車用散熱器易損區域的實驗分析

遲少林，馮 進，王 云

(1. 長江大學機械工程學院，湖北 荊州 434023；2. 法雷奧汽車空調湖北有限公司，湖北 荊州 434000)

1 引言

汽車散熱器由水室、主片、扁管等組成，是發動機冷卻系統的核心組件。其作用是將發動機散發的多余熱量經過二次熱交換在強對流作用下轉移耗散，性能優良的散熱器更佳有利于發動機輸出能力的發揮[1]。一旦散熱器發生損壞，如出現主片脫齒，扁管泄露等問題，發動機工作一定時間后，機體發熱將導致潤滑系統性能下降，使得零件磨損問題突出，嚴重時會迫使零件發生變形，且可能進一步出現裂紋[2][3]，從而導致發動機動力性能、可靠性、安全性全面降低。現代社會，逐步輕型化、經濟化、高效化的散熱器設計結構，對汽車散熱器的性能及材料要求越來越高[4][5]。

目前國內外學者針對散熱器的研究主要采用數值模擬的方式，且大多集中在數學模型研究、強化傳熱、冷卻介質等[6][7]。結構優化方面主要是對扁管和散熱翅片進行優化[8-10]。吳勇[11]等通過仿真和實驗的方法對比不同類型翅片的綜合性能，得出帶三角翼的多區域結構翅片綜合性能最優。郭健忠[12]等運用CFD方法對某型汽車管帶式百葉窗散熱器進行性能分析及翅片結構優化，得出百葉窗翅片結構中綜合性能最佳的翅片結構是間距2.4 mm，開窗角度27°。T. Arunkumar[13]等人通過對乙二醇冷卻液加入不同比例的Al2O3和MgO納米粒子介質，提高了散熱器總的傳熱系數。Xu Xiaowen[14]等人采用CFD方法獲得散熱器內部壓力場，溫度場等分布，認為波紋結構改為網格狀結構有助于提高傳熱效率。袁聿震[15]等對車用散熱器結構強度靜力學分析時，得出改變主片約束，減震墊厚的措施對扁管應力分布及大小影響不大。前期學者們對散熱器研究做出貢獻的同時，同樣留下了一些問題：通過CAE軟件仿真分析停留在理論上研究；仿真和實驗的結合研究更貼近實際工況，但并沒有提出合適的方法對失效散熱器的實驗數據進行分析。

本文以21XHP系列散熱器產品為研究對象，通過建立散熱器三維模型、并采用有限元分析的方法對散熱器易損區域初步分析后，利用壓力交變實驗對散熱器的實際工況進行模擬，最后提出采用兩參數威布爾分布方法對散熱器可靠性進行分析，確保設計的合理性和可靠性，并使其達到客戶的要求。

2 散熱器工作參數的確定

2.1 標準應力的確定

威布爾分布在工程領域中有著重要的地位，汽車行業普遍選擇標準對數正態分布方法處理疲勞壽命實驗數據，威布爾對數壽命計算公式為

log10δ=m*log10N+n

(1)

式中，m為形狀參數；n為尺度參數。

m，n可以根據已有的實驗數據選擇威布爾分布和對數正態分布，綜合計算得到m為-0.26，n為3.42；根據實驗循環次數N(本文120000次)可以由對數壽命計算公式得到標準應力δ，水室的標準應力為30MPa，主片的標準應力為116MPa，扁管的標準應力為119MPa。

2.2 工作參數

汽車散熱器水室和扁管需要有較好的熱傳導率、耐腐蝕性能和較高的強度，同時應滿足長期耐高溫以及對冷卻液脈沖作用的抵抗等要求[16][17]。目前，汽車行業散熱器水室的材料一般選用PA66塑料；散熱器主片、扁管和側板等選用3系復合鋁材。散熱器各組件對應的實驗參數如表1所示。

表1 散熱器各組件實驗參數

3 散熱器有限元仿真分析

3.1 散熱器有限元模型及網格劃分

采用CATIA軟件建立了散熱器的三維模型如圖1所示。由于散熱器不同組件的材料存在差異，且水室結構復雜，故將水室單獨作為一個部件進行有限元仿真，其它部件的相互作用采用邊界條件的方式進行加載；由于扁管及翅片的數量較多，本仿真僅取20%的區域作為和主片的接觸計算區域進行。

圖1 散熱器模型簡化

散熱器網格劃分采用Hyperworks軟件進行，要求既能較為準確地反映其幾何結構和力學特性，又要盡量減少單元節點的數量，以達到降低計算機工作負荷、減小仿真耗時的目的。對于結構復雜的水室及作為水室與扁管的過渡載體的主片采用了四面體網格，并在主片凸起部位進行網格加密處理；結構較為規整的扁管及翅片采用六面體網格；所有組件之間的接觸面均選擇過渡網格并進行網格加密。經初步有限元分析后，對模型危險截面再細化網格并進一步進行仿真。

