基于流固熱耦合的中心回轉流道液冷板散熱性能研究

余劍武，胡仕港?，范光輝，包有玉，陳亞玲

（1.湖南大學 機械與運載工程學院，湖南 長沙 410082；2.清華大學 深圳國際研究生院，廣東 深圳 518055）

鋰離子電池以其能量密度、功率密度、使用壽命等方面的優勢[1]，成為目前車用動力源的研究熱點.動力電池在充放電過程中會產生一部分熱量，如果這部分熱量不能很好的控制，就會對汽車的安全性形成嚴重威脅[2-3].

為解決高溫問題，從綜合冷卻角度出發，Song 等人[4]提出一種使用相變材料和液體冷卻技術的新型共軛冷卻配置，研究表明，與單一相變材料（Phase Change Material，PCM）或液體冷卻條件相比，共軛冷卻顯著降低了電池溫度上升速率和穩態溫度.施尚等人[5]設計了一種新型相變材料/風冷綜合熱管理系統，研究發現綜合熱管理系統的冷卻性能優于純風冷熱管理系統.

從結構角度出發，針對方形電池，主要采用帶有內流通道的液冷板與電池表面緊密貼合進行換熱，流道形狀通常有蛇形、U 形、平行一字形等[6-8].Shang等人[9]設計的電池液冷系統接觸面積可變，采用三因素四水平正交優化有效降低了電池最高溫并改善了溫度均勻性.胡興軍等人[10]設計了8 種液冷結構，通過改變進口位置、接觸面積等對比了它們的冷卻效果.閔小滕等人[11]基于微小通道扁管設計了液冷電池系統，發現多通道和大接觸角更有利于電池散熱.

從新型冷卻劑角度出發，Yang 等人[12]采用新型液態金屬作為冷卻劑對電池系統進行熱管理，采用數學分析對液態金屬冷卻系統的冷卻能力等進行評估，并與水冷系統進行分析對比，發現能耗更低，冷卻效果更好.

為解決溫度一致性問題，文獻[13]分析了管道寬度、管道高度、管數、冷卻液流速對液冷電池熱管理模型冷卻效果的影響，發現就溫度均勻性而言，管道數量和冷卻劑速度具有相似影響，兩者都是主要因素.范光輝等人[14]研究了放電倍率、匯流排接觸面積等對電池模組溫度場的影響，結果表明，在高倍率工況下，匯流排的電熱效應不可忽略.干年妃等人[15]設計了一種在單體間隙中填充鋁柱的液冷熱管理系統，對比發現變截面邊長和高度梯度在溫度一致性方面更具優勢.

液冷散熱系統不僅要解決電池系統的高溫問題，還要解決溫度一致性問題，在保證散熱性能的前提下還要考慮系統能耗，目前電池散熱技術很難同時兼顧.液冷散熱因其換熱能力強、體積小，工作效率高，成為當下研發的焦點.因此，本文以中心回轉流道液冷板為研究對象，從流道設計、強化傳熱結構等角度探究液冷板散熱、均溫、能耗性能的影響規律.

1 工況設計

1.1 液冷單元與流道結構

電動汽車的電池系統由若干個電池模組組成，一般3～6 個電池模組配有一個液冷單元，主要包括含有散熱結構和流道的液冷板、導熱墊及附件.如圖1 所示，本文設計的液冷板位于電池模組底部，同時對3 個VDA（Verband der Automobilindustrie）標準設計的電池模組進行散熱.

圖1 電池液冷單元Fig.1 Liquid cooling model of battery unit

液冷單元的散熱性能主要取決于液冷板的散熱結構設計，本文以一個液冷單元為研究對象，設計了如圖2 所示的中心回轉流道液冷板并對其散熱性能進行分析.

