迟少林，冯 进，王 云

(1. 长江大学机械工程学院，湖北 荆州 434023；2. 法雷奥汽车空调湖北有限公司，湖北 荆州 434000)

1 引言

汽车散热器由水室、主片、扁管等组成，是发动机冷却系统的核心组件。其作用是将发动机散发的多余热量经过二次热交换在强对流作用下转移耗散，性能优良的散热器更佳有利于发动机输出能力的发挥[1]。一旦散热器发生损坏，如出现主片脱齿，扁管泄露等问题，发动机工作一定时间后，机体发热将导致润滑系统性能下降，使得零件磨损问题突出，严重时会迫使零件发生变形，且可能进一步出现裂纹[2][3]，从而导致发动机动力性能、可靠性、安全性全面降低。现代社会，逐步轻型化、经济化、高效化的散热器设计结构，对汽车散热器的性能及材料要求越来越高[4][5]。

目前国内外学者针对散热器的研究主要采用数值模拟的方式，且大多集中在数学模型研究、强化传热、冷却介质等[6][7]。结构优化方面主要是对扁管和散热翅片进行优化[8-10]。吴勇[11]等通过仿真和实验的方法对比不同类型翅片的综合性能，得出带三角翼的多区域结构翅片综合性能最优。郭健忠[12]等运用CFD方法对某型汽车管带式百叶窗散热器进行性能分析及翅片结构优化，得出百叶窗翅片结构中综合性能最佳的翅片结构是间距2.4 mm，开窗角度27°。T. Arunkumar[13]等人通过对乙二醇冷却液加入不同比例的Al2O3和MgO纳米粒子介质，提高了散热器总的传热系数。Xu Xiaowen[14]等人采用CFD方法获得散热器内部压力场，温度场等分布，认为波纹结构改为网格状结构有助于提高传热效率。袁聿震[15]等对车用散热器结构强度静力学分析时，得出改变主片约束，减震垫厚的措施对扁管应力分布及大小影响不大。前期学者们对散热器研究做出贡献的同时，同样留下了一些问题：通过CAE软件仿真分析停留在理论上研究；仿真和实验的结合研究更贴近实际工况，但并没有提出合适的方法对失效散热器的实验数据进行分析。

本文以21XHP系列散热器产品为研究对象，通过建立散热器三维模型、并采用有限元分析的方法对散热器易损区域初步分析后，利用压力交变实验对散热器的实际工况进行模拟，最后提出采用两参数威布尔分布方法对散热器可靠性进行分析，确保设计的合理性和可靠性，并使其达到客户的要求。

2 散热器工作参数的确定

2.1 标准应力的确定

威布尔分布在工程领域中有着重要的地位，汽车行业普遍选择标准对数正态分布方法处理疲劳寿命实验数据，威布尔对数寿命计算公式为

log10δ=m*log10N+n

(1)

式中，m为形状参数；n为尺度参数。

m，n可以根据已有的实验数据选择威布尔分布和对数正态分布，综合计算得到m为-0.26，n为3.42；根据实验循环次数N(本文120000次)可以由对数寿命计算公式得到标准应力δ，水室的标准应力为30MPa，主片的标准应力为116MPa，扁管的标准应力为119MPa。

2.2 工作参数

汽车散热器水室和扁管需要有较好的热传导率、耐腐蚀性能和较高的强度，同时应满足长期耐高温以及对冷却液脉冲作用的抵抗等要求[16][17]。目前，汽车行业散热器水室的材料一般选用PA66塑料；散热器主片、扁管和侧板等选用3系复合铝材。散热器各组件对应的实验参数如表1所示。

表1 散热器各组件实验参数

3 散热器有限元仿真分析

3.1 散热器有限元模型及网格划分

采用CATIA软件建立了散热器的三维模型如图1所示。由于散热器不同组件的材料存在差异，且水室结构复杂，故将水室单独作为一个部件进行有限元仿真，其它部件的相互作用采用边界条件的方式进行加载；由于扁管及翅片的数量较多，本仿真仅取20%的区域作为和主片的接触计算区域进行。

图1 散热器模型简化

散热器网格划分采用Hyperworks软件进行，要求既能较为准确地反映其几何结构和力学特性，又要尽量减少单元节点的数量，以达到降低计算机工作负荷、减小仿真耗时的目的。对于结构复杂的水室及作为水室与扁管的过渡载体的主片采用了四面体网格，并在主片凸起部位进行网格加密处理；结构较为规整的扁管及翅片采用六面体网格；所有组件之间的接触面均选择过渡网格并进行网格加密。经初步有限元分析后，对模型危险截面再细化网格并进一步进行仿真。

