電動汽車減速驅動輪轂電動機散熱設計及分析

侯慶偉，陳奇，唐查強

（合肥工業大學 機械工程學院，合肥 230009）

0 引言

作為分布式驅動的理想方案，輪轂電動機具有效率高、節省空間、控制響應迅速等優點。然而，為了提高輪轂電動機的涉水、防腐蝕能力，需要將電動機放置在狹小、封閉的殼體內，因此，輪轂電動機工作時產生的大量熱量難以及時散出，從而導致電動機永磁材料磁性消退以及絕緣材料老化加速，降低輪轂電動機的動力性能與使用壽命[1]。因此，控制電動機的溫升，對于推動輪轂驅動技術的發展與普及具有重要意義。

目前電動機的強制冷卻方式有強制風冷、水冷和油內冷。由于空氣對流散熱系數較低，風冷效果較差，且僅適用于開放式電動機；電動機內部油冷是通過噴淋的方式使冷卻液直接與熱源部件接觸并進行散熱，散熱效率高，但易受重力和轉子旋轉的影響，并且增加了轉子的轉動阻力和電動機制造成本；而水的比熱容較高，且冷卻系統較為簡單，因此水冷方式被廣泛應用于國內汽車永磁同步電動機中。

在散熱結構方面，目前對于輪轂電動機散熱系統的研究多采用軸向冷卻方式，如軸向“螺旋型”[2-3]、“Z型”[4]、“C型”[5]冷卻結構，并且能夠達到一定的冷卻效果，但由于盤型輪轂電動機軸向尺寸小，徑向尺寸大，對于軸向冷卻結構有一定的限制。因此，有必要進行端面冷卻結構研究，探究端面冷卻構型參數對輪轂電動機溫度場的影響。

在分析計算方法方面，目前多采用熱網絡法或流熱固耦合方法[6]，但大都對電動機獨立進行分析，未考慮輪轂電動機中各零件間的傳熱影響，并且對于冷卻結構各參數對降溫效果的影響分析不夠深入。

基于此，利用有限元分析理論及分析工具ANSYS、傳熱學、正交試驗法等數值分析方法，針對所用電動機及所提出冷卻結構，基于流熱固耦合方法，開展電動機溫升特性分析，并以繞組最高溫度與水道壓降為評價指標，仿真探究不同冷卻構型參數對其冷卻效果的影響，最后通過正交試驗與數據分析方法，進一步探究出一種更優的冷卻構型參數。

1 輪轂電動機驅動方案及參數

研究對象為微型電動汽車的一種減速驅動輪轂電動機（如圖1），其主要由盤型外轉子永磁無刷電動機、行星減速機構構成，電動機運行速度較高，具有較高的工作效率，且動力經過減速增扭，使車輛具有較高的加速性能與爬坡度。輪轂動力總成所用電動機參數及材料如表1、表2所示。

表1 電動機基本參數

表2 電動機材料參數

圖1 輪轂電動機傳動方案圖

2 輪轂電動機內部損耗分析

2.1 電動機損耗計算

所研究輪轂電動機采用外轉子永磁直流無刷電動機，主要由定子鐵心、繞組、永磁體、轉子外殼組成。根據現有研究表明，電動機損耗主要有銅耗、鐵耗、永磁體渦流損耗以及機械損耗[5]。

2.1.1 繞組銅耗

繞組銅耗主要包括歐姆損耗和附加損耗[7]。由于所研究電動機功率較小，因此在分析過程中對附加損耗進行簡化計算，取輸出功率的1.5%為其值。歐姆損耗則根據焦耳-楞次定律，其計算式為

式中：m為繞組相數；I為相電流有效值，電動機額定工況時為11.3 A；R為相電阻。

式中：σ為銅的電導率，L為每相繞組長度，S為線徑。

2.1.2 鐵心損耗

為了保證計算的精確性，采用由Bertotti提出的鐵心損耗分離理論[8]，該模型的損耗計算公式如下:

式中：

式中：Ph為磁滯損耗，Pc為渦流損耗，Pe為附加損耗，Kh、Kc與Ke分別為硅鋼片三類損耗對應損耗系數，Bm為電動機磁密幅值，f為激勵源的交變頻率。

在式（4）中，渦流損耗系數的計算公式為

式中：d為單個硅鋼片厚度；ρ為硅鋼片密度；p為硅鋼片電導率。

磁滯損耗系數和附加損耗系數則需要根據定子硅鋼片的BP曲線求出，電動機硅鋼片DW310-35在50、200、400、600、1000 Hz下不同磁密幅值時的損耗曲線如圖2所示。

圖2 定子硅鋼片損耗曲線

通過采用最小二乘法確定等效損耗公式[9]，計算式如下：

通過上述計算得出所用硅鋼片材料的損耗系數Kh、Kc、Ke分別為147.200、0.275、4.980 W/m3。

2.1.3 永磁體渦流損耗

永磁體渦流損耗與其形狀、尺寸和永磁材料的電導率相關，其損耗公式為[10]

