(yōu)化后的方案進(jìn)行模態(tài)分析和強(qiáng)度校核，結(jié)果顯示：模態(tài)和強(qiáng)度均滿足要求，說明該分析方法可以為工程類零件設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞：冷卻風(fēng)扇;頻率響應(yīng)分析;強(qiáng)度校核;優(yōu)化設(shè)計(jì)

中圖分類號(hào)：U461 收稿日期：2024-10-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.12.027

1 前言

汽車?yán)鋮s風(fēng)扇主要為發(fā)動(dòng)機(jī)和其他汽車前端關(guān)鍵部件提供散熱，確保它們在工作時(shí)保持適宜的溫度，提高汽車的冷卻效率，維持汽車的正常運(yùn)行。汽車在高溫環(huán)境下或者重載情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)會(huì)產(chǎn)生更多的熱量，冷卻風(fēng)扇作用變得尤為重要，因此需要從設(shè)計(jì)上保證冷卻風(fēng)扇工作的可靠性［1］。由于冷卻風(fēng)扇所承受的載荷較為復(fù)雜。一方面，風(fēng)扇自重以及風(fēng)扇的轉(zhuǎn)動(dòng)會(huì)對(duì)風(fēng)扇壽命產(chǎn)生影響；另一方面，風(fēng)扇要承受來自地面?zhèn)鬟f給車身的激勵(lì)，如果風(fēng)扇的固有頻率和路面激勵(lì)頻率產(chǎn)生耦合，會(huì)導(dǎo)致共振，風(fēng)扇壽命會(huì)急劇下降［2］。因此對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行強(qiáng)度和模態(tài)分析，保證風(fēng)扇不會(huì)發(fā)生共振，具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。

本文以某車?yán)鋮s風(fēng)扇為主要研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，施加邊界條件和實(shí)測加速度激勵(lì)，對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行約束模態(tài)及振動(dòng)強(qiáng)度分析，并對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

2 頻率響應(yīng)分析理論介紹

頻率響應(yīng)分析主要用于計(jì)算結(jié)構(gòu)在簡激勵(lì)作用下的穩(wěn)態(tài)動(dòng)力響應(yīng)，這種分析方法反映了結(jié)構(gòu)響應(yīng)與外激勵(lì)之間的傳遞關(guān)系，頻率響應(yīng)分析中，載荷是時(shí)間的諧函數(shù)，需要指定它的大小、頻率和相位。Nastran提供了兩種計(jì)算頻率響應(yīng)的方法：直接頻率響應(yīng)分析法和模態(tài)頻率響應(yīng)分析法。

直接法（SOL 108）是按照給定的激勵(lì)頻率直接求解運(yùn)動(dòng)方程的方法，適用于小模型在少數(shù)幾個(gè)激勵(lì)頻率下的求解；模態(tài)法（SOL 111）則是利用結(jié)構(gòu)模態(tài)響應(yīng)的疊加得到某一給定頻率下的響應(yīng)結(jié)果，適用于大結(jié)構(gòu)在許多激勵(lì)頻率下的計(jì)算［3］。由于模態(tài)響應(yīng)分析法計(jì)算速度比直接頻率響應(yīng)分析法速度快，并且能夠更精確地捕捉響應(yīng)峰值，所以本文采用模態(tài)頻率響應(yīng)法分析法對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行分析。

3 Base方案有限元模型建立

3.1 網(wǎng)格模型建立

導(dǎo)入幾何模型到hypermesh，進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分是非常重要的一步，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量影響到整個(gè)分析的準(zhǔn)確性和效率。因此在網(wǎng)格劃分時(shí)，首先需要對(duì)模型進(jìn)行幾何清理，比如刪除曲面、填補(bǔ)缺失面、設(shè)置幾何清理容差、縫合自由邊、刪除重復(fù)面等。接下來進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分基本尺寸為5 mm，建立完成的網(wǎng)格模型如圖1所示，該模型共有網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)57 439個(gè)，單元數(shù)40 423個(gè)。網(wǎng)格劃分完后進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量檢查，對(duì)質(zhì)量不合格的單元進(jìn)行質(zhì)量調(diào)整。

