车用电机控制器的液体冷却特性
针对电机控制器的液体冷却特性研究，根据不同翅片结构、散热面积、冷却介质、冷却介质流量、散热材料提出了10种散热方案，以期望找到具有高换热能力，同时拥有较低压降的散热方案。为研究各参数对散热器散热效果的影响，对各方案在额定和峰值两种工况下的散热性能进行热流固耦合仿真计算，计算结果表明，方案10具有最好的综合散热性能。最后，利用不同参数的仿真结果得到基于车用电机控制器的散热优化方法。
随着电动汽车运行工况增加，电机控制器向着高精度和高功率密度趋势发展，电机控制器中核心元件IGBT由于其过热导致的损坏已成为制约电动汽车发展的关键因素。过热的主要原因是由散热器散热速率过低引起，散热器的散热速率过低会导致电机控制器中的IGBT元件损坏甚至烧结整个电路【1-2】。因此针对于电机控制器散热器的设计需满足将机箱中的热量高效散出，保证控制器工作在安全温度范围内，较为经济有效的方式是强迫对流液体冷却【3】。为了增加对流换热性能，通常采用的方案是在散热流道中加入翅片或者增加冷却介质流量，但增加翅片和冷却介质流量后散热器流阻特性较差，同时增加翅片后和散热器整体工艺性能较差【4】。
迄今为止，对于不同参数下散热器的液体冷却研究非常广泛。Chang S W等通过在平直道中增加柱状翅片方法来增加散热器的有效换热面积和湍流强度，分析了不同间隙与直径比值对散热性能与压降的影响【5】。徐尚龙等数值模拟了平行、网格、螺旋、树型四种翅片结构在相同散热面积下的散热特性，计算结果表明，树型结构翅片具有较好的散热性能，但树型结构翅片通道压降较大【6】。姜昆等以7L/min、10L/min、13L/min、16L/min不同流量下的IGBT散热仿真，结果表明，在满足散热器压降条件下而10L·min时翅片散热器具有更好的散热性能【7】。王婷等通过圆形扰流阵列肋柱，以不同间隙与直径比提出了15种改进方案，并这15种方案的散热性能进行了综合评估【8】。
基于电机控制器的散热，国内外的研究主要集中在通过合理的结构和流场参数匹配使电机控制器工作在安全温度范围，或者是通过IGBT的功耗，确定其散热器热源的功率密度，以最终热平衡形成的温度差与冷却系统功率的比值来评价散热器的散热性能【9】。然而在大多产品在实际设计过程中，对散热器的设计是在电机控制器设计完成后，因此控制器结构和箱体无法更改，对散热器的结构优化往往也不现实【10】。本文以提高散热器的散热性能为导向，通过某公司提供的车用电机控制器的散热器模型，根据散热器不同的翅片结构、冷却介质、散热材料、冷却介质流量提出了10种散热方案，利用FLUENT软件计算分析了不同方案下散热器的流场参数和传热特性，计算得到散热器流场参数、冷却介质、散热材料对散热器散热速率的影响，最后通过对各方案进行综合评估，找到满足IGBT散热需求同时压降较低的最优方案。
1 散热器结构
电机控制器散热系统一般包括3部分：热源、散热器、液压系统。散热器结构根据其散热对象和电机控制器结构所确定，其内部流道结构一般采用u型和平行流道两种，热源的形式复杂不受限制【10-11】。
本次仿真采用散热器流道结构及热源分布如图1所示，散热器流道采用U型流道，5个发热源(电感和电容)分布在散热器正面，12个发热源(6个IGBT、6个二极管)分布在用于密封散热器背面流道的密封板上，其中IGBT与密封板的接触面积为0．00019044 m2，二极管与密封板的接触面积为0．00006724 m2。两侧热源产生的热量经由散热器壁面传导，通过流道中的冷却介质(50％乙二醇溶液)散出。IGBT和二极管安装在用于流道密封的盖板上，热盖板下端顺序排列多个翅片，冷却液从翅片一端流人，另一端流出，翅片为柱状翅片，翅片散热面积为0．041412 m2。电机控制器散热器的传热过程为IGBT将热量通过热传导方式将热量传导给散热器壁面，低温冷却液通过散热器内部流道，散热器壁面热量通过热对流方式传递给冷却液，最终热源热量被冷却液带走，热源温度降低。
