车用散热器结构动强度的有限元分析

农业机械学报

第32卷第6期

车用散热器结构动强度的有限元分析

彭巧励　郑联珠　王登峰　吕　伟　陈吉安

　　【摘要】　建立了管带式车用散热器的有限元模型,对其动强度进行了计算分析,得出了散热器应力场分布及其危险位置,并在MTS振动台上进行了试验验证。结果表明,有限元计算结果可靠,此模型可为散热器结构参数的改进提供理论依据。

叙词:散热器　动强度　有限元分析中图分类号:U4.138+.2

文献标识码:AFiniteElementAnalysisofStructuralDynamicStrength

forTube-and-finRadiatorofVehicles

PengQiaoli　ZhengLianzhu　WangDengfeng　LüWei　ChenJi’an

(JilinUniversity)

Abstract

Theradiatorisanimportantcomponentinawater2coolingsystemofinternal2combustionengine.

Itaffectsthemotivity,thereliabilityandtheeconomicsofaninternal2combustion

Inthispaperafiniteelement

engine.Astherandomvibrationalloadfromtheengineandtheroad,aradiatoroftenfailsduetotheweldleakcausedbyinsufficientstructuraldynamicstrength.

modelforthetube2and2finradiatorofvehiclewasdevelopedandastructuraldynamicstrengthanalysisofradiatorwasperformed.TheexperimentswereconductedonaMTSvibrationtestsystem.Theresultsfromthetestsandthefiniteelementanalysisshowedagoodconsistency.Thestressdistributionandthedangerouszoneoftheradiatorwereobtained.Alltheresultsfromthefiniteelementanalysiswillbeusedtoimprovearadiatorstructure.

Keywords　Radiator,Dynamicstrengthofstructure,Finiteelementanalysis

　　前言

散热器是水冷式内燃机冷却系统中一个重要部件。汽车在行驶过程中,散热器承受来自发动机和路面的振动载荷,若其结构强度不足,会使其各部件间的焊缝产生裂缝而渗漏,从而影响发动机的正常工作。常见的散热器分为管片式与管带式两种,其中管带式目前应用更为广泛。由于管带式散热器结构复杂及计算机软硬件条件的,前人在其结构强度有限元分析方面所作研究很少。本文以CA120F汽

收稿日期:20010117

彭巧励　吉林大学汽车工程学院　博士生,130025　长春市郑联珠　吉林大学汽车工程学院　教授　博士生导师王登峰　吉林大学汽车工程学院　教授　博士生导师吕　伟　吉林大学汽车工程学院　硕士生陈吉安　吉林大学汽车工程学院　博士后

车所装1301132AL型散热器为例,应用有限元分析技术对车用管带式散热器的结构动强度进行了分析。

1　有限元模型的建立

111　力学模型分析

散热器的左右吊耳通过橡胶垫由螺栓固定在车架上,汽车行驶中,来自发动机与路面的振动载荷由车架通过橡胶垫作用在散热器左右吊耳上,且由路面传来的振动载荷为随机载荷。因此,散热器工作过

　第6期彭巧励等:车用散热器结构动强度的有限元分析23

程中力学模型可描述为左右吊耳固定并承受随机载荷的动态力学模型。在台架振动试验中,散热器固定模式和承载点与实车相

同,所受载荷为正弦变化

11散热器吊耳　21联接螺栓

周期载荷。图1为散热器

31橡胶垫　41车架或试验台

力学模型示意图。架112　单元的选取

管带式散热器结构非常复杂,1301132AL型散热器包括上下主片、上下储水室、冷却水管、散热带、左右支撑板、左右侧片以及左右吊耳。散热器各个零件由不同厚度、不同材质的板材或带料制成,均为结构复杂、厚度各不相同的薄壁件,所以运用抽取中性平面的方法,选取板壳单元来建立其有限元模型。所选用的弹性变形板壳单元具有弯曲与膜片特性,可以施加垂直于单元平面的载荷(如图2a中F1、F2)或单元平面内的载荷(如图2a中F3、F4、F5、F6)。每个单元有4个节点A、B、C、D,每个节点具有6个自由度,分别为x、y、z方向的线位移自由度以及绕x、y、z轴的转角自由度。该单元具有应力强化与大变形性能,单元厚度通过4个节点处的厚度给出,可以指定单元的基本刚度,还可以给单元指定各向异性的材料参数。弹性变形板壳单元的几何形状、节点位置与坐标系如图2a所示。通过指定板壳单元的厚度来输入各个零部件的厚度。散热器左右吊耳各垫一个起缓冲减振作用的橡胶垫,由螺栓、螺母与锁销固定在车架或振动试验台上(图1)。在有限元模型中,在相应位置各选用一个拉压弹簧阻尼组合单元来模拟橡胶垫的缓冲减振作用。所选用的拉压弹簧阻尼组合单元是一个单轴的拉压单元,有两个节点I、J,每个节点具有3个自由度,分别为x、

