遲少林，馮 進(jìn)，王 云

(1. 長(zhǎng)江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北 荊州 434023；2. 法雷奧汽車(chē)空調(diào)湖北有限公司，湖北 荊州 434000)

1 引言

汽車(chē)散熱器由水室、主片、扁管等組成，是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的核心組件。其作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)散發(fā)的多余熱量經(jīng)過(guò)二次熱交換在強(qiáng)對(duì)流作用下轉(zhuǎn)移耗散，性能優(yōu)良的散熱器更佳有利于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能力的發(fā)揮[1]。一旦散熱器發(fā)生損壞，如出現(xiàn)主片脫齒，扁管泄露等問(wèn)題，發(fā)動(dòng)機(jī)工作一定時(shí)間后，機(jī)體發(fā)熱將導(dǎo)致潤(rùn)滑系統(tǒng)性能下降，使得零件磨損問(wèn)題突出，嚴(yán)重時(shí)會(huì)迫使零件發(fā)生變形，且可能進(jìn)一步出現(xiàn)裂紋[2][3]，從而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能、可靠性、安全性全面降低?，F(xiàn)代社會(huì)，逐步輕型化、經(jīng)濟(jì)化、高效化的散熱器設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，對(duì)汽車(chē)散熱器的性能及材料要求越來(lái)越高[4][5]。

目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)散熱器的研究主要采用數(shù)值模擬的方式，且大多集中在數(shù)學(xué)模型研究、強(qiáng)化傳熱、冷卻介質(zhì)等[6][7]。結(jié)構(gòu)優(yōu)化方面主要是對(duì)扁管和散熱翅片進(jìn)行優(yōu)化[8-10]。吳勇[11]等通過(guò)仿真和實(shí)驗(yàn)的方法對(duì)比不同類(lèi)型翅片的綜合性能，得出帶三角翼的多區(qū)域結(jié)構(gòu)翅片綜合性能最優(yōu)。郭健忠[12]等運(yùn)用CFD方法對(duì)某型汽車(chē)管帶式百葉窗散熱器進(jìn)行性能分析及翅片結(jié)構(gòu)優(yōu)化，得出百葉窗翅片結(jié)構(gòu)中綜合性能最佳的翅片結(jié)構(gòu)是間距2.4 mm，開(kāi)窗角度27°。T. Arunkumar[13]等人通過(guò)對(duì)乙二醇冷卻液加入不同比例的Al2O3和MgO納米粒子介質(zhì)，提高了散熱器總的傳熱系數(shù)。Xu Xiaowen[14]等人采用CFD方法獲得散熱器內(nèi)部壓力場(chǎng)，溫度場(chǎng)等分布，認(rèn)為波紋結(jié)構(gòu)改為網(wǎng)格狀結(jié)構(gòu)有助于提高傳熱效率。袁聿震[15]等對(duì)車(chē)用散熱器結(jié)構(gòu)強(qiáng)度靜力學(xué)分析時(shí)，得出改變主片約束，減震墊厚的措施對(duì)扁管應(yīng)力分布及大小影響不大。前期學(xué)者們對(duì)散熱器研究做出貢獻(xiàn)的同時(shí)，同樣留下了一些問(wèn)題：通過(guò)CAE軟件仿真分析停留在理論上研究；仿真和實(shí)驗(yàn)的結(jié)合研究更貼近實(shí)際工況，但并沒(méi)有提出合適的方法對(duì)失效散熱器的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。

本文以21XHP系列散熱器產(chǎn)品為研究對(duì)象，通過(guò)建立散熱器三維模型、并采用有限元分析的方法對(duì)散熱器易損區(qū)域初步分析后，利用壓力交變實(shí)驗(yàn)對(duì)散熱器的實(shí)際工況進(jìn)行模擬，最后提出采用兩參數(shù)威布爾分布方法對(duì)散熱器可靠性進(jìn)行分析，確保設(shè)計(jì)的合理性和可靠性，并使其達(dá)到客戶的要求。

2 散熱器工作參數(shù)的確定

2.1 標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力的確定

威布爾分布在工程領(lǐng)域中有著重要的地位，汽車(chē)行業(yè)普遍選擇標(biāo)準(zhǔn)對(duì)數(shù)正態(tài)分布方法處理疲勞壽命實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，威布爾對(duì)數(shù)壽命計(jì)算公式為

log10δ=m*log10N+n

(1)

式中，m為形狀參數(shù)；n為尺度參數(shù)。

m，n可以根據(jù)已有的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)選擇威布爾分布和對(duì)數(shù)正態(tài)分布，綜合計(jì)算得到m為-0.26，n為3.42；根據(jù)實(shí)驗(yàn)循環(huán)次數(shù)N(本文120000次)可以由對(duì)數(shù)壽命計(jì)算公式得到標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力δ，水室的標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力為30MPa，主片的標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力為116MPa，扁管的標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力為119MPa。