图1 散热器流道结构与热源位置分布
根据电动汽车电机的工作特点，将电机的运行工况分为额定工况和峰值工况两种，不同工况下发热源IGBT、二极管、电容和电感的热参数如表1所示。
由于散热器背面热源IGBT与二极管热流密度较大，热量不能充分散出，以至IGBT与二极管温度较高。为了避免IGBT与二极管的损坏，在散热器密封板上加入翅片，以达到增加散热面积和流体湍流度的目的，或者增加冷却介质人口流量增加散热器的换热性能。考虑到翅片形状、冷却介质、翅片面积、冷却液流量、散热材料对散热性能均有较大影响。根据现有液体冷却研究基础和实际散热需求，对上述影响取值，共提出了10种散热方案，方案参数如表2所示。
表中方案1为不加翅片结构的液体冷却散热器，同时也是其它方案对比参考项，方案1一方案9冷却介质均采用工业领域常用的50％乙二醇溶液，方案2与方案3分别为ADCl2和铜两种不同散热材料，方案3、8、9分别为不同冷却液流量方案，流量分别为8L/min、12L/min、14L/min。为了验证不同散热面积对散热器散热性能的影响，方案6与方案7分别80％和50％方案3翅片数量。方案10采用纯水作为冷却介质，其余结构参数与方案3一致。方案3、方案4、方案5分别为柱状翅片、平行翅片、混合翅片三种不同翅片结构方案，其中方案3与方案4均采用了工业领域中常用的两种翅片结构，分别为柱状翅片与平行翅片，然而由于散热能力与压降差异，平行翅片具有较低压降和换热能力，柱状翅片具有较高的换热能力与压降。
为了提高散热器换热能力方案3在64 mm*100 mm面积内布置493个柱状翅片，由于翅片数较多，同时翅片较小，因此翅片加工工艺性较差，为了改善散热器的工艺性能，本文设计了一种新型的混合翅片结构，翅片结构结构不仅能获得与方案3中柱状翅片散热器拥有较优的散热性能，同时还可以获得较好加工工艺性能。三种翅片结构如图2所示。
图2 散热翅片结构
2 数学模型
由于流体冷却过程较为复杂，涉及到流体、固体以及外界环境三者之间的热交换，因此对建立的数学模型做如下假设：冷却介质考虑为不可压缩流体；IGBT的损耗以热流密度形式作用在图1中热源接触面上；由于热辐射传热方式在IGBT的散热过程中占比较小，因此热传导方式除了固体之间的热传导，固体与流体之间的热对流传热未考虑热辐射对IGBT的影响；考虑到控制机箱内温度较高，因此绝大部分热量通过冷却介质散出，其余由自然对流散出。
结合电机控制器的运行工况和假设，仿真人口边界为速度边界，根据不同散热方案将速度设置为对应流量参数，出口为压力边界，压力为0 MPa。环境温度为358 K，冷却介质入口温度为338 K，散热器密封板与翅片根据不同方案设置为ADCl2和铜散热材料，散热器散热壁面与空气的热对流传热系数为10 W／mm· K。
由于正面热源电感和电容原件热流密度较低，通过冷却后原件均能满足安全运行要求，且热源温度相对IGBT与二极管较低，因此对热源温度分析研究主要是针对IGBT与二极管。电动汽车在运行过程中由于路况差异，将电机控制器的运行工况分为额定、峰值两种工况，因此，对散热器的散热性能计算需计算额定工况和峰值工况下的散热情况。额定热功率密度与峰值功率密度为电动汽车分别在额定与峰值工况下运行时电机控制器中主要发热元件IG—BT与二极管的功率损耗所作用在散热器上的单位面积的功率，利用表1和表2中的仿真参数结合3．1节中的仿真参数设置，对额定工况与峰值工况下的电机控制器中主发热元件IGBT与二极管进行散热仿真，仿真结果如表3所示。