y、z方向的线位移自由度,刚度通过k定义,阻尼系

图1　力学模型示意图

组合单元的几何形状、节点位置与坐标系如图2b所

示。

图2　所选单元示意图(a)弹性变形板壳单元　(b)拉压弹簧阻尼组合单元

1.3　网格划分　网格划分时既要力求准确反映原结构几何和力学特性,又要尽量减少单元节点的数量,降低计算工作量。经初算后在应力较大的危险部位细化网格,如主片与冷却水管相连的焊缝处,如图3a所示;在上下储水室、支撑板、侧片等部位网格相对粗糙一些,如图3b所示。利用零部件的结构对称性可简化建模过程,比如主片,可先建立1󰃗4实体模型,对其进行网格划分,再将网格进行一次或两次对称复制即可。图3c为所建立的散热器有限元模型及网格划分图。表1列出了散热器各零部件材料及网格划分明细情况。模型包括41767个单元,其中板壳单元41765个,弹簧阻尼组合单元2个;38097个节点;228574个自由度。

图3　网格划分

(a)焊缝(2∶1)　(b)侧片(1∶10)(c)散热器有限元模型及网格划分

数通过CV定义,不考虑弯曲与扭转。拉压弹簧阻尼

表1　散热器各零部件材料及网格划分明细表

零部件名称上、下主片上储水室下储水室冷却水管左、右支撑板左、右侧片左、右吊耳

主片与冷却水管联接处焊缝上下储水室与上下主片联接处焊缝

左、右缓冲垫

材　料黄铜H68M黄铜H68M黄铜H68M黄铜H90Y2优质碳素结构钢08Al优质碳素结构钢08Al优质碳素结构钢08Al　锡铅锑焊料40A(30A)　锡铅锑焊料40A(30A)

橡胶

厚度󰃗mm

0.70.80.80.131.01.52.54.00.652

单元类型弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹性变形板壳单元弹簧阻尼组合单元

单元数目

2×3572973998108×2402×1442×5412×1962×108×202×3242×1

24农　业　机　械　学　报2001年　

1.4　约束与加载

据文件中。图6为试验系统示意图。

约束吊耳与试验台或车架固定处节点的2个自由度,即ux=0、uy=0,以表示散热器不能横向或前后运动,只能随试验台或车架上下运动或绕x、y、z轴轻微转动。力载

荷F通过拉压弹簧图4　约束与加载阻尼组合单元加在

散热器上。约束与加载情况如图4所示。图6　试验系统示意图11MTS振动试验台　21散热器　31应变片　41温度补偿片

　3　理论计算与试验结果分析表2为理论计算与台架试验所测散热器部分应力结果对比,具体位置见图5所示。理论建模时为了减少单元、节点数量,减少计算量与计算时间,对模型做了一定的简化,理论结果与试验结果的相对误差为5%～30%,一般在10%左右,个别位置将近30%,在工程计算允许范围内,可以认为理论模型基本正确,理论计算可信。表2中Ρ1、Ρ2的试验值按下式计算:

)E(Ε+Ε0°90°±Ρi=

2(1-Λ)

2E2(1+Λ)

(Ε)2+(Ε)2　(i=1,2)-Ε-Ε0°45°45°90°

2　试验验证为了验证理论模型,在长春一汽富奥散热器公

司散热器研究所实验室的MTS振动试验台上对1301132AL型散热器进行了耐振性能测试。试验时,将散热器内部注满温水后密封,按散热器在汽车上的实际安装方式,将散热器左右吊耳各垫一橡胶垫,通过螺栓、螺母、锁销固定在试验台上。该振动试验台能实现正弦波上下振动。由于1301132AL型散热器主要装在轻型车CA120F上,其整车质量小于215t,所以试验时按照国家标准规定激振频率选

