唐 念， 胡 溧*， 楊啓梁， 許 晶， 朱桂芳

(1.武漢科技大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，湖北 武漢 430065；2.東風(fēng)馬勒熱系統(tǒng)有限公司，湖北 武漢 430056)

隨著我國高速公路的通車?yán)锍淘絹碓介L，汽車不斷向高速型發(fā)展，用戶對大功率發(fā)動機(jī)的需求越來越強(qiáng)烈[1]，同時汽車的高度緊湊化與汽車輕量化設(shè)計導(dǎo)致許多散熱器冷卻模塊在使用過程中出現(xiàn)斷裂損傷等問題。因此，對散熱器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和耐久可靠性也提出了更高的要求。前人研究發(fā)現(xiàn)通過合理地運用橡膠減振墊能夠有效地降低散熱器產(chǎn)品失效的問題，常采用的方法是選用不同硬度的橡膠減振墊來獲得較好的減振效果。

1 散熱器冷卻模塊拉桿斷裂情況及改進(jìn)方案

某企業(yè)新開發(fā)的一款商用車散熱器冷卻模塊，主要由散熱器和中冷器兩部分組成，在使用過程中出現(xiàn)了散熱器拉桿斷裂故障，如圖1所示。通過分析可以初步確定是由于振動與沖擊導(dǎo)致該款商用車散熱器冷卻模塊拉桿斷裂。本文采用有限元仿真分析與試驗驗證相結(jié)合的方法，對散熱器冷卻模塊進(jìn)行模態(tài)分析與隨機(jī)振動分析，確定了拉桿斷裂原因，并提出了相應(yīng)的改進(jìn)方案。

圖1 散熱器冷卻模塊拉桿斷裂故障圖

2 散熱器冷卻模塊模態(tài)分析與試驗驗證

2.1 散熱器冷卻模塊模態(tài)分析

模態(tài)分析是一種以振動理論為基礎(chǔ)，以模態(tài)參數(shù)為目標(biāo)的分析方法，通過它可以確定模態(tài)頻率、模態(tài)振型和模態(tài)阻尼等模態(tài)參數(shù)[2]。首先利用CATIA軟件建立散熱器冷卻模塊的三維模型，再將建立的三維模型導(dǎo)入到Ansys中[3-4]。其中散熱器主要由護(hù)板、水室、主片、散熱水管、散熱帶和拉桿等零部件組成，護(hù)板和拉桿所用材料為鋼材，水室所用材料為尼龍，其他零部件包括中冷器所用材料為鋁合金，各材料屬性見表1[4]。

表1 散熱器冷卻模塊材料及屬性

對散熱器冷卻模塊模型的圓角和倒角進(jìn)行幾何清理，簡化冷凝器結(jié)構(gòu)，在冷凝器幾何重心位置分配一個質(zhì)量為2.5 kg的附加質(zhì)量點以模擬冷凝器。散熱器冷卻模塊各零部件之間的連接大多采用螺栓進(jìn)行剛性連接，可用Bonded接觸模擬，散熱器的散熱管、散熱帶和主片之間為釬焊焊接，可用共節(jié)點模擬，散熱器水室與主片之間的鎖扣連接也采用Bonded接觸連接。中冷器散熱管、散熱帶、主板和散熱管內(nèi)翅片之間為釬焊連接，采用共節(jié)點來實現(xiàn)。由于散熱器冷卻模塊與車架相連接，為了與實際情況盡量保持一致，將懸置支架與車架相連的四個螺栓孔、支撐桿與側(cè)護(hù)板相連的兩個螺栓孔全部采用固定約束的方式，將其6個自由度全部約束，約束條件設(shè)置為固定約束。

通過對散熱器冷卻模塊進(jìn)行模態(tài)有限元計算，不僅可以為散熱器冷卻模塊故障診斷和結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計提供依據(jù)，而且可以降低檢測成本，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期[6]。仿真計算出散熱器冷卻模塊前六階振型云圖如圖2～7所示。

圖2 一階模態(tài)振型_(11.1 Hz)

圖3 二階模態(tài)振型_(20.8 Hz)

圖4 三階模態(tài)振型_(25.1 Hz)

圖5 四階模態(tài)振型_(46.4 Hz)

圖6 五階模態(tài)振型_(48.3 Hz)

圖7 六階模態(tài)振型_(65.2 Hz)