圖2 水室、主片和扁管網格劃分

3.2 邊界條件和載荷施加

實驗時對散熱器按照實際車裝方式的邊界約束條

件，即將散熱器四個邊角固定。而Abaqus軟件仿真的邊界約束較為理性化，為了模擬和實際車裝的等效約束，這里選擇對遠離水室的各扁管底端進行Y方向平移約束及X，Z方向的轉動約束。為了模擬散熱器在實際工作中內部受壓狀態，對水室內部、扁管內部、主片內部均施加載荷230kpa的靜壓力。

3.3 仿真結果分析

3.3.1 水室組件應力分析

圖3和圖4為散熱器出、入口水室整體應力云圖，可以清晰地看到出口水室的整體受力情況主要分布在水室兩側，應力的極大值出現在水室側面的加強筋上。從局部放大圖可以看出，1處應力最大位置位于出口水室側邊的加強筋頂部；還可以看出，2處和3處應力最大位置都位于安放散熱扇的掛鉤處的加強筋附近。

圖3 散熱器出口水室整體應力分布云圖

圖4 散熱器入口水室整體應力分布云圖

對散熱器應力云圖進一步分析可以看出水室出口各位置處的最大應力值均大于標準應力，即這兩處為出口水室最易損壞的部位。入口處的最大應力均低于標準應力，相對較為安全，這是因為支流匯集至出口水室產生的壓力要比入口水室分流產生的壓力大，故需要對出口水室外部加強筋加高加寬處理，使得最大應力值低于標準應力，提升水室的抗形變能力。

3.3.2 主片、扁管組件應力分析

散熱器主片應力云圖如圖5所示，從圖中可以看出，主片的極大應力分布位置主要位于兩側，從放大圖中能看出最大應力為115Mpa，此處的應力最大值接近標準應力。圖6為散熱器扁管應力分布云圖，從云圖上可以看到扁管上應力分布主要集中在扁管和主片焊接位置，其最大應力為94Mpa，低于標準應力。雖然主片和扁管處的最大應力均低于標準應力，但依然存在破損的風險，故應考慮對兩者都進行優化。

圖5 散熱器主片應力分布云圖

圖6 散熱器扁管應力分布云圖

除了對水室加強筋優化外，還應該對扁管上接近主片的翅片盡可能地加密處理，使得相鄰的兩個扁管之間的翅片加多，這樣可以減弱扁管的變形，減少內應力，大大改善扁管受力狀態。通過對該類型的散熱器進行多次結構優化，結果表明，當翅片與主片距離控制在5mm以內，主片和扁管的應力分布不均勻問題可以得到有效解決。同一系列的鋁合金，主片的厚度對應力分布也有較大的影響，綜合考慮散熱器性能、壽命和成本，適量加厚主片不失為一種較好的措施。

3.3.3 散熱器受力位移分析

如圖7，為散熱器受交變壓力后放大的位移云圖，從圖中看出，受到交變壓力之后的水室發生了明顯變形，水室兩側均有向外側翻折的趨勢，最大位移量為1.4mm。該仿真結果可有效地反映出水室充滿冷卻液后的受力狀態，所形成的翻折位移也能很好地解釋實際應用中主片脫齒的現象。

圖7 散熱器受交變壓力后位移云圖

4 散熱器實驗分析

耐壓力交變疲勞實驗作為模擬和檢測散熱器實際使用工況的測試，是對散熱器扁管設計，扁管組裝或釬焊工藝，以及材料抗拉伸的一個綜合考驗[18]。基于上一節中有限元仿真結果，本節將通過實驗研究的方法，進一步對該散熱器的工作性能進行分析。

4.1 實驗條件

實驗條件如表2，進行120000次脈沖循環。

表2 散熱器壓力交變實驗條件

4.2 實驗設備和準備工作

實驗開始前，需要將樣件按照散熱器實際工作過程中的車裝方式安裝固定在實驗臺上，固定并用膠墊置于散熱器四個邊角[19]。散熱器的進、出口需要和實驗臺上的接口相匹配，還要注意接口處的密封效果，在實驗前的散熱器內部排空過程中，觀察散熱器是否存在泄露。實驗過程中，選擇50%EG冷卻液作為循環介質[20]；散熱器壓力交變實驗經歷120000次循環周期，每個周期持續3s。

圖8 實驗臺上車裝方式的散熱器

4.3 實驗結果分析

實驗數據如表3，從表中可以看出，樣件失效的直接原因是破損泄漏，集中在95000次循環左右，其中少數樣件出現過早泄漏，這可能和產品加工過程的不當操作及運輸途中發生的損壞有關。

表3 散熱器壓力交變實驗數據

如圖9為經交變壓力后的樣件圖，紅色標記區域為樣件受損區域。從圖9可以看出破損區域位置在樣件出口水室背部和入口側水室背部，這和水室與主片仿真結果得出的最大應力分布位置相吻合。

