結構與冷卻介質對車載電機控制器散熱的影響

霍 達，翟黎明，張越晗

(東風汽車公司技術中心，武漢 430000)

0 引 言

新能源汽車的電機控制器在運行中會產生較大熱量，能否進行高效的散熱直接關系到電機及整車的正常運行。絕緣柵雙極晶體管(以下簡稱IGBT)作為新能源汽車電驅動系統中的核心器件，運行溫度是影響其性能和可靠性的關鍵因素，如何合理設計IGBT散熱器的結構是至關重要的。

目前，市面銷售的pin-fin式冷卻結構的IGBT在其說明書中都介紹有推薦的散熱器設計方式及詳細尺寸，但是在實際設計中，受限于電驅動總成自身緊湊的結構布置和整車邊界的限制，散熱器結構難以完全按照推薦的方式及尺寸進行設計，尤其體現在冷卻液進出口的位置布置，極大受限于整車冷卻系統的管路設計，這就導致改變冷卻液進出口后的散熱器結構與推薦散熱器結構相比，對IGBT的散熱效果會存在差異。所以，可以將改變進出液口位置后散熱器結構的散熱效果與推薦散熱器結構相對比來評估此差異。

同時，一款電驅動產品從研發、實驗到量產的過程中，每個階段所采用的冷卻介質通常不是唯一的。臺架實驗階段通常使用自來水作為冷卻介質，但由于水存在凝點高、易結垢的問題，搭載到實車上時冷卻液采用乙二醇水溶液，即防凍液的主要成分。隨著電驅動系統功率越來越高，散熱需求逐漸增大，使用油冷方式冷卻的電驅動系統也越來越多。由于水、乙二醇水溶液和油液的密度、導熱系數、粘度不同，尤其在低溫情況下，粘度的差異較大，這就導致IGBT在實驗階段得到的數據與裝車后的實際表現會出現差異，所以，通過比較不同冷卻介質對IGBT散熱效果的影響來評估此差異。

文獻[1-3]對不同結構的散熱器進行了散熱效果、流阻的對比；文獻[4]對比了湍流模型和層流模型對IGBT散熱的影響；文獻[5]對車載電機控制器的IGBT進行了熱仿真計算，并與實驗數據進行了對比；文獻[6]對比了網格尺寸對IGBT散熱計算的影響。目前，各汽車主機廠對pin-fin式IGBT進行熱仿真通常使用的是三維模型，網格數量會達到千萬級，較高的網格數量需要花費較長的時間。并且當前對車載電機控制器散熱的研究中，并未考慮到汽車在不同研發階段中使用冷卻介質的改變對散熱造成的影響。

本文將一種pin-fin式冷卻結構的IGBT和配套散熱器作為研究對象。由于pin-fin式結構上密集的散熱柱會導致流道非常復雜，為了還原散熱柱對冷卻液的擾流作用，網格需要十分密集，并且在散熱柱周圍需劃分密集的邊界層網格，如果采用三維模型進行計算，將耗費大量時間和計算成本。

本文分析的目的在于散熱效果的橫向對比，更加關注改變進出液口位置與推薦進出液口位置對IGBT散熱效果的區別，為此，本文采用一種二維模型的簡化算法來進行對比分析，有效減小計算成本，提高計算效率。

1 IGBT及散熱器結構

電驅動系統工作時，處于電機控制器內部的IGBT起到直流電與交流電的逆變功能，此過程會產生較大損耗，該損耗以熱能的形式產生在IGBT晶體管，晶體管焊接固定在散熱基板的一面上，散熱基板的另一面設計有密集的散熱柱，可與冷卻液直接接觸。當熱量傳遞給IGBT散熱基板時，冷卻液從散熱柱間穿過，帶走熱量，實現對IGBT晶體管和芯片的冷卻。此種帶有散熱柱的散熱基板與冷卻液直接接觸的冷卻方式稱為pin-fin冷卻方式，是目前散熱效果較好的一種冷卻方式。

本文所選用IGBT為集成式逆變模組，在散熱基板背面設有密集的散熱柱；其推薦的散熱器結構具有一個進液口和一個出液口供冷卻液進出，均布置在散熱器寬度方向的正中間位置。IGBT及散熱器結構示意圖如圖1所示。

圖1 IGBT及散熱器結構示意圖

2 散熱器結構對散熱效果影響

2.1 分析內容

在推薦的散熱器結構中，進液口與出液口均布置在散熱器寬邊的兩側，并且處于寬邊的正中間。改變進出液口位置對冷卻效果的影響是本文分析的主要內容。通過計算，在保證其余條件一致的情況下，將推薦的散熱器計算出的結果作為標準值，再將幾種有不同進出液口位置的散熱器與其進行橫向對比，比較改變進出液口位置后，散熱器對IGBT散熱效果的變化。

