重型卡車散熱器失效分析及優化研究

張輝,夏航,王鵬超,徐慧,龔玉梅,陳天鋒

(1. 臺州職業技術學院 a. 汽車學院; b. 汽車關鍵零部件精益智造研究所,浙江 臺州 318000;2. 浙江工業大學,浙江 杭州 310014; 3. 浙江銀輪機械股份有限公司,浙江 臺州 317200)

0 引言

發動機冷卻系統作為重型卡車的核心部件,對卡車的動力性、經濟性、穩定性等至關重要,一般包含散熱器、風扇、水泵、節溫器、水套等[1]。其中,散熱器處于復雜和嚴酷的運行工況,受到冷熱交變應力、內部冷卻液交變壓力、隨機振動應力等,在三包期內出現失效情況較多。如何準確判斷散熱器的失效模式,并提出針對性的改進措施,這是當前散熱器制造企業遭遇的難點和痛點,也是國內外學者的研究熱點。目前研究主要停留在有限元的仿真分析,分析對象更多地集中在乘用車散熱器[2-5],而重型卡車散熱器運行工況更為復雜,不僅產品結構尺寸復雜,所受到的各種載荷沖擊也更大,故需要探究和梳理重卡散熱器的失效機理,針對性地優化各組成零件結構,滿足更高的耐久性和可靠性要求。

1 散熱器典型失效模式分析

鋁塑管帶式散熱器是當前卡車的主流配置,圖1為典型散熱器結構。通過對某散熱器制造企業的售后質量數據統計分析后得知,重型卡車管帶式散熱器的主要失效模式為兩類:一是主板壓封彈開,引起水室和主板密封泄漏;二是散熱管和主板焊接處泄漏,主要集中在芯體四角和進水口下方區域。

圖1 鋁塑管帶式散熱器典型結構

卡車運行過程中,高溫、高壓冷卻液的脈沖循環流動,會對散熱器造成結構應力和熱應力的循環作用,引發零部件的疲勞失效[6]。

1.1 散熱器壓力交變疲勞失效

水泵驅動冷卻液在發動機水套和散熱器內部流動,形成脈沖壓力載荷,壓力脈沖試驗最高壓力達到250kPa。首先產生變形的是進水室,塑料水室變形大,由于自身彈性好,本身出現破裂的風險小,但會加劇主板變形,尤其是主板壓齒變形;此外,芯體中間區域的散熱管膨脹會通過散熱帶向兩側傳遞,越靠近兩側的散熱管疊加變形越大,而散熱管兩端受主板約束,使得散熱管根部承受彎曲應力,芯體四角彎曲應力最大,且與內部壓力和芯體寬度成正相關。交變壓力載荷對水室、主板、散熱管等零件造成交變的結構應力,該應力水平總體較低,屬于高周應力疲勞范圍[7]。其典型失效模式如圖2所示。

圖2 散熱器壓力交變典型失效模式

1.2 散熱器冷熱交變疲勞失效

當溫度發生變化時,彈性體的體積會發生膨脹或收縮,當物體受到約束或者內部變形不一致,不能自由地膨脹或者收縮,結構中就會產生熱應力。發動機啟停過程中,散熱器具有較大的溫差變化,對散熱器芯體各零件造成熱應力。分析散熱器芯體結構,可近似認為水室兩端固定,主板和散熱管在芯寬和芯高方向受剛性約束。溫度變化時,主板和散熱管的熱應力分析可轉為對梁的靜不定問題分析[8]。熱應力計算可采用熱彈性位移勢法,將熱效應轉化為等效體力和等效面力。主板和散熱管的熱膨脹量ΔL可用式(1)表示。

ΔL=α(T2-T1)L0

(1)

式中:α為材料線膨脹系數;T1、T2分別為材料變化前、后溫度;L0為初始長度。

循環變化的熱應力產生循環變化的熱應變。熱應力和熱應變的關系可用式(2)表示。

(2)

式中:σ為熱應力;E為彈性模量;S為零件橫截面積;F為壓力。

主板和散熱管的熱膨脹量也就是熱應力產生的變形量,由式(1)、式(2)可得:

σ=α(T2-T1)E

(3)

由式(3)可知,在材料確定時,溫度變化量是熱應力的關鍵影響因素。

對于溫度響應來說,由于材料和料厚差異,芯體四周的主板和側板變化慢,中間的散熱管和散熱帶變化快,熱變形不一致,散熱管根部形成熱應力集中。圖3為在冷熱交變過程中,主板和散熱管處于不斷地收縮和膨脹,形成受壓和受拉交替作用,處在芯體四角的散熱管根部變形量最大,最容易出現熱疲勞失效,屬于低周熱疲勞范圍[9]。大量售后失效件的泄漏區域就是芯體四角,如圖4所示,失效件解剖之后可以看到熱應力造成的疲勞裂紋發生在主板與散熱管釬焊焊縫邊緣處,與理論分析的熱應力集中點一致。