圖9 實驗后樣件破損位置

壓力交變實驗時散熱器內部壓力遠比散熱器實際工作壓力高，屬于高循環疲勞。從材料力學角度分析，主片和水室在交變壓力的作用下，應力較大位置率先疊加疲勞損傷，積累一定次數后材料從彈性變形漸漸轉變為塑性變形，最后產生裂紋或者突然完全斷裂。塑料材料在自身彈性變形范圍內，形變能力好于鋁合金材料，水室的膨脹與收縮帶動著主片的形變，這也是為何實驗后散熱器破損位置位于主片上而不是水室的主要原因。

4.4 散熱器失效類型的分析

兩參數威布爾分布較為準確的提供小數據樣本的失效預測，失效樣本數據較少時用威布爾分析是汽車行業的首選，在涉及安全性或極端費用時這種分析是較為重要的，它可以對出現的初期致命失效問題盡快地制訂有效的解決方案[21]。兩參數威布爾累計分布函數是指0～t時間內失效的概率，其表達式如下

(2)

從概率論方面理解，失效和成功概率之和應為1。那么與之對應的兩參數威布爾分布可靠性函數表達式

(3)

式中：Ft為威布爾累積分布函數；θ為尺度參數；β為形狀參數。

采用median rank regression方法是通過最小二乘法來進行線性擬合的，這里用最小二乘法對實驗數據處理如表4所示。

表4 最小二乘法參數數據表

根據最小二乘法參數求取公式

(4)

(5)

從而求出A、B參數的數值分別為2.41和-5.55，進一步的可解出β=2.41，θ=9.96。那么威布爾可靠性函數的表達式

(6)

這個表達式描述了本次實驗累計失效率和實驗總循環次數之間的關系，對本次實驗樣件可靠性進行評價，經計算可知B10=4×104，這就意味著實驗循環次數達到4萬次后，實驗失效的概率不超過10%。

那么可靠度函數表達式

(7)

根據公式可以求出本次實驗的可靠度為79%。而客戶要求壓力交變循環120000次要達到90%的可靠度，可見設計未符合客戶要求，需要重新設計。

機械設備在壽命期內，故障發生率與設備運行時間有關。圖10為反映設備壽命期內的故障分布浴盆曲線。兩參數威布爾分布可以很好地分析實驗樣件在早期故障期、偶發故障期和耗損故障期的壽命數據。威布爾函數中的參數β值對應著不同故障期，當β分別小于、等于和大于1時，分別對應著早期故障期、偶發故障期和耗損故障期。本次實驗中β為2.41，對應著耗損故障期，這也近似對數正態分布，說明了前面的實驗分析是符合實際工程的，這也是為何現在汽車行業同時選擇威布爾分布和對數正態分布的原由。

圖10 浴盆曲線

當1<β<4時，為早期耗損故障期；當β>4時，為快速耗損故障期。而本次實驗屬于前者，這也意味著設計壽命時可能出現了機械性問題。車用散熱器在正常工作時，其內部壓力一般不超過100kPa，而散熱器壓力交變實驗時，其內部壓力為230kPa，為散熱器正常工作時的2.3倍左右。這種壓力交變實驗使得散熱器易于出現高周疲勞，這也是散熱器較早發生破損的主要原因。應采用屈服強度和抗拉強度比值高的材料，降低鋁材表面粗糙度；而實驗過程中，高溫流體中的氯離子等對散熱器的侵蝕破壞也不可忽略。因此，散熱器實驗時需要對循環液中的氯等腐蝕性離子進行過濾，確保實驗的科學性。

5 結論

本文通過有限元仿真軟件對該款散熱器產品的研究，結果表明散熱器設計存在應力分布不均勻現象，存在易損區域。通過實驗驗證，進一步證明散熱器存在設計缺陷，并給出有效的解決方案。而散熱器失效階段為早期耗損故障期，為散熱器材料出現高周疲勞所致。

1)對散熱器各組件設計進行有效改進，對出口水室外部加強筋加高加寬處理，使得最大應力值低于標準應力；

2)扁管上接近主片的翅片加密處理，使相鄰的兩個扁管之間翅片加多，從而減弱扁管的變形，減少內應力，極大的改善扁管受力狀態；

3)鑒于同一系列的鋁合金，主片的厚度對應力分布有較大影響，適當增加主片厚度可改善應力分布；

4)應用兩參數威布爾分布對散熱器失效類型分析，實驗樣品失效的類型為早期耗損故障期，主要原因是實驗壓力大、循環次數多，使得散熱器出現高周疲勞， 應選擇屈服強度較高的材料，減少腐蝕介質等。

通過上述方法確保了產品設計合理性和可靠性滿足客戶要求，提出的建議已成功解決該款散熱器的設計問題，該產品也已經投入量產。