2.2 二維模型的提取

在進行計算前，需要對IGBT、散熱器和流道進行建模。由于散熱基板上的散熱柱分布非常密集，并且尺寸較小，在散熱柱和壁面周圍需要劃分密集的邊界層，同時，較快的冷卻液流速導致流道內會出現大面積的湍流域，為達到較好的計算效果，網格尺寸需要控制得很小。通常情況下，若將三維模型作為計算對象，在網格劃分時會產生龐大的網格數量，可達到數千萬之多，計算需要大量的時間，對計算成本要求也很高。

為此，本文在分析方法上進行了調整。由于流道內的流體可由截面在豎直方向上拉伸得到，豎直方向的尺寸遠小于水平方向的尺寸，并且冷卻液流動主要是水平方向的流動，在豎直方向的流動并不是分析所關注的重點。所以，從三維的流道中提取出拉伸截面作為用來仿真分析的二維流體模型。在熱傳遞方面，實際熱量的傳遞是由IGBT晶體管傳遞給散熱基板，冷卻液流經散熱基板背面的冷卻柱帶走熱量，實現對IGBT的冷卻。本文并不關注熱量從晶體管傳遞給散熱基板的這個過程，僅關注冷卻液帶走散熱柱熱量這一過程，為此，將熱源設置在冷卻柱上。

至此，三維問題已經可以轉換到二維平面來解決，雖然二維模型與實際情況有所區別，但是在控制其余變量一致的條件下，已可以達到對比不同進出液口對冷卻液傳遞熱量效果的目的。IGBT集成6個晶體管的二維仿真模型及轉換過程如圖2所示。

圖2 二維模型轉換過程

除了推薦的散熱器結構外，根據實際情況選擇了幾種典型的進出液口位置，并進行二維建模，進出液口的寬度為14 mm，長度為18 mm，流體區域尺寸為134 mm×63 mm，4種一進一出式二維模型如圖3所示。

圖3 分析對象建模

2.3 仿真輸入計算及設置

2.3.1 材料參數及湍流模型

IGBT散熱基板及散熱柱的材料為銅，冷卻介質選擇汽車用防凍液的主要成分50∶50(體積分數)乙二醇水溶液(以下簡稱EGW)，溫度65 ℃，流量為8 L/min，進液口寬度為14 mm，高度與冷卻柱高度一致為5.8 mm，材料參數密度ρ，粘度μ，熱容Cp，導熱系數k隨溫度變化曲線如圖4～圖7所示。

圖4 粘度-溫度曲線

圖5 密度-溫度曲線

圖6 導熱系數-溫度曲線

圖7 熱容-溫度曲線

根據相關材料參數及以下公式，可計算出進液口的流速v、雷諾數Re、水力直徑d及湍流強度I[4]。

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：v是流速；n是流量；a是進液口寬度；μ是粘度；b是進液口高度；d是水力直徑；Re是雷諾數；I是湍流強度[5]。

可得到進液口流量n=8 L/min時，進液流速v=1.58 m/s，水力直徑d=8.4 mm，雷諾數Re=10 790，湍流強度I=5%。雷諾數大于4 000，流體應為湍流。由于流動存在旋轉和較多邊界層流動，湍流模型選用可實現的k-ε模型。

2.3.2 熱源參數計算

根據估算，因IGBT損耗導致的發熱功率達3 000 W，假設熱功率平均分布在對應區域的散熱柱上，IGBT散熱基板上共集成了6個晶體管，每個晶體管對應區域內有24個散熱柱，散熱柱為圓柱體，外徑為2.3 mm，根據式(5)可計算出單位體積的發熱功率。

(5)

式中：q為單位體積發熱功率；P為總發熱功率；r為散熱柱半徑；h為散熱柱高度；n為散熱柱數量。可得到q為8.65×108W/m3。

2.3.3 網格劃分

由于散熱柱及柱間尺寸較小，若要精確計算出散熱柱對冷卻液的擾流情況，需要在散熱柱及外邊緣劃分邊界層，并且需要較小的網格尺寸。本文在劃分時，邊界層設置為8層，總層高0.3 mm，其余網格大小0.1 mm。將圖3中4種模型依次進行網格劃分，網格邊界層劃分情況如圖8、圖9所示。通過網格質量計算可以看出，75%以上的網格質量大于0.9，網格質量較高，可以進行仿真計算。

圖8 散熱柱邊界層網格

圖9 外壁邊界層網格2.4 計算結果

從流速向量云圖來看，散熱柱對冷卻液的擾流作用可以較好地體現出來，流域中出現了較大面積的旋流、渦流區域，如圖10、圖11所示。

圖10 流速向量云圖

圖11 邊緣處流速向量云圖 從壓力分布云圖來看，流阻呈階梯式下降，在進液口擴散區域出現最大壓力值，出液口壓力值最低，流阻計算取進液口壓力平均值與出液口壓力平均值之差。S1流體結構壓力分布云圖如圖12所示。