圖3 主板和散熱管熱變形示意圖

圖4 散熱器冷熱交變典型失效模式

2 散熱器抗疲勞失效優化設計

為了提高疲勞壽命,需要針對性地解決散熱器失效區域在高溫、高壓工況下的應力集中問題,減小形變,降低結構應力和熱應力。

1)水室優化設計

增強塑料水室的結構強度和剛性,主要是為了減少主板的變形量和應力值。水室優化方案如圖5所示:①增加水室壁面料厚,仿真分析表明料厚由3mm增加到3.5mm,主板最大應力值能減少10%左右,這是改善效果最明顯的措施,但會增加成本;②在保證冷卻液流場良好的前提下,水室內腔高度盡可能小,遵循橫截面能圓不方的原則,減少水室受力面積;③水室局部加強,尤其是進出水管口區域布置加強筋,同時得考慮塑料水室脫模的可行性;④水室與主板密封結構優化,改進水室腳結構,底部由平面改為內凹面,改善橡膠密封圈的貼合性,合理選擇密封圈壓縮量,保證密封圈填充率達到90%。

圖5 水室優化結構

2)主板優化設計

主板失效以塑性變形為主,壓齒彈開,造成主板和水室密封泄漏,增強壓齒剛性是主板優化提升的主要目標。在每個壓齒中間設置外凸加強筋,延伸到主板底部,如圖6所示。主板壓齒間距由24mm縮小為16mm,齒數增加對應的水室豎筋數量也增加,水室強度提升,減少對主板的二次影響。

圖6 主板優化結構

3)散熱管優化設計

重卡散熱器主流配置采用寬度40mm的扁長型散熱管。將散熱管單沙漏形式優化為雙沙漏形式,同時改進打凸結構和排布形式,如圖7所示。管壁料厚由0.35mm降到0.32mm,既能提升散熱管強度和芯體整體剛性,又能實現輕量化,旦散熱管質量下降8.6%。但是雙沙漏散熱管對生產工藝提出了挑戰,中間雙連接點焊接容易出現虛焊,后期需要調整釬焊工藝參數,提升釬焊合格率。

圖7 散熱管優化結構

4)加強卡設計

散熱器芯體四角是熱應力和結構應力最為集中的地方,加強該區域散熱管與主板的連接強度,將會顯著提升散熱器疲勞壽命。加強卡設計如圖8所示,布置在芯體四角,單側使用2個加強卡,增強兩側各4根散熱管,4個凸邊插入散熱管內,在釬焊之后與散熱管形成一體,對散熱管兩端圓角內壁進行強化。

圖8 加強卡結構

5)側板V型膨脹節設計

散熱器芯體受溫度交變載荷時,側板剛性太強而不能及時釋放散熱管熱應力,會對散熱器產生致命影響。但是側板設計需要考慮對芯體整體強度和剛性影響,在釬焊過程中側板還要承受焊模對芯體的夾緊力。因此,設計了帶V型膨脹節的側板(圖9),替代現有焊后側板鋸斷的熱應力釋放措施,側板鋸斷區域對應的散熱管和散熱帶容易變形,疊加振動激勵,該區域散熱管泄漏風險較高。新型側板設計在保證側板整體強度和剛性的同時,通過V型膨脹節釋放縱向約束,減小芯體兩側散熱管根部的熱應力,有效提升芯體四角的熱疲勞壽命。

圖9 側板優化結構

3 散熱器有限元仿真分析

3.1 散熱器有限元模型建立

以某散熱器制造企業失效最為嚴重的一款重卡散熱器產品作為研究對象,其主要失效模式是主板壓齒彈開和芯體四角散熱管泄漏。該散熱器匹配441kW(600馬力)發動力,熱載荷大,對可靠性和耐久性的設計要求更高,將上述散熱器抗疲勞失效措施應用在改善方案中。利用Solidworks軟件建立有限元模型,散熱器芯體高度970mm,寬度971.3mm(共96根散熱管),厚度 40mm。

網格劃分需要準確反映散熱器的幾何結構和力學特性,但也要考慮計算機的工作負荷和仿真時長,盡可能地減少單元節點數量[10]。對于結構復雜的水室和主板采用四面體網格,結構較為規則的散熱管、散熱帶和側板采用六面體網格。

散熱器各構件材料不同,水室結構特征復雜,將其單獨作為一個部件進行分析,而散熱器芯體采用邊界條件的方式進行加載。主板、散熱管、散熱帶和側板通過釬焊焊接,采用重合節點實現。水室和主板的連接是通過主板壓齒向內折彎包裹水室腳實現的,故采用綁定接觸方式。

