霍 达，翟黎明，张越晗

(东风汽车公司技术中心，武汉 430000)

0 引 言

新能源汽车的电机控制器在运行中会产生较大热量，能否进行高效的散热直接关系到电机及整车的正常运行。绝缘栅双极晶体管(以下简称IGBT)作为新能源汽车电驱动系统中的核心器件，运行温度是影响其性能和可靠性的关键因素，如何合理设计IGBT散热器的结构是至关重要的。

目前，市面销售的pin-fin式冷却结构的IGBT在其说明书中都介绍有推荐的散热器设计方式及详细尺寸，但是在实际设计中，受限于电驱动总成自身紧凑的结构布置和整车边界的限制，散热器结构难以完全按照推荐的方式及尺寸进行设计，尤其体现在冷却液进出口的位置布置，极大受限于整车冷却系统的管路设计，这就导致改变冷却液进出口后的散热器结构与推荐散热器结构相比，对IGBT的散热效果会存在差异。所以，可以将改变进出液口位置后散热器结构的散热效果与推荐散热器结构相对比来评估此差异。

同时，一款电驱动产品从研发、实验到量产的过程中，每个阶段所采用的冷却介质通常不是唯一的。台架实验阶段通常使用自来水作为冷却介质，但由于水存在凝点高、易结垢的问题，搭载到实车上时冷却液采用乙二醇水溶液，即防冻液的主要成分。随着电驱动系统功率越来越高，散热需求逐渐增大，使用油冷方式冷却的电驱动系统也越来越多。由于水、乙二醇水溶液和油液的密度、导热系数、粘度不同，尤其在低温情况下，粘度的差异较大，这就导致IGBT在实验阶段得到的数据与装车后的实际表现会出现差异，所以，通过比较不同冷却介质对IGBT散热效果的影响来评估此差异。

文献[1-3]对不同结构的散热器进行了散热效果、流阻的对比；文献[4]对比了湍流模型和层流模型对IGBT散热的影响；文献[5]对车载电机控制器的IGBT进行了热仿真计算，并与实验数据进行了对比；文献[6]对比了网格尺寸对IGBT散热计算的影响。目前，各汽车主机厂对pin-fin式IGBT进行热仿真通常使用的是三维模型，网格数量会达到千万级，较高的网格数量需要花费较长的时间。并且当前对车载电机控制器散热的研究中，并未考虑到汽车在不同研发阶段中使用冷却介质的改变对散热造成的影响。

本文将一种pin-fin式冷却结构的IGBT和配套散热器作为研究对象。由于pin-fin式结构上密集的散热柱会导致流道非常复杂，为了还原散热柱对冷却液的扰流作用，网格需要十分密集，并且在散热柱周围需划分密集的边界层网格，如果采用三维模型进行计算，将耗费大量时间和计算成本。

本文分析的目的在于散热效果的横向对比，更加关注改变进出液口位置与推荐进出液口位置对IGBT散热效果的区别，为此，本文采用一种二维模型的简化算法来进行对比分析，有效减小计算成本，提高计算效率。

1 IGBT及散热器结构

电驱动系统工作时，处于电机控制器内部的IGBT起到直流电与交流电的逆变功能，此过程会产生较大损耗，该损耗以热能的形式产生在IGBT晶体管，晶体管焊接固定在散热基板的一面上，散热基板的另一面设计有密集的散热柱，可与冷却液直接接触。当热量传递给IGBT散热基板时，冷却液从散热柱间穿过，带走热量，实现对IGBT晶体管和芯片的冷却。此种带有散热柱的散热基板与冷却液直接接触的冷却方式称为pin-fin冷却方式，是目前散热效果较好的一种冷却方式。

本文所选用IGBT为集成式逆变模组，在散热基板背面设有密集的散热柱；其推荐的散热器结构具有一个进液口和一个出液口供冷却液进出，均布置在散热器宽度方向的正中间位置。IGBT及散热器结构示意图如图1所示。

图1 IGBT及散热器结构示意图

2 散热器结构对散热效果影响

2.1 分析内容

在推荐的散热器结构中，进液口与出液口均布置在散热器宽边的两侧，并且处于宽边的正中间。改变进出液口位置对冷却效果的影响是本文分析的主要内容。通过计算，在保证其余条件一致的情况下，将推荐的散热器计算出的结果作为标准值，再将几种有不同进出液口位置的散热器与其进行横向对比，比较改变进出液口位置后，散热器对IGBT散热效果的变化。