式中：Vm為永磁體體積；J為永磁體中電流幅值密度；σ為永磁體電導率。

2.1.4 機械損耗

機械損耗占電動機損耗的比例較小，主要由滾動軸承的摩擦和電動機運轉時的空氣阻力所造成，與電動機軸承所受載荷和電動機通風量等參數有關，在計算中將其簡化為與電動機尺寸和電動機轉速工況的相關變量，計算式為

式中：k為常數，取17；Lm為轉子軸向長度；ω轉子角速度；Dsi為電動機轉子外徑。

2.2 電磁損耗計算結果

對于盤型輪轂電動機，其軸向尺寸小且軸向對稱，因此為了節省計算時間，采用2D全域模型，通過模型邊界條件設定厚度。利用ANSYS Maxwell電磁仿真環境，設置電動機額定轉速為1700 r/min，對繞組施加三相正弦波電流源激勵，分析電動機在永磁體磁場與繞組交變磁場共同作用的瞬態負載磁場下的機械特性和內部損耗。

通過設置合理的仿真時間與步長得出如下結果：電動機在3.5 ms時刻的磁通密度分布云圖如圖3所示，最大值出現在定子齒槽根部，主要由于該處定子齒正對永磁體，且齒根處結構突變，造成磁力線集中，總體呈周期性變化。通過分析仿真結果，銅損與理論計算值相近，為58.2 W，但由于軟件銅耗計算易受建模精度影響以及未考慮每相之間導線長度和線徑，電流密度計算將出現一定誤差，因此銅耗取理論計算值，為57.4 W，鐵損值為11.3 W，永磁體渦流損耗6.9 W，機械損耗經過上述理論計算所得，為1.2 W。

圖3 額定轉速下電動機磁通密度云圖

3 輪轂電動機自然風冷溫度場分析

3.1 電動機溫度場數學模型

根據熱力學理論，對于輪轂電動機的瞬態溫度場，通常只考慮熱傳導和熱對流對于電動機內部的傳熱影響，所研究輪轂電動機傳熱數學模型如下：

式中：λx、λy、λz為電動機導熱介質在x、y、z軸的傳熱系數；T為求解域溫度；τ為時間；q為電動機熱源密度；c為比熱容；γ1為電動機材料密度；S1為絕熱邊界條件；S2為散熱邊界條件[11]；λ為邊界S1、S2法向導熱系數；α1為電動機外部散熱系數；Tf為邊界溫度。

3.2 電動機外部散熱系數計算

3.2.1 轉子表面散熱系數

在電動機運行過程中，外轉子高速轉動引起周圍空氣流動，產生強制對流換熱。取靜止時對流散熱系數為4 W/（m2·℃），則外表面散熱系數計算式為

式中：k為空氣吹拂效率，取0.5；v為轉子表面空氣流速，通常取轉子轉速的75%；θ為外部溫度。

3.2.2 定子與轉子端面散熱系數

式中：hsh、hrh分別為定子與轉子端面散熱系數，RR為轉子外徑，vr1為轉子表面線速度，ReR為轉子端面雷諾數，λair為空氣導熱系數[10]。

3.2.3 氣隙對流散熱系數等效

定子與轉之間的氣隙對于電動機的內部傳熱有著很大影響，但由于氣隙空間狹小，不易確定內部空氣流動形式[12]，因此在傳熱分析中視氣隙空氣為靜止，將對流散熱系數等效為導熱系數。

式中：δ為氣隙尺寸；τ為空氣運動黏度；Di定子內徑。

若ReRecr，則氣隙內部為湍流流動，等效導熱系數如下：

式中：η為轉子內徑與定子外徑之比。

通過利用上述公式對電動機散熱邊界條件的計算，各部分具體參數如表3所示。

表3 電動機對流散熱系數分布 W/（m2·℃）

3.3 磁-熱耦合分析

自然風冷溫度場分析采用Maxwell與2D Transient Thermal耦合分析，將上一節仿真計算結果映射到瞬態熱分析模塊，設置相應邊界條件，得出輪轂電動機自然散熱條件下的二維溫度場分布（如表4），最高溫度出現在繞組內側，達到95.69 ℃，由于該電動機繞組所采用的絕緣等級為A級，性能參考溫度為80 ℃，最高允許溫度為105 ℃，因此額定工況溫升超過了電動機性能溫度，并且在爬坡工況時電動機溫升將超過最高允許溫度，對電動機繞組絕緣層造成破壞；永磁體最高溫度為51.21 ℃，低于釹鐵硼性能溫度，因此消磁風險較小，但不能排除其余工況會對其工作性能造成影響。電動機各部件瞬態平均溫升曲線如圖4所示，0～1000 s內電動機繞組溫升迅速，達到95 ℃之后緩速上升，直至平穩。繞組溫度較高，一方面是由于電動機處于封閉空間，與外界對流散熱能力差，另一方面由于定子內部空氣流速低，對流散熱系數小，且通過氣隙導熱率很小。因此，需要針對該盤型輪轂電動機進行冷卻結構設計，降低電動機溫升，提高其使用壽命。