3.2 材料參數(shù)

3.3 邊界條件施加

邊界條件的設(shè)定是有限元分析關(guān)鍵步驟。邊界條件會(huì)直接影響分析結(jié)果，因此需要結(jié)合實(shí)際工況正確設(shè)定邊界條件，以確保分析結(jié)果的準(zhǔn)確性和有效性。冷卻風(fēng)扇在實(shí)車中與車架通過5個(gè)螺栓孔連接，參考實(shí)車約束，將模型賦予材料參數(shù)后，施加邊界條件，將冷卻風(fēng)扇與車架安裝位置進(jìn)行六自由度全約束，如圖2所示。

3.4 載荷施加

進(jìn)行冷卻風(fēng)扇頻率響應(yīng)分析時(shí)，施加實(shí)車在帶角度搓板路和直搓板路下實(shí)測加速度激勵(lì)，如圖3所示。由路譜分析看，在角度搓板路下，頻率在24 Hz和49 Hz下，加速度有峰值［4］。在直搓板路下，頻率在28 Hz和55 Hz加速度有峰值。

4 Base方案仿真結(jié)果分析

4.1 模態(tài)分析

有限元模態(tài)分析可以獲得模型的固有頻率和振型，根據(jù)固有頻率、振型和外界激勵(lì)，可以判斷模型在外界激勵(lì)下是否會(huì)發(fā)生共振。如果外界激勵(lì)頻率與自身固有頻率接近時(shí)，將發(fā)生共振，這時(shí)振幅、應(yīng)力與應(yīng)變較大，容易損壞，一般情況下，設(shè)計(jì)產(chǎn)品時(shí)，需要了解產(chǎn)品的主要固有頻率，以避開激勵(lì)頻率。

汽車?yán)鋮s風(fēng)扇約束模態(tài)分析是為了研究冷卻風(fēng)扇在外部載荷作用下的振動(dòng)特性和固有頻率。模態(tài)分析約束如圖2所示，圖4為Base方案第1、第2階模態(tài)頻率結(jié)果圖，分析結(jié)果顯示：冷卻風(fēng)扇第一階頻率為41.8 Hz，第2階頻率為48.7 Hz。帶角度搓板路下，車架存在49 Hz加速度峰值，而冷卻風(fēng)扇第2階模態(tài)為48.7 Hz，兩者發(fā)生共振，存在潛在強(qiáng)度風(fēng)險(xiǎn)，需要進(jìn)行強(qiáng)度校核。

4.2 強(qiáng)度分析

強(qiáng)度分析工況采用頻率響應(yīng)分析手段進(jìn)行分析，頻響模型遞交到NASTRAN求解器，進(jìn)行求解，求解完成后讀取分析結(jié)果，冷卻風(fēng)扇支架在不同頻率下對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力如圖5所示，由圖可知，支架在62 Hz時(shí)構(gòu)件最大應(yīng)力為164 MPa，位于安裝孔處，小于Q235的屈服強(qiáng)度，滿足要求。

冷卻風(fēng)扇在不同頻率下對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力如圖6所示，由圖可知，風(fēng)扇本身在47 Hz時(shí)最大應(yīng)力為47.7 MPa，出現(xiàn)在風(fēng)扇罩殼加強(qiáng)筋處［5］。根據(jù)風(fēng)扇材料，預(yù)估風(fēng)扇振動(dòng)疲勞強(qiáng)度40 MPa，風(fēng)扇的最大應(yīng)力大于其振動(dòng)疲勞強(qiáng)度，存在斷裂風(fēng)險(xiǎn)。

