基于頻率響應的汽車冷卻風扇分析及優化

摘要：汽車冷卻風扇工作環境較復雜，一方面要承受來自地面傳遞給車身的激勵，另一方面，風扇及電機的自重以及風扇轉動同樣會造成一定的影響，所以冷卻風扇設計的合理性至關重要。以汽車冷卻風扇為研究對象，首先使用Hypermesh建立有限元模型，以Nastran軟件為求解器，對冷卻風扇進行模態頻率響應分析。結果顯示：冷卻風扇第2階模態頻率與路面激勵發生共振，風扇罩殼在47 Hz時最大應力為47.7 MPa，大于目標值40 MPa，不滿足強度要求。對冷卻風扇進行優化設計，對優化后的方案進行模態分析和強度校核，結果顯示：模態和強度均滿足要求，說明該分析方法可以為工程類零件設計提供參考依據。

關鍵詞：冷卻風扇;頻率響應分析;強度校核;優化設計

中圖分類號：U461 收稿日期：2024-10-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.12.027

1 前言

汽車冷卻風扇主要為發動機和其他汽車前端關鍵部件提供散熱，確保它們在工作時保持適宜的溫度，提高汽車的冷卻效率，維持汽車的正常運行。汽車在高溫環境下或者重載情況下，發動機會產生更多的熱量，冷卻風扇作用變得尤為重要，因此需要從設計上保證冷卻風扇工作的可靠性［1］。由于冷卻風扇所承受的載荷較為復雜。一方面，風扇自重以及風扇的轉動會對風扇壽命產生影響；另一方面，風扇要承受來自地面傳遞給車身的激勵，如果風扇的固有頻率和路面激勵頻率產生耦合，會導致共振，風扇壽命會急劇下降［2］。因此對冷卻風扇進行強度和模態分析，保證風扇不會發生共振，具有重要的現實意義。

本文以某車冷卻風扇為主要研究對象，對其進行網格劃分，施加邊界條件和實測加速度激勵，對冷卻風扇進行約束模態及振動強度分析，并對其結構進行優化。

2 頻率響應分析理論介紹

頻率響應分析主要用于計算結構在簡激勵作用下的穩態動力響應，這種分析方法反映了結構響應與外激勵之間的傳遞關系，頻率響應分析中，載荷是時間的諧函數，需要指定它的大小、頻率和相位。Nastran提供了兩種計算頻率響應的方法：直接頻率響應分析法和模態頻率響應分析法。

直接法（SOL 108）是按照給定的激勵頻率直接求解運動方程的方法，適用于小模型在少數幾個激勵頻率下的求解；模態法（SOL 111）則是利用結構模態響應的疊加得到某一給定頻率下的響應結果，適用于大結構在許多激勵頻率下的計算［3］。由于模態響應分析法計算速度比直接頻率響應分析法速度快，并且能夠更精確地捕捉響應峰值，所以本文采用模態頻率響應法分析法對冷卻風扇進行分析。

3 Base方案有限元模型建立

3.1 網格模型建立

導入幾何模型到hypermesh，進行有限元網格劃分。網格劃分是非常重要的一步，網格劃分的質量影響到整個分析的準確性和效率。因此在網格劃分時，首先需要對模型進行幾何清理，比如刪除曲面、填補缺失面、設置幾何清理容差、縫合自由邊、刪除重復面等。接下來進行網格劃分，網格劃分基本尺寸為5 mm，建立完成的網格模型如圖1所示，該模型共有網格節點數57 439個，單元數40 423個。網格劃分完后進行網格質量檢查，對質量不合格的單元進行質量調整。

3.2 材料參數

3.3 邊界條件施加

邊界條件的設定是有限元分析關鍵步驟。邊界條件會直接影響分析結果，因此需要結合實際工況正確設定邊界條件，以確保分析結果的準確性和有效性。冷卻風扇在實車中與車架通過5個螺栓孔連接，參考實車約束，將模型賦予材料參數后，施加邊界條件，將冷卻風扇與車架安裝位置進行六自由度全約束，如圖2所示。

3.4 載荷施加

進行冷卻風扇頻率響應分析時，施加實車在帶角度搓板路和直搓板路下實測加速度激勵，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方案仿真結果分析