圖2 中心回轉流道液冷板Fig.2 Liquid-cooling plate with center revolving flow channel

1.2 流道參數設計

由圖1 可知，液冷板的總寬度是不變的.如圖3所示，液冷板的截面共設計有9 個散熱流道，采用關于中心回轉流道對稱的設計方式，一共設計了6 種截面的液冷板，分別用B1～B6 表示，流道寬度的參數設計如表1 所示，B1～B4 流道寬度從兩側到中心呈等差遞減分布，B5 流道寬度是等寬流道，B6 流道寬度呈等差遞增分布.

圖3 散熱流道尺寸設計參數Fig.3 Design parameters of flow channel

表1 散熱流道寬度設計Tab.1 Width parameters of flow channel

流道深度也是流道設計的重要參數之一，為了分析對比方便，本文選取B5 等寬流道為研究對象，流道深度D 設計如表2 所示.

表2 流道深度設計Tab.2 Depth parameters of flow channel

1.3 流道強化傳熱結構設計

在液冷單元中可以通過提高冷卻液流速和流量來提高其散熱性能，此外還可以增加強化對流傳熱結構來提高換熱效率.本文選取等寬流道B5，流道深度D 為3 mm 的液冷板為研究對象，設計不同的強化傳熱結構，研究其對液冷系統散熱均溫及能耗的影響.強化傳熱結構的位置如圖4 所示的虛線方框部分，一共有5 種結構，分別用S1～S5 表示.

圖4 強化傳熱結構Fig.4 Structure of enhanced heat transfer

為確定進出水口對同種流道散熱性能的影響，在進行計算流體動力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）數值模擬分析時，均交換進出水口.冷卻液進出口工況如表3 所示.

表3 進出水口工況設計Tab.3 Design of inlet and outlet

2 數值計算方法

2.1 液體傳熱控制方程

流-固-熱耦合計算，主要解決涉及液體流動換熱與結構變形需同時考慮的情況，其關鍵是流固邊界熱量的傳遞.流固邊界面上的熱量傳遞過程可表示為：

式中：λ 為液冷板導熱系數；?Ts/?n 表示液冷板在流固交界面法向的溫度梯度；h 為冷卻液對流換熱系數；Tw為液冷板壁面溫度；Tf為冷卻液溫度.

基于三維熱傳導微分方程的固體間的熱傳導方程為：

式中：Φ 為內部熱源的發熱功率.

如果把冷卻液看作不可壓縮流體，在流-固-熱耦合計算中，應遵守質量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程，其三維流動傳熱控制方程如下：

式中：v 為速度矢量；ρ、f、P、μ、cp、T、k 分別表示冷卻液的密度、體積力、壓力、動力黏度、比熱容、溫度、熱導率.

本文采用流固耦合傳熱模型，利用雙向耦合求解，其中流體域采用有限體積法，固體域采用有限元法.

2.2 邊界參數設置

本文研究的電池模組包含4 個電池單體，采用1并4 串的連接方式，電池單體在1 C 放電倍率下的發熱功率經試驗測試為27 W，因此整個液冷單元以324 W 作為計算輸入.

圖5 為液冷單元傳熱的簡化模型，將電池模組簡化為發熱源，用導熱墊表面上的箭頭表示熱流邊界代替發熱源，假定液冷單元的外表面絕熱.本文的CFD 計算采用穩態求解，電池產生的熱量由導熱墊表面傳遞到液冷板內表面，熱量通過液冷板流道內表面與冷卻液的對流換熱被全部帶走.邊界參數設置如表4 所示，液冷單元主要的物性參數如表5 所示，冷卻液使用體積比為1 ∶1 的乙二醇水溶液，液冷板為3 系鋁合金，導熱墊片采用有機硅復合材料.

