1 前言

      主板、散熱管釬焊焊趾是車用散熱器的薄弱部位之一。由于特定的配合結構，該位置存在明顯的應力集中現象；同時由于釬焊工藝造成的晶粒長大、局部溶蝕等現象，導致焊點周邊材料強度顯著降低；在承受溫度交變、振動、沖擊等多種載荷的作用下，出現疲勞失效的風險較大（圖1）。非道路車輛用散熱器的尺寸較大、工作條件惡劣，失效問題更為嚴重。因此，設計階段須采取有效方法，對散熱器的結構強度進行全面評估。然而，目前尚未發現釬焊焊點疲勞強度的計算標準或規范，相關研究報道也非常有限；只能通過大量試驗，對特定產品的特定結構進行評估。振動試驗是通常采用的可靠性評估方法之一；通過施加一定的加速度、模擬散熱器在實車上的振動工況，可有效驗證散熱器承受振動、沖擊載荷的能力、盡早暴露產品缺陷；與應變測試設備配合，可監控關鍵部位的振動應力。但振動試驗周期長、運轉和維護的成本高；且受制于應變測試設備的端口數量、應變片粘貼位置等因素，很難全面反映散熱器整體的受力情況；而且可能因布點位置不合理導致關鍵位置的遺漏。FEA技術可彌補上述缺陷：通過虛擬試驗的方法，對換熱器在各振動工況下的受力情況進行全面、系統的分析，以降低試驗成本、提高設計成功率。

              

      本文以某型非道路車輛用散熱器為對象，借助ANSYS Mechanical模塊，對其釬焊焊點應力進行分析。散熱器焊點周邊的形狀復雜、細微尺寸較多，如直接對焊點建立精確模型并劃分網格，不僅使得前處理工作量大、計算時間長，而且網格質量無法得到保證。因此，將子模型法引入分析過程：首先對省略細節的整體模型進行建模和分析，獲得焊點周邊的變形；將其作為邊界條件導入焊點細節的局部模型中，從而可比較精確地對焊點區域進行計算。

2 散熱器整體模型的諧振分析

      豎流管帶式散熱器安裝在冷卻模塊的右側，結構如圖2所示。鋁釬焊芯體，鑄鋁水室，水室與主板間氬弧焊接。芯體厚115mm，采用4排、45列22x2mm散熱管，管壁厚0.38mm。采用峰高7.5mm的波紋型散熱帶。上、下水室頂部各有一塊安裝板；借助該安裝板上的螺栓和橡膠減振墊，散熱器被壓緊在結構鋼框架的上、下橫梁之間。

              

2.1模型、網格和邊界條件

      對散熱器整體進行建模。散熱帶區域等效為各向異性的塊域，其材料物性通過另建單元模型獲得。散熱器實測濕重42kg；通過調整各零部件密度，將冷卻液質量附加到水管和水室上。除散熱帶和安裝板之外，其余實體材料均設置為鋁合金；根據材料供應商提供數據，彈性模量設置為71Gpa。安裝板設置為結構鋼。采用ANSYS Workbench的Meshing模塊劃分網格。水管、等效散熱帶、側板均采用六面體網格，其余部分采用四面體網格。等效翅片與散熱管之間共節點。整個模型節點數1,407k，單元2,592k。完成網格劃分的模型如圖3所示。

                   

      采用Bonded接觸來連接各零部件。橡膠墊使用三個分別與坐標軸平行、且與地固接的彈簧單元來模擬；其中z向（豎直方向）彈簧的剛度采用橡膠墊在對應壓縮量下軸向動剛度的實測值，x、y向彈簧的剛度均使用橡膠墊徑向動剛度。根據以往經驗，豎直方向的振動載荷對散熱器可靠性的影響更為顯著。結合該產品測試條件，加載z向20Hz、5m/s2加速度，在Mechanical模塊中進行諧響應分析。