2.2 工作參數(shù)

汽車(chē)散熱器水室和扁管需要有較好的熱傳導(dǎo)率、耐腐蝕性能和較高的強(qiáng)度，同時(shí)應(yīng)滿足長(zhǎng)期耐高溫以及對(duì)冷卻液脈沖作用的抵抗等要求[16][17]。目前，汽車(chē)行業(yè)散熱器水室的材料一般選用PA66塑料；散熱器主片、扁管和側(cè)板等選用3系復(fù)合鋁材。散熱器各組件對(duì)應(yīng)的實(shí)驗(yàn)參數(shù)如表1所示。

表1 散熱器各組件實(shí)驗(yàn)參數(shù)

3 散熱器有限元仿真分析

3.1 散熱器有限元模型及網(wǎng)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，故將水室單獨(dú)作為一個(gè)部件進(jìn)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(jìn)行加載；由于扁管及翅片的數(shù)量較多，本仿真僅取20%的區(qū)域作為和主片的接觸計(jì)算區(qū)域進(jìn)行。

圖1 散熱器模型簡(jiǎn)化

散熱器網(wǎng)格劃分采用Hyperworks軟件進(jìn)行，要求既能較為準(zhǔn)確地反映其幾何結(jié)構(gòu)和力學(xué)特性，又要盡量減少單元節(jié)點(diǎn)的數(shù)量，以達(dá)到降低計(jì)算機(jī)工作負(fù)荷、減小仿真耗時(shí)的目的。對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的水室及作為水室與扁管的過(guò)渡載體的主片采用了四面體網(wǎng)格，并在主片凸起部位進(jìn)行網(wǎng)格加密處理；結(jié)構(gòu)較為規(guī)整的扁管及翅片采用六面體網(wǎng)格；所有組件之間的接觸面均選擇過(guò)渡網(wǎng)格并進(jìn)行網(wǎng)格加密。經(jīng)初步有限元分析后，對(duì)模型危險(xiǎn)截面再細(xì)化網(wǎng)格并進(jìn)一步進(jìn)行仿真。

圖2 水室、主片和扁管網(wǎng)格劃分

3.2 邊界條件和載荷施加

實(shí)驗(yàn)時(shí)對(duì)散熱器按照實(shí)際車(chē)裝方式的邊界約束條

件，即將散熱器四個(gè)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(shí)際車(chē)裝的等效約束，這里選擇對(duì)遠(yuǎn)離水室的各扁管底端進(jìn)行Y方向平移約束及X，Z方向的轉(zhuǎn)動(dòng)約束。為了模擬散熱器在實(shí)際工作中內(nèi)部受壓狀態(tài)，對(duì)水室內(nèi)部、扁管內(nèi)部、主片內(nèi)部均施加載荷230kpa的靜壓力。

3.3 仿真結(jié)果分析

3.3.1 水室組件應(yīng)力分析

圖3和圖4為散熱器出、入口水室整體應(yīng)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(cè)，應(yīng)力的極大值出現(xiàn)在水室側(cè)面的加強(qiáng)筋上。從局部放大圖可以看出，1處應(yīng)力最大位置位于出口水室側(cè)邊的加強(qiáng)筋頂部；還可以看出，2處和3處應(yīng)力最大位置都位于安放散熱扇的掛鉤處的加強(qiáng)筋附近。

圖3 散熱器出口水室整體應(yīng)力分布云圖

圖4 散熱器入口水室整體應(yīng)力分布云圖

對(duì)散熱器應(yīng)力云圖進(jìn)一步分析可以看出水室出口各位置處的最大應(yīng)力值均大于標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力，即這兩處為出口水室最易損壞的部位。入口處的最大應(yīng)力均低于標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力，相對(duì)較為安全，這是因?yàn)橹Я鲄R集至出口水室產(chǎn)生的壓力要比入口水室分流產(chǎn)生的壓力大，故需要對(duì)出口水室外部加強(qiáng)筋加高加寬處理，使得最大應(yīng)力值低于標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力，提升水室的抗形變能力。

3.3.2 主片、扁管組件應(yīng)力分析

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

圖5 散熱器主片應(yīng)力分布云圖

圖6 散熱器扁管應(yīng)力分布云圖

除了對(duì)水室加強(qiáng)筋優(yōu)化外，還應(yīng)該對(duì)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(gè)扁管之間的翅片加多，這樣可以減弱扁管的變形，減少內(nèi)應(yīng)力，大大改善扁管受力狀態(tài)。通過(guò)對(duì)該類(lèi)型的散熱器進(jìn)行多次結(jié)構(gòu)優(yōu)化，結(jié)果表明，當(dāng)翅片與主片距離控制在5mm以內(nèi)，主片和扁管的應(yīng)力分布不均勻問(wèn)題可以得到有效解決。同一系列的鋁合金，主片的厚度對(duì)應(yīng)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(fā)生了明顯變形，水室兩側(cè)均有向外側(cè)翻折的趨勢(shì)，最大位移量為1.4mm。該仿真結(jié)果可有效地反映出水室充滿冷卻液后的受力狀態(tài)，所形成的翻折位移也能很好地解釋實(shí)際應(yīng)用中主片脫齒的現(xiàn)象。