2.2 二维模型的提取

在进行计算前，需要对IGBT、散热器和流道进行建模。由于散热基板上的散热柱分布非常密集，并且尺寸较小，在散热柱和壁面周围需要划分密集的边界层，同时，较快的冷却液流速导致流道内会出现大面积的湍流域，为达到较好的计算效果，网格尺寸需要控制得很小。通常情况下，若将三维模型作为计算对象，在网格划分时会产生庞大的网格数量，可达到数千万之多，计算需要大量的时间，对计算成本要求也很高。

为此，本文在分析方法上进行了调整。由于流道内的流体可由截面在竖直方向上拉伸得到，竖直方向的尺寸远小于水平方向的尺寸，并且冷却液流动主要是水平方向的流动，在竖直方向的流动并不是分析所关注的重点。所以，从三维的流道中提取出拉伸截面作为用来仿真分析的二维流体模型。在热传递方面，实际热量的传递是由IGBT晶体管传递给散热基板，冷却液流经散热基板背面的冷却柱带走热量，实现对IGBT的冷却。本文并不关注热量从晶体管传递给散热基板的这个过程，仅关注冷却液带走散热柱热量这一过程，为此，将热源设置在冷却柱上。

至此，三维问题已经可以转换到二维平面来解决，虽然二维模型与实际情况有所区别，但是在控制其余变量一致的条件下，已可以达到对比不同进出液口对冷却液传递热量效果的目的。IGBT集成6个晶体管的二维仿真模型及转换过程如图2所示。

图2 二维模型转换过程

除了推荐的散热器结构外，根据实际情况选择了几种典型的进出液口位置，并进行二维建模，进出液口的宽度为14 mm，长度为18 mm，流体区域尺寸为134 mm×63 mm，4种一进一出式二维模型如图3所示。

图3 分析对象建模

2.3 仿真输入计算及设置

2.3.1 材料参数及湍流模型

IGBT散热基板及散热柱的材料为铜，冷却介质选择汽车用防冻液的主要成分50∶50(体积分数)乙二醇水溶液(以下简称EGW)，温度65 ℃，流量为8 L/min，进液口宽度为14 mm，高度与冷却柱高度一致为5.8 mm，材料参数密度ρ，粘度μ，热容Cp，导热系数k随温度变化曲线如图4～图7所示。

图4 粘度-温度曲线

图5 密度-温度曲线

图6 导热系数-温度曲线

图7 热容-温度曲线

根据相关材料参数及以下公式，可计算出进液口的流速v、雷诺数Re、水力直径d及湍流强度I[4]。

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：v是流速；n是流量；a是进液口宽度；μ是粘度；b是进液口高度；d是水力直径；Re是雷诺数；I是湍流强度[5]。

可得到进液口流量n=8 L/min时，进液流速v=1.58 m/s，水力直径d=8.4 mm，雷诺数Re=10 790，湍流强度I=5%。雷诺数大于4 000，流体应为湍流。由于流动存在旋转和较多边界层流动，湍流模型选用可实现的k-ε模型。

2.3.2 热源参数计算

根据估算，因IGBT损耗导致的发热功率达3 000 W，假设热功率平均分布在对应区域的散热柱上，IGBT散热基板上共集成了6个晶体管，每个晶体管对应区域内有24个散热柱，散热柱为圆柱体，外径为2.3 mm，根据式(5)可计算出单位体积的发热功率。

(5)

式中：q为单位体积发热功率；P为总发热功率；r为散热柱半径；h为散热柱高度；n为散热柱数量。可得到q为8.65×108W/m3。

2.3.3 网格划分

由于散热柱及柱间尺寸较小，若要精确计算出散热柱对冷却液的扰流情况，需要在散热柱及外边缘划分边界层，并且需要较小的网格尺寸。本文在划分时，边界层设置为8层，总层高0.3 mm，其余网格大小0.1 mm。将图3中4种模型依次进行网格划分，网格边界层划分情况如图8、图9所示。通过网格质量计算可以看出，75%以上的网格质量大于0.9，网格质量较高，可以进行仿真计算。

图8 散热柱边界层网格

图9 外壁边界层网格2.4 计算结果

从流速向量云图来看，散热柱对冷却液的扰流作用可以较好地体现出来，流域中出现了较大面积的旋流、涡流区域，如图10、图11所示。

图10 流速向量云图

图11 边缘处流速向量云图 从压力分布云图来看，流阻呈阶梯式下降，在进液口扩散区域出现最大压力值，出液口压力值最低，流阻计算取进液口压力平均值与出液口压力平均值之差。S1流体结构压力分布云图如图12所示。