4.1 模態分析

有限元模態分析可以獲得模型的固有頻率和振型，根據固有頻率、振型和外界激勵，可以判斷模型在外界激勵下是否會發生共振。如果外界激勵頻率與自身固有頻率接近時，將發生共振，這時振幅、應力與應變較大，容易損壞，一般情況下，設計產品時，需要了解產品的主要固有頻率，以避開激勵頻率。

汽車冷卻風扇約束模態分析是為了研究冷卻風扇在外部載荷作用下的振動特性和固有頻率。模態分析約束如圖2所示，圖4為Base方案第1、第2階模態頻率結果圖，分析結果顯示：冷卻風扇第一階頻率為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，而冷卻風扇第2階模態為48.7 Hz，兩者發生共振，存在潛在強度風險，需要進行強度校核。

4.2 強度分析

強度分析工況采用頻率響應分析手段進行分析，頻響模型遞交到NASTRAN求解器，進行求解，求解完成后讀取分析結果，冷卻風扇支架在不同頻率下對應的最大應力如圖5所示，由圖可知，支架在62 Hz時構件最大應力為164 MPa，位于安裝孔處，小于Q235的屈服強度，滿足要求。

冷卻風扇在不同頻率下對應的最大應力如圖6所示，由圖可知，風扇本身在47 Hz時最大應力為47.7 MPa，出現在風扇罩殼加強筋處［5］。根據風扇材料，預估風扇振動疲勞強度40 MPa，風扇的最大應力大于其振動疲勞強度，存在斷裂風險。

5 優化方案設計及仿真分析結果

5.1 優化方案設計

Base方案風扇罩殼加強筋處沒有倒圓角，高度4 mm，寬度3.5 mm，根據實車情況進行方案優化，在Base方案基礎上在風扇罩殼加強筋處倒圓角，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，優化模型如圖7所示。

5.2 優化方案有限元結果分析

對冷卻風扇結構優化后，分析參數同前面保持一致，對其重新進行模態分析，得到的分析結果如圖8所示。優化方案在第1階模態頻率為45.5 Hz，第2階模態頻率59 Hz，與車架避開了共振，模態滿足要求。

結構優化后，模態頻率避開了帶角度搓板路的49 Hz加速度峰值，但優化后的支架二階模態頻率59.1 Hz與直搓板路55 Hz間隔比較近。需要校核風扇及支架在直搓板路激勵下的強度結果［6］。優化后的冷卻風扇支架在直搓板路下強度分析結果如圖9所示，由圖可知，支架在58 Hz時構件最大應力為177 MPa，小于Q235的屈服強度，滿足要求。冷卻風扇自身在直搓板路下強度分析結果如圖10所示，由圖可知，風扇在59 Hz時對應的最大應力為16.12 MPa，小于40 MPa目標值，優化后，冷卻風扇的應力相比Base方案下降67%，滿足強度要求。

6 優化前后結果對比分析

Base方案與優化方案結果分析對比如表2所示，由表可以看出，冷卻風扇罩殼頻率在47 Hz時最大應力為47.7 MPa，大于目標值，不滿足強度要求。優化后方案頻率避開共振，冷卻風扇罩殼在頻率為59 Hz時最大應力為16.1 MPa，滿足要求，證明了優化方案的可行性。

7 結語

本文中的冷卻風扇罩殼加強筋處強度不足，存在潛在斷裂風險，采用模態頻率響應分析方法對冷卻風扇進行有限元分析，確定原因并給出優化方案。通過頻率響應分析，確定初始方案的冷卻風扇第2階模態為48.7 Hz，與車架發生共振，風扇在47 Hz時最大應力為47.7 MPa，出現在風扇罩殼大筋處，強度不能滿足要求。對冷卻風扇進行結構優化設計，并進行分析，結果表明，冷卻風扇經優化后，避開了帶角度搓板路的49 Hz加速度峰值，在直搓板路59 Hz時最大應力為16.12 MPa，小于40 MPa目標值，應力明顯下降，強度滿足要求。本文的優化方案能夠為設計人員提供重要參考。

參考文獻：

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作者簡介：

趙俊，男，1991年生，工程師，研究方向為汽車設計。