圖7 散熱器受交變壓力后位移云圖

4 散熱器實(shí)驗(yàn)分析

耐壓力交變疲勞實(shí)驗(yàn)作為模擬和檢測(cè)散熱器實(shí)際使用工況的測(cè)試，是對(duì)散熱器扁管設(shè)計(jì)，扁管組裝或釬焊工藝，以及材料抗拉伸的一個(gè)綜合考驗(yàn)[18]?；谏弦还?jié)中有限元仿真結(jié)果，本節(jié)將通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究的方法，進(jìn)一步對(duì)該散熱器的工作性能進(jìn)行分析。

4.1 實(shí)驗(yàn)條件

實(shí)驗(yàn)條件如表2，進(jìn)行120000次脈沖循環(huán)。

表2 散熱器壓力交變實(shí)驗(yàn)條件

4.2 實(shí)驗(yàn)設(shè)備和準(zhǔn)備工作

實(shí)驗(yàn)開(kāi)始前，需要將樣件按照散熱器實(shí)際工作過(guò)程中的車(chē)裝方式安裝固定在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上，固定并用膠墊置于散熱器四個(gè)邊角[19]。散熱器的進(jìn)、出口需要和實(shí)驗(yàn)臺(tái)上的接口相匹配，還要注意接口處的密封效果，在實(shí)驗(yàn)前的散熱器內(nèi)部排空過(guò)程中，觀察散熱器是否存在泄露。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，選擇50%EG冷卻液作為循環(huán)介質(zhì)[20]；散熱器壓力交變實(shí)驗(yàn)經(jīng)歷120000次循環(huán)周期，每個(gè)周期持續(xù)3s。

圖8 實(shí)驗(yàn)臺(tái)上車(chē)裝方式的散熱器

4.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)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(huán)左右，其中少數(shù)樣件出現(xiàn)過(guò)早泄漏，這可能和產(chǎn)品加工過(guò)程的不當(dāng)操作及運(yùn)輸途中發(fā)生的損壞有關(guān)。

表3 散熱器壓力交變實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

如圖9為經(jīng)交變壓力后的樣件圖，紅色標(biāo)記區(qū)域?yàn)闃蛹軗p區(qū)域。從圖9可以看出破損區(qū)域位置在樣件出口水室背部和入口側(cè)水室背部，這和水室與主片仿真結(jié)果得出的最大應(yīng)力分布位置相吻合。

圖9 實(shí)驗(yàn)后樣件破損位置

壓力交變實(shí)驗(yàn)時(shí)散熱器內(nèi)部壓力遠(yuǎn)比散熱器實(shí)際工作壓力高，屬于高循環(huán)疲勞。從材料力學(xué)角度分析，主片和水室在交變壓力的作用下，應(yīng)力較大位置率先疊加疲勞損傷，積累一定次數(shù)后材料從彈性變形漸漸轉(zhuǎn)變?yōu)樗苄宰冃?，最后產(chǎn)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(nèi)，形變能力好于鋁合金材料，水室的膨脹與收縮帶動(dòng)著主片的形變，這也是為何實(shí)驗(yàn)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(lèi)型的分析

兩參數(shù)威布爾分布較為準(zhǔn)確的提供小數(shù)據(jù)樣本的失效預(yù)測(cè)，失效樣本數(shù)據(jù)較少時(shí)用威布爾分析是汽車(chē)行業(yè)的首選，在涉及安全性或極端費(fèi)用時(shí)這種分析是較為重要的，它可以對(duì)出現(xiàn)的初期致命失效問(wèn)題盡快地制訂有效的解決方案[21]。兩參數(shù)威布爾累計(jì)分布函數(shù)是指0～t時(shí)間內(nèi)失效的概率，其表達(dá)式如下

(2)

從概率論方面理解，失效和成功概率之和應(yīng)為1。那么與之對(duì)應(yīng)的兩參數(shù)威布爾分布可靠性函數(shù)表達(dá)式

(3)

式中：Ft為威布爾累積分布函數(shù)；θ為尺度參數(shù)；β為形狀參數(shù)。

采用median rank regression方法是通過(guò)最小二乘法來(lái)進(jìn)行線性擬合的，這里用最小二乘法對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理如表4所示。