2

取为20Hz,加速度峰值选取为25m󰃗s,振幅选取为±1158mm,振动方向选取为垂直。

根据有限元初步分析结果,分别在被测散热器的上下主片、冷却水管、上下储水室、左右侧片各关键部位的测试点上共布置了19枚直角应变花、20枚单片应变片,来测试散热器在振动试验台上的应力场分布。图5为应变片的分布示意图。

式中　E——材料的弹性模量

Λ——材料的泊松比、、——直角应变花相应位置的应变Ε0°Ε45°Ε90°

片所测得的应变

表2中Ρz为冷却水管沿高度方向的拉压应力。

表2　理论计算及试验所测的散热器典型位置

应力结果对比

位置

零部件名称上储水室上主片冷却水管左侧片

变量Ρ1Ρ2Ρ1Ρ2ΡzΡ1Ρ2

应力󰃗MPa理论值

211845115969113756015015401673818139

相对误差󰃗%

1115727110-71484104-6162101588154

试验值

119579112511486901482050196033719709

1

234

-01121-0170105

为了分析散热器在实际危险工况下的强度情

况,根据实车道路试验,应用此模型,施加恶劣工况

图5　MTS振动试验台上应变片的分布示意

11上储水室　21上主片　31冷却水管　41左侧片

布置在散热器上的应变片与温度补偿片按照半桥接法连接到电桥盒上组成测量桥路,信号通过动态应变仪放大后输入美国Iotech公司生产的Daqbook120数据采集系统,最终记录到计算机的数

下可能达到的10g的垂直加速度动载荷,对1301132AL型散热器进行了强度分析。图7为计算得到的散热器各个零部件的vonMises应力场分布,vonMises等价应力为Ρe=

1)2+(Ρ2)2+(Ρ3)2][(Ρ1′-Ρ2′′-Ρ3′′-Ρ1′

2

12

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图7　散热器各零部件有限元计算vonMises应力分布图

(a)某一冷却水管与上主片联接处焊缝　(b)右吊耳　(c)右侧片　(d)上主片　(e)上储水室

式中　Ρ1′、′、′——主应力Ρ2Ρ3

图7中MX标记了应力最大处,MN标记了应力最小处。

　　通过分析计算结果可知,现有散热器侧片(von～8716MPa,其强度极限为Mises应力范围为013

200MPa)、支撑板(vonMises应力范围为0106～815MPa,强度极限为200MPa)、上下储水室(vonMises应力范围为01027～7617MPa,强度极限为

冷却水管(vonMises应力范围为01006294MPa)、

却接近钎焊焊料的强度极限,另外散热器工作中钎

焊焊缝处还要承受温度载荷产生的热应力与系统内部压力产生的应力,这些都增大了钎焊焊缝处的危险程度,因此应选用强度更高的钎焊焊料或改进钎焊工艺以提高其强度。

4　结论

(1)建立了管带式车用散热器强度分析有限元

～1811MPa,强度极限为400MPa)、主片(vonMises应力范围为0108～3419MPa,强度极限为294MPa)应力水平较低,其应力峰值远低于其材料的许用应力,说明其强度足够,在满足强度要求的前提下可考虑降低其厚度以节省钢材与铜材。

由于钎焊所用的锡铅焊料强度低(根据所用牌号及工作温度不同,其强度极限为13～60MPa),虽然上下储水室与上下主片联接处焊缝和冷却水管与上下主片联接处焊缝的应力相对其他部位绝对值不太大(vonMises应力范围为0112～1818MPa),但

参

考

模型。试验结果表明,所建立的有限元模型合理,有

限元分析结果基本可靠,可据此对散热器的结构进行改进。

(2)通过分析得知,现有1301132AL型散热器各零部件本身应力峰值远低于其材料的许用应力,强度足够,在满足强度要求的前提下可考虑降低其厚度以节省材料;上下储水室与上下主片联接处焊缝和冷却水管与上下主片联接处焊缝的应力接近焊料的强度极限,比较危险,应选用强度更高的钎焊焊料或改进钎焊工艺以提高其强度。

文献

1　吴诰　.汽车结构计算的有限元法.广州:华南理工大学出版社,1993.

2　常宝华,史耀武,董仕节.胶焊、点焊和胶接接头应力分布的比较分析.汽车技术,1998(3):24～28