2.2 散熱器冷卻模塊試驗驗證

為了驗證散熱器冷卻模塊有限元模型的正確性，對散熱器冷卻模塊進(jìn)行振動臺臺架掃頻試驗，散熱器冷卻模塊按照實車安裝狀態(tài)固定在振動臺上，如圖8和圖9所示(2#加速度傳感器固定在散熱器側(cè)護(hù)板上，3#加速度傳感器固定在散熱器拉桿上)，散熱器冷卻模塊掃頻試驗使用的振動測試設(shè)備，其包括有DC-6500-65電磁振動試驗臺、RC-2000數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)、功率放大器、水冷式熱交換器、單向加速度傳感器和導(dǎo)線等。掃頻工況見表2，有限元計算結(jié)果與掃頻試驗結(jié)果對比見表3。

圖8 掃頻試驗現(xiàn)場圖(2#)

圖9 掃頻試驗現(xiàn)場圖(3#)

表2 散熱器冷卻模塊掃頻工況

表3 散熱器冷卻模塊有限元計算結(jié)果與掃頻試驗結(jié)果對比

從表3中可以看出，散熱器冷卻模塊掃頻試驗與仿真計算的模態(tài)頻率最大誤差為11.3%，平均誤差在10%以內(nèi)，說明所建立的有限元模型比較準(zhǔn)確，能夠滿足后期隨機(jī)振動仿真計算的要求。同時掃頻試驗測得散熱器冷卻模塊43 Hz(四階模態(tài)頻率)時，其加速度值為36.6 g，遠(yuǎn)大于其他階模態(tài)頻率時的加速度值，因此判斷拉桿斷裂可能是由四階模態(tài)頻率共振時導(dǎo)致。

3 散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動試驗與仿真分析

3.1 散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動試驗

為了進(jìn)一步確定散熱器冷卻模塊失效原因，將散熱器冷卻模塊按照實際要求安裝在試驗整車上，參考GB/T 7031-2005路譜試驗標(biāo)準(zhǔn)，在整車場進(jìn)行路譜試驗，測得其所受到的振動時域信號，再對時域信號進(jìn)行分析處理，選擇合理的時域信號轉(zhuǎn)化為PSD(功率譜密度)信號，作為路譜信號。

以路譜信號作為臺架激勵信號，在振動實驗室進(jìn)行散熱器冷卻模塊臺架隨機(jī)振動試驗，測得散熱器側(cè)護(hù)板和拉桿處三個方向的臺架隨機(jī)振動信號如圖10～13所示，其RMS值(加速度有效值)和最大峰值見表4。對比分析三個方向的隨機(jī)振動試驗數(shù)據(jù)和路譜信號可以得到，散熱器冷卻模塊拉桿處在X方向的隨機(jī)振動最大峰值為18.91 g2/Hz，分別是Y方向和Z方向最大峰值的14.0倍和37.1倍，遠(yuǎn)大于其他方向的最大峰值，同時X方向拉桿處RMS值也分別是Y方向和Z方向RMS值的2.3倍和3.3倍，大于其他方向的RMS值，因此可以確定拉桿斷裂是由于X方向的振動導(dǎo)致的斷裂。

圖10 隨機(jī)振動X方向側(cè)護(hù)板處信號

圖11 隨機(jī)振動X方向拉桿處信號

圖12 隨機(jī)振動Y方向側(cè)護(hù)板和拉桿處信號

表4 散熱器冷卻模塊側(cè)護(hù)板處、拉桿處RMS值和最大峰值

3.2 散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動仿真分析

受限于客觀試驗條件，雖然已經(jīng)確定拉桿斷裂是由于X方向的振動導(dǎo)致，但由于隨機(jī)振動試驗中只能確定隨機(jī)振動峰值和RMS值，無法用應(yīng)力值更加直觀、準(zhǔn)確地確定拉桿斷裂的原因。因此，采用有限元法仿真計算隨機(jī)振動時X方向上拉桿處的應(yīng)力。參考散熱器行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，將懸置支架與車架相連的四個螺栓孔、支撐桿與側(cè)護(hù)板相連的兩個螺栓孔全部采用固定約束，同時由于工裝夾具對散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動有影響，所以激勵信號采用圖10中側(cè)護(hù)板處的信號。

仿真計算得到X方向激勵下散熱器冷卻模塊拉桿處隨機(jī)振動應(yīng)力分析結(jié)果如圖14所示。從圖中可以看出，在X方向激勵下，散熱器冷卻模塊拉桿處的最大應(yīng)力為312 MPa遠(yuǎn)大于拉桿所用的20號鋼材的許用應(yīng)力130 MPa。通過散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動試驗和仿真分析相結(jié)合的方法，最終確定是由于拉桿在X方向激勵下，其所受應(yīng)力遠(yuǎn)大于20號鋼材的許用應(yīng)力，導(dǎo)致拉桿斷裂。