表4 最小二乘法參數(shù)數(shù)據(jù)表

根據(jù)最小二乘法參數(shù)求取公式

(4)

(5)

從而求出A、B參數(shù)的數(shù)值分別為2.41和-5.55，進(jìn)一步的可解出β=2.41，θ=9.96。那么威布爾可靠性函數(shù)的表達(dá)式

(6)

這個(gè)表達(dá)式描述了本次實(shí)驗(yàn)累計(jì)失效率和實(shí)驗(yàn)總循環(huán)次數(shù)之間的關(guān)系，對(duì)本次實(shí)驗(yàn)樣件可靠性進(jìn)行評(píng)價(jià)，經(jīng)計(jì)算可知B10=4×104，這就意味著實(shí)驗(yàn)循環(huán)次數(shù)達(dá)到4萬(wàn)次后，實(shí)驗(yàn)失效的概率不超過(guò)10%。

那么可靠度函數(shù)表達(dá)式

(7)

根據(jù)公式可以求出本次實(shí)驗(yàn)的可靠度為79%。而客戶要求壓力交變循環(huán)120000次要達(dá)到90%的可靠度，可見(jiàn)設(shè)計(jì)未符合客戶要求，需要重新設(shè)計(jì)。

機(jī)械設(shè)備在壽命期內(nèi)，故障發(fā)生率與設(shè)備運(yùn)行時(shí)間有關(guān)。圖10為反映設(shè)備壽命期內(nèi)的故障分布浴盆曲線。兩參數(shù)威布爾分布可以很好地分析實(shí)驗(yàn)樣件在早期故障期、偶發(fā)故障期和耗損故障期的壽命數(shù)據(jù)。威布爾函數(shù)中的參數(shù)β值對(duì)應(yīng)著不同故障期，當(dāng)β分別小于、等于和大于1時(shí)，分別對(duì)應(yīng)著早期故障期、偶發(fā)故障期和耗損故障期。本次實(shí)驗(yàn)中β為2.41，對(duì)應(yīng)著耗損故障期，這也近似對(duì)數(shù)正態(tài)分布，說(shuō)明了前面的實(shí)驗(yàn)分析是符合實(shí)際工程的，這也是為何現(xiàn)在汽車(chē)行業(yè)同時(shí)選擇威布爾分布和對(duì)數(shù)正態(tài)分布的原由。

圖10 浴盆曲線

當(dāng)1<β<4時(shí)，為早期耗損故障期；當(dāng)β>4時(shí)，為快速耗損故障期。而本次實(shí)驗(yàn)屬于前者，這也意味著設(shè)計(jì)壽命時(shí)可能出現(xiàn)了機(jī)械性問(wèn)題。車(chē)用散熱器在正常工作時(shí)，其內(nèi)部壓力一般不超過(guò)100kPa，而散熱器壓力交變實(shí)驗(yàn)時(shí)，其內(nèi)部壓力為230kPa，為散熱器正常工作時(shí)的2.3倍左右。這種壓力交變實(shí)驗(yàn)使得散熱器易于出現(xiàn)高周疲勞，這也是散熱器較早發(fā)生破損的主要原因。應(yīng)采用屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度比值高的材料，降低鋁材表面粗糙度；而實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，高溫流體中的氯離子等對(duì)散熱器的侵蝕破壞也不可忽略。因此，散熱器實(shí)驗(yàn)時(shí)需要對(duì)循環(huán)液中的氯等腐蝕性離子進(jìn)行過(guò)濾，確保實(shí)驗(yàn)的科學(xué)性。

5 結(jié)論

本文通過(guò)有限元仿真軟件對(duì)該款散熱器產(chǎn)品的研究，結(jié)果表明散熱器設(shè)計(jì)存在應(yīng)力分布不均勻現(xiàn)象，存在易損區(qū)域。通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，進(jìn)一步證明散熱器存在設(shè)計(jì)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(xiàn)高周疲勞所致。

1)對(duì)散熱器各組件設(shè)計(jì)進(jìn)行有效改進(jìn)，對(duì)出口水室外部加強(qiáng)筋加高加寬處理，使得最大應(yīng)力值低于標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力；

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

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

4)應(yīng)用兩參數(shù)威布爾分布對(duì)散熱器失效類(lèi)型分析，實(shí)驗(yàn)樣品失效的類(lèi)型為早期耗損故障期，主要原因是實(shí)驗(yàn)壓力大、循環(huán)次數(shù)多，使得散熱器出現(xiàn)高周疲勞， 應(yīng)選擇屈服強(qiáng)度較高的材料，減少腐蝕介質(zhì)等。

通過(guò)上述方法確保了產(chǎn)品設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)問(wèn)題，該產(chǎn)品也已經(jīng)投入量產(chǎn)。