5 優(yōu)化方案設(shè)計(jì)及仿真分析結(jié)果

5.1 優(yōu)化方案設(shè)計(jì)

Base方案風(fēng)扇罩殼加強(qiáng)筋處沒有倒圓角，高度4 mm，寬度3.5 mm，根據(jù)實(shí)車情況進(jìn)行方案優(yōu)化，在Base方案基礎(chǔ)上在風(fēng)扇罩殼加強(qiáng)筋處倒圓角，高度增加到8 mm，寬度增加到5 mm，并在支架上增加一根鋼管，優(yōu)化模型如圖7所示。

5.2 優(yōu)化方案有限元結(jié)果分析

對(duì)冷卻風(fēng)扇結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，分析參數(shù)同前面保持一致，對(duì)其重新進(jìn)行模態(tài)分析，得到的分析結(jié)果如圖8所示。優(yōu)化方案在第1階模態(tài)頻率為45.5 Hz，第2階模態(tài)頻率59 Hz，與車架避開了共振，模態(tài)滿足要求。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，模態(tài)頻率避開了帶角度搓板路的49 Hz加速度峰值，但優(yōu)化后的支架二階模態(tài)頻率59.1 Hz與直搓板路55 Hz間隔比較近。需要校核風(fēng)扇及支架在直搓板路激勵(lì)下的強(qiáng)度結(jié)果［6］。優(yōu)化后的冷卻風(fēng)扇支架在直搓板路下強(qiáng)度分析結(jié)果如圖9所示，由圖可知，支架在58 Hz時(shí)構(gòu)件最大應(yīng)力為177 MPa，小于Q235的屈服強(qiáng)度，滿足要求。冷卻風(fēng)扇自身在直搓板路下強(qiáng)度分析結(jié)果如圖10所示，由圖可知，風(fēng)扇在59 Hz時(shí)對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力為16.12 MPa，小于40 MPa目標(biāo)值，優(yōu)化后，冷卻風(fēng)扇的應(yīng)力相比Base方案下降67%，滿足強(qiáng)度要求。

6 優(yōu)化前后結(jié)果對(duì)比分析

Base方案與優(yōu)化方案結(jié)果分析對(duì)比如表2所示，由表可以看出，冷卻風(fēng)扇罩殼頻率在47 Hz時(shí)最大應(yīng)力為47.7 MPa，大于目標(biāo)值，不滿足強(qiáng)度要求。優(yōu)化后方案頻率避開共振，冷卻風(fēng)扇罩殼在頻率為59 Hz時(shí)最大應(yīng)力為16.1 MPa，滿足要求，證明了優(yōu)化方案的可行性。

7 結(jié)語

本文中的冷卻風(fēng)扇罩殼加強(qiáng)筋處強(qiáng)度不足，存在潛在斷裂風(fēng)險(xiǎn)，采用模態(tài)頻率響應(yīng)分析方法對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行有限元分析，確定原因并給出優(yōu)化方案。通過頻率響應(yīng)分析，確定初始方案的冷卻風(fēng)扇第2階模態(tài)為48.7 Hz，與車架發(fā)生共振，風(fēng)扇在47 Hz時(shí)最大應(yīng)力為47.7 MPa，出現(xiàn)在風(fēng)扇罩殼大筋處，強(qiáng)度不能滿足要求。對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，并進(jìn)行分析，結(jié)果表明，冷卻風(fēng)扇經(jīng)優(yōu)化后，避開了帶角度搓板路的49 Hz加速度峰值，在直搓板路59 Hz時(shí)最大應(yīng)力為16.12 MPa，小于40 MPa目標(biāo)值，應(yīng)力明顯下降，強(qiáng)度滿足要求。本文的優(yōu)化方案能夠?yàn)樵O(shè)計(jì)人員提供重要參考。

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作者簡介：

趙俊，男，1991年生，工程師，研究方向?yàn)槠囋O(shè)計(jì)。