图12 S1结构压力云图

对S1、S2、S3、S4 4种结构方式进行对比，如图13～图16所示。从温度分布云图来看，S3结构方式导致冷却液无法充分流动，出现大面积静区，导致局部温度过高，此结构方式极不合理，进出液口位置IGBT各管覆盖区域散热柱平均温度Tn，所有散热柱中最高温度Tm，所有散热柱平均温度Ta，及流阻p，如表1所示，Sn表示结构标号(Tn标号见图2，Sn标号见图3)。

表1 IGBT各管温度及流阻

图13 S1方式流速与温度云图

图14 S2方式流速与温度云图

图15 S3方式流速与温度云图

图16 S4方式流速与温度云图不应设置在宽度方向的同一侧。S1方式对6个热源区域的散热较为平均，局部最高温度在4种方式中最低。

3种结构形式下，6个晶体管分别覆盖区域的平均温度T1～T6的温度曲线如图17所示。由于S3结构属于不合理方案，不将S3纳入对比。

图17 不同结构下晶体管温度曲线

3种结构形式下，所有散热柱中最高温度Tm，所有散热柱平均温度Ta，及流阻p的分布曲线如图18所示。

图18 不同结构下温度及流阻曲线

从图18数据可以看出，在采用散热器结构S1的结果中，散热柱最高温度最低，平均温度最低，并且可以兼顾较低的流阻，应为最佳的进出液口设计。S2与S4方式的温度与流阻结果相差不大，由于非对称的进出液口布置，易出现少量区域散热不均匀导致的局部温度过高问题，并且相比S1方式会增大30%的流阻。而S3方式为不合理设计。

3 冷却介质对散热效果影响

3.1 冷却介质参数

选用水、油液、EGW 3种不同冷却介质，对比冷却效果。水代表实验阶段常用的冷却介质，EGW代表装车后使用的冷却介质，油代表当前油冷电驱动总成使用的冷却介质。如图19～图22所示。

图19 粘度-温度曲线

图20 密度-温度曲线

图21 导热系数-温度曲线

图22 热容-温度曲线3.2 参数设置

选用散热器结构S1作为分析对象，分别将水、EGW、油三种冷却介质以8 L/min的流量，0，20 ℃，40 ℃，65 ℃的进液温度进行仿真，计算流阻及散热柱平均温度值。

油液相比水与EGW，其粘度值非常大，在0时可达到水粘度的85倍，65 ℃时达到水粘度的17倍，较高的粘度导致绝大部分流体区域的雷诺数已达不到湍流的标准，仅在进液口扩散区域留有小面积湍流区域，k-ε湍流模型已无法满足油液分析的要求，所以在计算油液的散热效果时，将湍流模型改为修正的低雷诺数模型。

3.3 计算结果

油液的粘度在较低温度时非常高，以致减少了旋转流的区域，更多的区域趋于稳定的流动，趋于层流状态，如图23所示。

图23 流速向量云图(油，0 ℃)

从3种冷却介质的流阻随进液温度变化曲线来看，如图24所示，水的流阻最小，油液流阻最大，并且油液在低温时流阻会急剧增大。随着进液口温度增加，3种介质的粘度差距变小，流阻逐渐接近。可以计算出，使用推荐散热器结构时，在0～65 ℃范围内，EGW相比水的流阻大20%～30%，油液相比水的流阻大38%～270%。

图24 流阻-进液温度曲线

在3种冷却介质下，所有散热柱平均温度随进液温度变化曲线，如图25所示，水的散热效果最好，油散热效果最差，EGW与水相比，温差始终在10 ℃以内。

图25 散热柱平均温度-进液温度曲线

4 结 语

对于pin-fin式IGBT散热器，进出液口布置在其宽度方向两侧的正中间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热，并且可以达到较低的流阻值；而其他的进出液口方式会导致IGBT管冷却不均匀，会出现个别管温度过高，并且会增大流阻。在实际设计中若采取非对称的进出液口布置，则应尤其考虑IGBT温度的最高限制，避免过高温度。

冷却介质方面，水由于较低的粘度及较高的导热系数，冷却效果最好，流阻也最低。65 ℃时，水的散热效果比EGW的好16%，水的流阻比EGW流阻低30%；而油液的高粘度会增大流阻，同时较低的导热系数在进行间接冷却时的冷却效果非常差，在IGBT的工作温度范围内，无法表现出油液的优势。可以看出，油液并不适用于pin-fin式的间接冷却方式，台架实验过程中，控制器使用水作为冷却介质，会得到较好的散热效果，而整车使用EGW时，IGBT的散热性能会相对下降，这在设计阶段应该做出考虑及对策。