圖12 S1結構壓力云圖

對S1、S2、S3、S4 4種結構方式進行對比，如圖13～圖16所示。從溫度分布云圖來看，S3結構方式導致冷卻液無法充分流動，出現大面積靜區，導致局部溫度過高，此結構方式極不合理，進出液口位置IGBT各管覆蓋區域散熱柱平均溫度Tn，所有散熱柱中最高溫度Tm，所有散熱柱平均溫度Ta，及流阻p，如表1所示，Sn表示結構標號(Tn標號見圖2，Sn標號見圖3)。

表1 IGBT各管溫度及流阻

圖13 S1方式流速與溫度云圖

圖14 S2方式流速與溫度云圖

圖15 S3方式流速與溫度云圖

圖16 S4方式流速與溫度云圖不應設置在寬度方向的同一側。S1方式對6個熱源區域的散熱較為平均，局部最高溫度在4種方式中最低。

3種結構形式下，6個晶體管分別覆蓋區域的平均溫度T1～T6的溫度曲線如圖17所示。由于S3結構屬于不合理方案，不將S3納入對比。

圖17 不同結構下晶體管溫度曲線

3種結構形式下，所有散熱柱中最高溫度Tm，所有散熱柱平均溫度Ta，及流阻p的分布曲線如圖18所示。

圖18 不同結構下溫度及流阻曲線

從圖18數據可以看出，在采用散熱器結構S1的結果中，散熱柱最高溫度最低，平均溫度最低，并且可以兼顧較低的流阻，應為最佳的進出液口設計。S2與S4方式的溫度與流阻結果相差不大，由于非對稱的進出液口布置，易出現少量區域散熱不均勻導致的局部溫度過高問題，并且相比S1方式會增大30%的流阻。而S3方式為不合理設計。

3 冷卻介質對散熱效果影響

3.1 冷卻介質參數

選用水、油液、EGW 3種不同冷卻介質，對比冷卻效果。水代表實驗階段常用的冷卻介質，EGW代表裝車后使用的冷卻介質，油代表當前油冷電驅動總成使用的冷卻介質。如圖19～圖22所示。

圖19 粘度-溫度曲線

圖20 密度-溫度曲線

圖21 導熱系數-溫度曲線

圖22 熱容-溫度曲線3.2 參數設置

選用散熱器結構S1作為分析對象，分別將水、EGW、油三種冷卻介質以8 L/min的流量，0，20 ℃，40 ℃，65 ℃的進液溫度進行仿真，計算流阻及散熱柱平均溫度值。

油液相比水與EGW，其粘度值非常大，在0時可達到水粘度的85倍，65 ℃時達到水粘度的17倍，較高的粘度導致絕大部分流體區域的雷諾數已達不到湍流的標準，僅在進液口擴散區域留有小面積湍流區域，k-ε湍流模型已無法滿足油液分析的要求，所以在計算油液的散熱效果時，將湍流模型改為修正的低雷諾數模型。

3.3 計算結果

油液的粘度在較低溫度時非常高，以致減少了旋轉流的區域，更多的區域趨于穩定的流動，趨于層流狀態，如圖23所示。

圖23 流速向量云圖(油，0 ℃)

從3種冷卻介質的流阻隨進液溫度變化曲線來看，如圖24所示，水的流阻最小，油液流阻最大，并且油液在低溫時流阻會急劇增大。隨著進液口溫度增加，3種介質的粘度差距變小，流阻逐漸接近。可以計算出，使用推薦散熱器結構時，在0～65 ℃范圍內，EGW相比水的流阻大20%～30%，油液相比水的流阻大38%～270%。

圖24 流阻-進液溫度曲線

在3種冷卻介質下，所有散熱柱平均溫度隨進液溫度變化曲線，如圖25所示，水的散熱效果最好，油散熱效果最差，EGW與水相比，溫差始終在10 ℃以內。

圖25 散熱柱平均溫度-進液溫度曲線

4 結 語

對于pin-fin式IGBT散熱器，進出液口布置在其寬度方向兩側的正中間是最合理的布置方式，此方式可以使所有IGBT管都能得到均衡的散熱，并且可以達到較低的流阻值；而其他的進出液口方式會導致IGBT管冷卻不均勻，會出現個別管溫度過高，并且會增大流阻。在實際設計中若采取非對稱的進出液口布置，則應尤其考慮IGBT溫度的最高限制，避免過高溫度。

冷卻介質方面，水由于較低的粘度及較高的導熱系數，冷卻效果最好，流阻也最低。65 ℃時，水的散熱效果比EGW的好16%，水的流阻比EGW流阻低30%；而油液的高粘度會增大流阻，同時較低的導熱系數在進行間接冷卻時的冷卻效果非常差，在IGBT的工作溫度范圍內，無法表現出油液的優勢。可以看出，油液并不適用于pin-fin式的間接冷卻方式，臺架實驗過程中，控制器使用水作為冷卻介質，會得到較好的散熱效果，而整車使用EGW時，IGBT的散熱性能會相對下降，這在設計階段應該做出考慮及對策。