图2 水室、主片和扁管网格划分

3.2 边界条件和载荷施加

实验时对散热器按照实际车装方式的边界约束条

件，即将散热器四个边角固定。而Abaqus软件仿真的边界约束较为理性化，为了模拟和实际车装的等效约束，这里选择对远离水室的各扁管底端进行Y方向平移约束及X，Z方向的转动约束。为了模拟散热器在实际工作中内部受压状态，对水室内部、扁管内部、主片内部均施加载荷230kpa的静压力。

3.3 仿真结果分析

3.3.1 水室组件应力分析

图3和图4为散热器出、入口水室整体应力云图，可以清晰地看到出口水室的整体受力情况主要分布在水室两侧，应力的极大值出现在水室侧面的加强筋上。从局部放大图可以看出，1处应力最大位置位于出口水室侧边的加强筋顶部；还可以看出，2处和3处应力最大位置都位于安放散热扇的挂钩处的加强筋附近。

图3 散热器出口水室整体应力分布云图

图4 散热器入口水室整体应力分布云图

对散热器应力云图进一步分析可以看出水室出口各位置处的最大应力值均大于标准应力，即这两处为出口水室最易损坏的部位。入口处的最大应力均低于标准应力，相对较为安全，这是因为支流汇集至出口水室产生的压力要比入口水室分流产生的压力大，故需要对出口水室外部加强筋加高加宽处理，使得最大应力值低于标准应力，提升水室的抗形变能力。

3.3.2 主片、扁管组件应力分析

散热器主片应力云图如图5所示，从图中可以看出，主片的极大应力分布位置主要位于两侧，从放大图中能看出最大应力为115Mpa，此处的应力最大值接近标准应力。图6为散热器扁管应力分布云图，从云图上可以看到扁管上应力分布主要集中在扁管和主片焊接位置，其最大应力为94Mpa，低于标准应力。虽然主片和扁管处的最大应力均低于标准应力，但依然存在破损的风险，故应考虑对两者都进行优化。

图5 散热器主片应力分布云图

图6 散热器扁管应力分布云图

除了对水室加强筋优化外，还应该对扁管上接近主片的翅片尽可能地加密处理，使得相邻的两个扁管之间的翅片加多，这样可以减弱扁管的变形，减少内应力，大大改善扁管受力状态。通过对该类型的散热器进行多次结构优化，结果表明，当翅片与主片距离控制在5mm以内，主片和扁管的应力分布不均匀问题可以得到有效解决。同一系列的铝合金，主片的厚度对应力分布也有较大的影响，综合考虑散热器性能、寿命和成本，适量加厚主片不失为一种较好的措施。

3.3.3 散热器受力位移分析

如图7，为散热器受交变压力后放大的位移云图，从图中看出，受到交变压力之后的水室发生了明显变形，水室两侧均有向外侧翻折的趋势，最大位移量为1.4mm。该仿真结果可有效地反映出水室充满冷却液后的受力状态，所形成的翻折位移也能很好地解释实际应用中主片脱齿的现象。

图7 散热器受交变压力后位移云图

4 散热器实验分析

耐压力交变疲劳实验作为模拟和检测散热器实际使用工况的测试，是对散热器扁管设计，扁管组装或钎焊工艺，以及材料抗拉伸的一个综合考验[18]。基于上一节中有限元仿真结果，本节将通过实验研究的方法，进一步对该散热器的工作性能进行分析。

4.1 实验条件

实验条件如表2，进行120000次脉冲循环。

表2 散热器压力交变实验条件

4.2 实验设备和准备工作

实验开始前，需要将样件按照散热器实际工作过程中的车装方式安装固定在实验台上，固定并用胶垫置于散热器四个边角[19]。散热器的进、出口需要和实验台上的接口相匹配，还要注意接口处的密封效果，在实验前的散热器内部排空过程中，观察散热器是否存在泄露。实验过程中，选择50%EG冷却液作为循环介质[20]；散热器压力交变实验经历120000次循环周期，每个周期持续3s。

图8 实验台上车装方式的散热器

4.3 实验结果分析

实验数据如表3，从表中可以看出，样件失效的直接原因是破损泄漏，集中在95000次循环左右，其中少数样件出现过早泄漏，这可能和产品加工过程的不当操作及运输途中发生的损坏有关。

表3 散热器压力交变实验数据

如图9为经交变压力后的样件图，红色标记区域为样件受损区域。从图9可以看出破损区域位置在样件出口水室背部和入口侧水室背部，这和水室与主片仿真结果得出的最大应力分布位置相吻合。