2.2計算結果

      整體等效應力幅值的計算結果如圖4a所示。由圖可見，在設定工況下，振動應力主要集中在散熱管的兩端、管板釬焊部位；距主板距離稍遠，應力幅值則迅速衰減。對比等效應力σe、z向應力σz和第一主應力σ1的云圖，可發現散熱管上各節點的σ1基本都指向z軸，σe與σz的數值非常接近；即散熱管上主要承受軸向應力σz。

              

      分別在進、出風側最外面一排散熱管的短邊中心、距主板2mm的位置取點，并讀取各點σz的幅值，如圖4b。由該圖可見，在管列方向上，散熱管的σz存在兩個峰值，其位置與散熱器安裝點的位置基本一致；與水室非對稱的結構相對應，右側的應力幅值明顯高于左側；且該位置出風側的應力明顯高于進風側的應力。σz在出風側第37列散熱管的下部焊點有最大值0.63Mpa，而該列管上部的焊點應力也達到0.62Mpa。而在四個角點，振動應力幅值均為極小值。由此可推斷，對于該型散熱器，出風側第37列散熱管附近出現振動斷裂的機率較高。

3 管板焊趾應力分析

      采用子模型法對焊趾應力進行詳細分析。根據管板實際結構，對管板釬焊的局部區域建模如圖5a所示。其中，借助金相方法測試了10根管子在不同位置的圓角半徑R，每根管子取10個測點（每條長邊3個，短邊1個），并經統計分析，確定焊縫圓角半徑R的均值為0.504mm（圖5b)。

        

      在ANSYS Classics界面下對該模型進行前處理。采用solid45單元，借助Sweep方式劃分網格，焊縫圓角處每個網格跨度不超過5o。散熱管、焊縫圓角、以及主板的大部分區域均為結構化的六面體網格，如圖6所示。整個模型節點數633k，單元595k。

               

      材料物性設置為鋁合金。從整體模型中導出各段管板釬焊區域的位移幅值的計算結果（包括實部和虛部；由于沒有阻尼，故虛部為0）、將其實部插值到局部模型的斷面上，并進行穩態結構分析。出風側第37列散熱管下部釬焊區域的結果如圖7所示；等效應力σe和z向應力σz的最大應力均出現在焊趾位置，數值均為2.2MPa，是整體模型分析結果的3.5倍。

        

4 管板焊縫實測應力

      在20T單軸振動試驗臺上，對整個冷卻模塊進行振動測試；并借助單軸應變片監測焊趾應力。應變片布點位置如圖8a，在散熱器出風側共布置了6個測點，其中，測點1～4均布置在芯體四角最外側的散熱管短邊、接近焊趾處，測點5、6分別在第10、37列散熱管下部的散熱管短邊、焊趾附近。單軸應變片測試段敏感柵尺寸0.5X0.5mm，對鋁材基體具有溫度自補償功能。框架底座、上橫梁兩側沿z向各粘貼一個加速度傳感器，其中底座的兩個傳感器作為控制量。振動臺提供z向20Hz，幅值5.0m/s2的正弦激勵，此時上橫梁兩加速度傳感器的加速度幅值分別為5.1m/s2和5.0m/s2。記錄各應變片的輸出，如圖8b。

            

      考慮到測點位置的x、y向應力均遠低于z向應力，可直接根據胡克定律計算σz。將各測點的實測值與計算值對比，如圖9。由圖可見，在計算工況下，兩者分布規律基本一致；最大偏差達48%。該誤差產生的原因可能在于：應變片粘貼位置偏離焊趾，應變片絲柵尺寸過大，實際產品結構與計算數模存在偏差，實際焊趾并非承受單向應力，受安裝框架自身剛度的影響、導致傳遞到散熱器安裝點的振動加速度、方向和相位發生變化，等等，需做深入分析。

                    

5 結論

      (1)基于子模型法，借助ANSYS Mechanical模塊，能夠比較準確地計算釬焊焊趾振動應力分布規律；可用于指導產品和試驗設計；

      (2)受限于測試方法、產品結構尺寸與數模存在偏差等諸多因素；計算值與實測值最大偏差達48%，需進行深入分析、以縮小此偏差。