表4 電動機二維溫度場分布 ℃

圖4 電動機各部件溫升曲線圖

4 水冷冷卻方案研究

4.1 冷卻構型參數確定

由前述可知，輪轂電動機的冷卻結構主要有軸向Z型水道、軸向C型水道和螺旋型水道。目前已經有相關學者證實，Z型水道具有較高的對流換熱能力[13]，但其由于構型復雜，水流阻力大，流體能量損失較大，影響散熱效果；螺旋水道流體阻力小，接觸面積大，同樣具有較高的換熱能力，是目前永磁同步電動機應用較多的冷卻結構。上述結構雖具有較好的散熱效果，但都僅適用于軸向尺寸較大的電動機，對于所研究盤型永磁同步電動機并不適用。因此，針對電動機二維溫度場的分布趨勢和電動機尺寸結構，設計出一種端面冷卻結構，將其置于電動機定子安裝盤內，并將槽內繞組簡化為考慮端部繞組的等效導體（如圖5），冷卻構型參數包括進口流速V、水道齒數N、截面寬度D和彎道圓角R。

圖5 水冷電動機模型及冷卻結構參數

4.2 水冷條件下溫度場分析

針對所提出水冷結構參數，采用正交試驗法，設計4因素3水平正交試驗表，具體編碼如表5所示。利用計算流體力學分析軟件Fluent對輪轂電動機在水冷條件下的三維穩態溫升情況進行9組仿真試驗。為了保證計算精度，對于繞組、氣隙以及流體域等采用結構化網格，而定子、殼體、安裝盤等采用非結構化網格，以適應殼體、定子等復雜模型的結構[14]；之后設置前述計算散熱邊界條件，選取Realizable K-ε計算模型，其可在保證滿足近壁面網格精度前提下，減小計算量。設置環境溫度為30 ℃，最終以繞組最高溫度Tcu與出入口壓力差ΔP為響應評價指標，并與未進行水冷散熱穩態溫升情況（試驗編號0）進行對比，試驗方案及結果如表6和圖6（a）所示。

表6 正交試驗表及結果

圖6 冷卻結構參數影響效應圖

通過對比發現，二維溫度場與三維溫度場存在一定的差異，繞組最高溫度誤差為8.2%；造成誤差的原因主要是由于三維溫度場考慮了電動機的軸向傳熱、繞組與定子端部散熱系數和輪轂電動機各零件間的導熱；對于冷卻結構，降溫效果可達24.1%以上，增加各參數值均可降低電動機溫升，其中最優因素為進口流速，隨著入口流速增大，降溫效果增速也隨之提高；彎道圓角的增加可以降低流體局部阻力損失，提高水道表面對流散熱系數，但其對冷卻效果影響最小。

冷卻構型各參數對進出口壓力差影響效果如圖6（b）所示。當提高入口流速、水道齒數時水道壓降明顯升高，主要由于兩者的提高造成流體動量和沿程阻力損失增加；其次，增大截面寬度也將小幅增大進出口壓力差，壓力差變化不大于300 Pa，其主要是由于流體滿足能量與動量守恒方程，在流速不變條件下，提高橫截面積，入口壓強也將增加；增大彎道圓角可改善流體在彎道的回流情況，降低局部阻力損失系數，從而減小了壓力損失。

通過上述分析，選取最優構型參數組合為：入口流速0.9 m/s、水道齒數9、截面寬度7 mm，彎道圓角4 mm。如圖7所示，在該參數組合下的分析結果為：Tcu為61.89 ℃、ΔP為4240.88 Pa，繞組最高溫度比初定參數編號5溫升降低了4.6%，

圖7 優化后響應指標分布云圖

5 結論

面向電動汽車減速驅動輪轂電動機，設計一種端面冷卻結構，利用有限元分析理論及分析工具ANSYS、傳熱學、正交試驗法等數值分析方法開展研究；分析電動機額定工況下溫升特性，并基于流熱固耦合方法，以繞組最高溫度與水道壓降為評價指標，仿真探究不同冷卻構型參數對其冷卻效果的影響，最后通過正交試驗與數據分析方法，進一步對冷卻構型進行參數優化。主要結論如下：

1）采用三維溫度場分析可考慮到電動機的軸向傳熱、繞組與定子端部散熱以及輪轂電動機各零件間的導熱，結果比二維溫度場分析更準確。

2）通過多組仿真分析計算可知，所設計冷卻結構降溫效果可達24.1%以上，其效果受進口流速影響最大，受彎道圓角影響最小；其次，通過分析正交試驗數據，選取更優參數組合（入口流速0.9 m/s、水道齒數9、截面寬度7 mm，彎道圓角4 mm），可進一步降低4.6%溫升。