水室材料采用尼龍PA66,芯體各組成構件材料采用復合鋁材3003,零件材料屬性如表1所示。

表1 散熱器零件材料及屬性

3.2 散熱器耐壓仿真分析

基于Ansys Workbench仿真軟件進行壓力交變疲勞分析,獲取散熱器在實際工況載荷下的結構應力分布,根據材料特性曲線對結構進行疲勞壽命分析。壓力載荷250kPa施加在散熱器內部過水面,溫度120 ℃。圖10顯示在250kPa靜壓力作用下,散熱器最大變形量為0.61mm,出現在水室水口處,水室均有向外側翻折趨勢,有效反映出水室的受力狀態,翻折現象也很好地解釋了實際使用時主板脫齒現象。圖11顯示芯體最大變形量為0.46mm,處于進出水管口下方區域,該區域水室結構為了改善流場分布,進行流線型擴口,受壓面積大,影響主板形變量。圖12顯示主板最大應力值為46.2kPa,出現在水室預留管口下方。

圖10 散熱器整體位移云圖

圖11 散熱器芯體位移云圖

通過理論分析可知,散熱管最大應力會出現在主板的釬焊焊縫處,仿真分析著重關注散熱管和主板連接處10mm區域,圖13顯示散熱管和主板連接處的最大應力點出現在水室管口下方區域,為67.36MPa。圖14表明散熱管中間區域的應力值很小,只有8.83MPa。

圖13 散熱管和主板連接處應力云圖

圖14 散熱管中間區域應力云圖

以上仿真結果表明主板和散熱管在250kPa靜壓力作用下的應力值小于3系鋁合金材料的屈服強度,在壓力交變載荷作用下,對應的循環應力水平較低,屬于高周應力疲勞范圍,可用S-N曲線來評判結構的疲勞壽命。S-N曲線受結構、溫度等多種因素影響,根據工程經驗,近似選擇3003鋁材的S-N曲線,如圖15所示。主板、散熱管的應力值對應疲勞壽命滿足壓力脈沖試驗要求的15萬次,說明優化后的散熱器壓力交變疲勞失效風險較小。

圖15 3003鋁材S-N曲線圖

3.3 散熱器熱-結構耦合分析

散熱器受溫度交變載荷而產生的熱疲勞屬于低周熱疲勞,通過Ansys Workbench軟件進行仿真計算,結合應變疲勞壽命曲線進行熱疲勞壽命分析。芯體四角區域散熱管和主板連接處的熱應變最大,是仿真分析重點關注區域。溫度循環過程為瞬態傳熱過程,以60s為一個循環周期,溫度載荷輸入如圖16所示。先進行瞬態熱分析得到一個循環過程中散熱器溫度分布情況,再將溫度載荷加載到結構分析中,得到瞬態的熱-結構耦合應變,如圖17、圖18所示,其中散熱管1#—4#和93#—96#是通過加強卡增強的,其余管子無加強卡;圖18表明芯體最兩側散熱管1#和96#根部的應變幅值大幅下降,應變最大點轉移到未加加強卡的5#和92#散熱管,進口端散熱管最大幅值為1 516με,出口端最大幅值為1 332με,說明加強卡和帶V型膨脹節側板對熱應變改善效果明顯。

圖16 溫度載荷

圖17 進口端5#和92#散熱管根部應變值

圖18 出口端1#、5#、92#、96#散熱管根部應變值

對比圖19所示的3003鋁材ε-N曲線,優化結構的應變水平能滿足冷熱循環試驗2萬次要求。

圖19 3003鋁材ε-N曲線圖

4 散熱器可靠性試驗

壓力脈沖試驗和冷熱循環試驗作為模擬和檢測散熱器耐久性和可靠性的測試,是對散熱器結構設計、焊接工藝、材料性能等的綜合驗證。

4.1 散熱器壓力脈沖試驗

根據表2的試驗條件,完成15萬次壓力脈沖試驗后,對樣件進行氣密性檢測,無泄漏;試驗繼續至185 457次時,樣件在進水口下方區域散熱管根部才發生泄漏,這已滿足產品設計要求。實際失效區域和壓力仿真最大應力區域一致。

表2 散熱器壓力脈沖試驗條件

4.2 散熱器冷熱循環試驗

根據表3的試驗條件,完成2萬次冷熱循環試驗后,對樣件進行氣密性檢測,無泄漏;試驗繼續至24 351次,樣件發生失效,滿足產品設計要求。失效點在進口端未加加強卡的第5根散熱管根部,實際失效區域和熱-結構耦合仿真最大應變區域一致。

表3 散熱器冷熱循環試驗條件

5 結語

通過對重型卡車鋁塑管帶式散熱器的失效模式和失效機理進行分析研究,表明壓力交變載荷形成的高周應力疲勞和溫度交變載荷形成的低周熱疲勞是造成散熱器失效的主要原因。針對現有散熱器的設計缺陷,提出相應解決方案。

1)水室結構強度優化,主板壓齒增加加強筋,散熱管改為雙沙漏結構,有效降低芯體結構應力,滿足疲勞壽命要求。

2)加強卡設計,側板V型膨脹節結構,能顯著改善芯體四角熱變形,減少失效風險點的熱應力。

散熱器壓力脈沖試驗和冷熱循環試驗結果都滿足主機廠設計要求,驗證了上述散熱器優化措施的合理性和有效性。該產品現已投入量產。