圖14 X方向隨機(jī)振動激勵下應(yīng)力云圖

4 橡膠減振墊理論計算與試驗驗證

橡膠材料具有卷曲的長鏈分子結(jié)構(gòu)及分子間存在較弱的次級力，使得橡膠材料呈現(xiàn)出獨特的黏彈特性，具有良好的減振和隔音性能，因此橡膠減振墊能廣泛地應(yīng)用于減振、吸收沖擊與隔音等方面[7]。而橡膠減振性能的好壞又與橡膠墊硬度值的大小有著直接關(guān)系，因此考慮在懸置支架與車架連接處添加橡膠墊，用于減少散熱器冷卻模塊所受到的振動與沖擊，如圖15所示。

圖15 橡膠減振墊布置圖

通過臺架隨機(jī)振動試驗探究橡膠墊在不同硬度下，散熱器冷卻模塊拉桿處加速度傳感器所測得的RMS值，分析RMS值隨橡膠墊硬度的變化趨勢，從而確定最佳的橡膠墊硬度值，降低拉桿處的應(yīng)力值，以提高其使用壽命。散熱器冷卻模塊質(zhì)量為65 kg，采用四個橡膠墊呈對稱關(guān)系布置在懸置支架與車架的連接處，則每一個橡膠墊需要承受的質(zhì)量為m=16.25 kg，將其簡化為單自由度振動系統(tǒng)，則在外界振動的激勵下，此單自由度振動系統(tǒng)的固有頻率為：

(1)

式中：f0為單自由度振動系統(tǒng)的固有頻(Hz)；K′為橡膠墊的動剛度(N/mm)。

假設(shè)外界激勵的頻率為f，外界激勵的頻率與單自由度振動系統(tǒng)的固有頻率之比為Z，則橡膠減振墊的振動傳遞系數(shù)為：

(2)

式中：T為橡膠墊振動傳遞系數(shù)(Hz)；ε為此單自由度振動系統(tǒng)的阻尼比。

(3)

橡膠墊所用材料為氯丁橡膠。散熱器冷卻模塊X方向的掃頻試驗中，某一階共振頻率與X方向的路譜信號中某一峰值點處的頻率26.3 Hz接近，則假設(shè)T為50%，外界激勵的頻率f取26.3 Hz，由式(1)和式(3)可計算出f0=15.2 Hz，K′=147.9 N/mm。

中間圓孔的半徑r1=6.5 mm，外圓半徑r2=25 mm，橡膠墊厚度h=25 mm。假設(shè)橡膠墊的硬度為Hr，由經(jīng)驗公式可求出橡膠墊的楊氏模量E和剪切模量G：

logE=0.019 8Hr-0.543 2

(4)

(5)

(6)

參考相關(guān)文獻(xiàn)，橡膠墊的動剛度與靜剛度之比可取d=K′/K2=1.7[8-10]，由式(4)、(5)、(6)計算可得Hr=57 HA，接近于60 HA。為了驗證理論計算的準(zhǔn)確性，同時確定橡膠墊減振效果最佳時的硬度值，將橡膠墊分成六種不同硬度加工，通過散熱器冷卻模塊隨機(jī)振動臺架試驗，測得橡膠墊在不同硬度下，拉桿處加速度傳感器所測得的RMS值見表5。從表5中可以看出，橡膠墊的最佳硬度值為60 HA。

表5 不同硬度橡膠墊下拉桿處的RMS值

確定了橡膠墊的硬度后，再對散熱器冷卻模塊三個方向進(jìn)行隨機(jī)振動臺架試驗，測得側(cè)護(hù)板處和拉桿處的RMS值。原始狀態(tài)(無橡膠墊)和橡膠減振墊的硬度為60 HA時側(cè)護(hù)板處和拉桿處的RMS值對比見表6，從表6中可以看出，當(dāng)橡膠減振墊的硬度為60 HA時，X方向側(cè)護(hù)板處RMS值下降了30.4%，拉桿處的RMS值下降了45.2%，但Y方向和Z方向的RMS值變化不明顯。

5 結(jié)束語

(1)通過有限元模態(tài)分析與掃頻試驗相結(jié)合的方法，確定了有限元模型的準(zhǔn)確性。

(2)由臺架隨機(jī)振動試驗確定了散熱器冷卻模塊拉桿是由于X方向的振動導(dǎo)致的斷裂，再通過隨機(jī)振動仿真計算出拉桿處的應(yīng)力值，最終確定了拉桿斷裂的原因。

(3)通過理論計算和隨機(jī)振動臺架試驗確定了橡膠墊減振效果最佳時的硬度值，降低了散熱器冷卻模塊所受到的振動與沖擊，提高了散熱器冷卻模塊的使用壽命。