通过在如图1所示17个热源接触面上设置额定工况与峰值工况下的热流密度，方案1的仿真结果显示额定工况与峰值工况下散热器热源最高温度分别为462．4 K和541．8 K，最高温度在9号热源位置，可以看出不论是额定与峰值工况下热源IGBT温度均高于峰值温度398K。但是，由于未加入任何翅片，流体湍流度较低，流道流量为8L/min时压差为3341 Pa。
为了验证通过增加翅片可以大幅度增加散热器散热性能，本文通过方案3与方案1中加入柱状翅片与未加入翅片对比散热器散热仿真，额定工况与峰值工况下温度与压力分布结果如图3和图4所示。
图3 不同方案两种工况热源温度分布图
图4 不同方案流道压力分布图
从方案1与方案3的热源温度分布图与流道压力分布图可以看出，增加翅片后两种工况下热源温度均大幅度降低。从表3中可以得出额定工况与峰值工况下方案3热源温度分别为369 K和384．5 K，最高温度在1号热源位置，压力损失为7525 Pa。考虑到方案3中柱状翅片散热器虽散热效果较好，但由于翅片较多，工艺性能差，为满足实际工艺需求，对比方案4中平行翅片和方案5中混合翅片两种翅片结构散热器的散热性能，表3中的散热分析结果表明，方案4具有较好的流阻特性，流道压力损失为4975 Pa，但热源冷却温度较高，额定与峰值工况下散热器热原最高温度分别为375 K和395．6 K，最高温度在1号热源位置。方案5中混合翅片结构散热器具有较好的散热能力，额定与峰值热源最高冷却温度分别为366 K和382．1 K，最高温度在1号热源位置，但流阻特性较差，压力损失为12002 Pa。为了验证散热面积对散热器散热效果的影响，方案6和方案7分别为方案3减少20％和50％翅片个数后的散热器翅片结构，计算结果表明随着翅片散热面积减少，热源冷却温度升高，但流阻特性较好，流道压力损失分别为6002 Pa和4867 Pa。方案6和方案7在峰值工况下热源最高温度分别为388．1 K和396．4 K。
工业领域中由于热导率、加工工艺、材料价格差异，材料选择不同，方案2与方案3分别为工业领域常见的铝合金(ADCl2)和铜两种材质散热翅片。本文基于这两种散热材料分别进行散热仿真，方案2结果显示，在额定与峰值工况下，热源最高温度分别为403．4 K和446．8 K，最高温度在9号热源位置，因此可以看出不论是额定与峰值工况下热源IDBT温度均高于峰值温度398 K。然而对比表3中方案3的散热计算结果可知，铜翅片由于热导率高，因此能快速传递热源热量，热源温度快速降低。
从图中可以看出，冷却介质流量对散热效果有一定影响，随着流量增加，相同工况条件下热源稳定温度降低，乙二醇冷却液流量为8 L/min、12L/min、14 L/min时，额定工况下热源最高温度分别为369 K、368．1 K、367．7 K，峰值工况下热源最高温度分别为384．5 K、383．2 K、382．6 K。同时通过散热器流阻仿真计算在不同流量下流道压力损失分别为7525 Pa、14811 Pa、19321 Pa。因此可以看出在增加冷却介质流量后，热源温度只有小幅度降低，但流道压力损失增加较大。
工业领域中乙二醇溶液与纯水作为冷却介质被广泛应用，根据实际工况与散热效果、流阻特性等方面综合考虑，选用冷却介质有所差异。基于乙二醇与纯水的散热特性与流阻特性差异，本文对比分析了铜材柱状翅片散热器在8L/min流量冷却介质参数条件下，方案3与方案10两种冷却介质的散热特性与流阻特性，纯水冷却介质散热器在额定与峰值工况下的散热计算仿真结果如图6所示。