图9 实验后样件破损位置

压力交变实验时散热器内部压力远比散热器实际工作压力高，属于高循环疲劳。从材料力学角度分析，主片和水室在交变压力的作用下，应力较大位置率先叠加疲劳损伤，积累一定次数后材料从弹性变形渐渐转变为塑性变形，最后产生裂纹或者突然完全断裂。塑料材料在自身弹性变形范围内，形变能力好于铝合金材料，水室的膨胀与收缩带动着主片的形变，这也是为何实验后散热器破损位置位于主片上而不是水室的主要原因。

4.4 散热器失效类型的分析

两参数威布尔分布较为准确的提供小数据样本的失效预测，失效样本数据较少时用威布尔分析是汽车行业的首选，在涉及安全性或极端费用时这种分析是较为重要的，它可以对出现的初期致命失效问题尽快地制订有效的解决方案[21]。两参数威布尔累计分布函数是指0～t时间内失效的概率，其表达式如下

(2)

从概率论方面理解，失效和成功概率之和应为1。那么与之对应的两参数威布尔分布可靠性函数表达式

(3)

式中：Ft为威布尔累积分布函数；θ为尺度参数；β为形状参数。

采用median rank regression方法是通过最小二乘法来进行线性拟合的，这里用最小二乘法对实验数据处理如表4所示。

表4 最小二乘法参数数据表

根据最小二乘法参数求取公式

(4)

(5)

从而求出A、B参数的数值分别为2.41和-5.55，进一步的可解出β=2.41，θ=9.96。那么威布尔可靠性函数的表达式

(6)

这个表达式描述了本次实验累计失效率和实验总循环次数之间的关系，对本次实验样件可靠性进行评价，经计算可知B10=4×104，这就意味着实验循环次数达到4万次后，实验失效的概率不超过10%。

那么可靠度函数表达式

(7)

根据公式可以求出本次实验的可靠度为79%。而客户要求压力交变循环120000次要达到90%的可靠度，可见设计未符合客户要求，需要重新设计。

机械设备在寿命期内，故障发生率与设备运行时间有关。图10为反映设备寿命期内的故障分布浴盆曲线。两参数威布尔分布可以很好地分析实验样件在早期故障期、偶发故障期和耗损故障期的寿命数据。威布尔函数中的参数β值对应着不同故障期，当β分别小于、等于和大于1时，分别对应着早期故障期、偶发故障期和耗损故障期。本次实验中β为2.41，对应着耗损故障期，这也近似对数正态分布，说明了前面的实验分析是符合实际工程的，这也是为何现在汽车行业同时选择威布尔分布和对数正态分布的原由。

图10 浴盆曲线

当1<β<4时，为早期耗损故障期；当β>4时，为快速耗损故障期。而本次实验属于前者，这也意味着设计寿命时可能出现了机械性问题。车用散热器在正常工作时，其内部压力一般不超过100kPa，而散热器压力交变实验时，其内部压力为230kPa，为散热器正常工作时的2.3倍左右。这种压力交变实验使得散热器易于出现高周疲劳，这也是散热器较早发生破损的主要原因。应采用屈服强度和抗拉强度比值高的材料，降低铝材表面粗糙度；而实验过程中，高温流体中的氯离子等对散热器的侵蚀破坏也不可忽略。因此，散热器实验时需要对循环液中的氯等腐蚀性离子进行过滤，确保实验的科学性。

5 结论

本文通过有限元仿真软件对该款散热器产品的研究，结果表明散热器设计存在应力分布不均匀现象，存在易损区域。通过实验验证，进一步证明散热器存在设计缺陷，并给出有效的解决方案。而散热器失效阶段为早期耗损故障期，为散热器材料出现高周疲劳所致。

1)对散热器各组件设计进行有效改进，对出口水室外部加强筋加高加宽处理，使得最大应力值低于标准应力；

2)扁管上接近主片的翅片加密处理，使相邻的两个扁管之间翅片加多，从而减弱扁管的变形，减少内应力，极大的改善扁管受力状态；

3)鉴于同一系列的铝合金，主片的厚度对应力分布有较大影响，适当增加主片厚度可改善应力分布；

4)应用两参数威布尔分布对散热器失效类型分析，实验样品失效的类型为早期耗损故障期，主要原因是实验压力大、循环次数多，使得散热器出现高周疲劳， 应选择屈服强度较高的材料，减少腐蚀介质等。

通过上述方法确保了产品设计合理性和可靠性满足客户要求，提出的建议已成功解决该款散热器的设计问题，该产品也已经投入量产。