图6 不同工况下热源温度变化曲线
从图中可知，当以纯水作为冷却介质时，额定工况下与峰值工况下IGBT最高温度为364．8 K，377．7 K，结合表3中对比两种不同的冷却介质，以纯水作为冷却介质时，散热器换热能力较高，同时散热器流道压降较低，流道压力损失为4753 Pa。
考虑到散热器翅片结构、散热面积、散热材料、冷却介质及其流量对散热器散热性能的影响，本文基于5个参数对散热器进行综合评估，以式(3)中的平均怒赛尔数表征散热器的换热能力，以式(6)中的PEF表征散热器的综合散热性能。各方案的散热平均努赛尔数与PEF值如表4所示。
从表中计算结果可以看出所有方案中，方案1由于未安装散热翅片，压降最小，压降为3341 Pa，但换热散热能力较差，额定工况与峰值工况平均努塞尔数分别为39．7和47．3。综合表4中的PEF值可以看出方案1的散热性能最差，方案10的换热效果最好。方案10两种工况下平均努塞尔数高达94．8和119．4，同时由于方案10中纯水具有较低的粘度，流道压降较小，综合PEF值可以得出方案lO拥有最好的散热性能。在特定条件下，使用纯水作为冷却介质具有一定性能优势。但是，其性能受纯水熔沸点限制，乙二醇溶液也被广泛使用。
方案2～方案9中冷却介质均为50％乙二醇，方案3、方案4、方案5分别为3种不同翅片结构，方案4的压降最低，但换热效果最差，方案5的压降最高，但换热效果最好，方案3的压降居于两者之间，综合PEF值可以看出方案3与方案5散热性能接近，但就加工工艺性而言方案5优于方案3。方案2与方案3为两种不同的散热材料，由于方案3散热材料具有较高的热导率，因此换热效果较好，额定与峰值工况下平均努赛尔数分别为52．4和69．0。方案3、方案6、方案7为不同散热面积柱状翅片，在相同翅片形状，不同翅片面积情况下，方案3具有较高的换热效果，但压降较高，随着翅片数较少，换热效果降低，同时压降也降低，综合PEF值可以看出方案3具有较好的散热性能。
方案3、方案8、方案9为不同冷却流量散热方案，计算结果表明，增加冷却介质流量可以大幅度增加散热器的换热效率。当流量从8 L·min‘1增加到12 L/min和14 L/min时，峰值工况平均努塞尔数从69．0增加到78．9和83．8，但压降也增加，压降分别从7525 Pa增加到1481l Pa和19321 Pa。综合PEF值可以看出，增加冷却介质流量可以增加散热器的散热性能。
5 结 论
基于电机控制器的实际运行工况，及散热需求，为了增加散热器的散热性能，采用带翅片的散热器流道结构。根据不同翅片结构、有效散热面积、冷却介质、冷却介质流量、散热材料提出了10种不同的散热方案。通过热流固耦合仿真计算，分别计算了不同方案下散热器的换热能力以及压降。最后，结合各方案下散热器热源最高温度、换热能力、散热器流道压降，利用PEF值评估各方案的散热效果。选出了不受环境限制情况下，散热器的最优方案为方案10。另外根据散热器的传热特性可以得出以下结论。
(1)翅片结构对散热器散热效果有较大影响，通过对比柱状翅片、平行翅片、混合翅片3种不同翅片结构，相同翅片分布区域，柱状翅片与混合翅片具有较好的换热能力，但混合翅片工艺性较好。在相同散热面积条件下，优化后的混合翅片具有较好的综合散热性能。
(2)散热器的散热性能受材料热导率、冷却介质、翅片结构、流道散热面积、介质流量等参数影响，通过散热器的PEF值综合评价，改善散热器的散热性能应遵循散热材料>翅片结构>冷却介质>介质流量>散热面积参数优化原则。