圖5 簡化模型Fig.5 Simplified model

表4 邊界參數設置Tab.4 Parameter setup of boundary

表5 液冷單元物性參數Tab.5 Physical properties of liquid cooling unit

2.3 CFD 數值計算收斂性與準確性判定

本文涉及多個不同模型工況的計算，經網格無關性檢驗，流體域網格尺寸為2 mm，固體域網格尺寸為5 mm 時，流體域網格數量為186.67 萬，固體域網格數量為99.03 萬，可保證計算精度.流體區域邊界層為3 層.流體區域最大迭代步數為12 000 步，固體域計算步數為2 400 步.本文以k-ε 模型為湍流模型，經驗證，所有算例的殘差都在10-6以下.圖6為本文所有算例流固交界面換熱功率、出口水溫升與一維計算（1D）的對比，所有算例的誤差均小于6‰，說明了本文數值計算的收斂性和準確性.

圖6 1D 和CFD 的計算結果對比Fig.6 Comparison of calculation results by 1D and CFD

3 結果分析與討論

3.1 流道寬度對散熱性能的影響分析

圖7 為不同流道寬度下導熱墊的表面溫度的變化.表面平均溫度和最大溫差均與中心流道W5寬度成反比，B6 與B1 相比，表面平均溫度下降1.7%，最大溫差下降19.4%.雖然繼續增大中心流道寬度，表面平均溫度和最大溫差還可能進一步降低，但中心流道W5過寬時，液冷板在液體壓力作用下產生變形，出現鼓包現象.

圖7 不同流道寬度下導熱墊表面溫度的變化Fig.7 Change of surface temperature of thermal pad under different flow channel width

圖8 為流道寬度對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響.由圖8 可知，隨著中心流道W5寬度的增加，對流傳熱系數逐漸升高，熱阻逐漸下降，液冷單元流阻先降后升，B6 與B1 相比，流阻增加14.6%，當W5流道寬度在6～ 15 mm 內，流阻和散熱性能會隨W5的增加同時得到改善.

圖8 流道寬度對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響Fig.8 Influence of flow channel width on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

圖9 為不同中心流道寬度下的溫度分布云圖.當W5寬度為6 mm 時，液冷板中心區域為低溫區，兩側為高溫區.這是由于中間區域冷卻液溫度低，且中間區域流道窄、流速高，進一步提升了中心區域的散熱能力，但是從液冷板全局來看，其均溫性效果不太理想.

圖9 不同流道寬度的溫度場Fig.9 Temperature field under different flow channel width

當W5寬度增加到31 mm 時，低溫區域位于進水口附近，液冷板中部為高溫區.此時，液冷板中間流道寬度大，流速低，對流換熱能力弱，入口處的低溫冷卻液則從傳熱溫差角度增大了換熱量，以此達到散熱均衡.最后冷卻液從液冷板兩側流出，兩側冷卻液溫度高，但是兩側流速高帶來的強對流換熱使得該區域散熱相對均衡.

3.2 流道深度對散熱性能的影響分析

圖10 為不同流道深度下導熱墊表面溫度變化.表面平均溫度和最大溫差與流道深度成正比.流道深度為2 mm 時與5 mm 時相比，導熱墊表面平均溫度下降了36.7%，最大溫差降低了9.4%.在冷卻液進口流量不變的情況下，流道深度小意味著冷卻液流速高，有利于散熱.

圖10 不同流道深度下導熱墊表面溫度的變化Fig.10 Change of surface temperature of thermal pad under different flow channel depth

圖11 為流道深度對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響.由圖11 可知，以流道深度為5 mm 時的散熱性能為基準，2 mm 流道深度的熱阻減小了32.1%，對流傳熱系數增加了91.7%，流阻增加了3.3 倍.隨著流道深度的減少，盡管系統散熱性能得到改善，但導致了能耗顯著增加.

圖11 流道深度對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響Fig.11 Influence of flow channel depth on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

圖12 是流道深度分別為2 mm、5 mm 時的溫度分布云圖.當D 為2 mm 時，液冷板兩側為高溫區，中心區域為低溫區.這是因為剛進入液冷板的冷卻液溫度較低，加之流道深度越小，流速越高，對流換熱能力越強，導致液冷板中部溫度比兩側低.當D 為5 mm 時，液冷板中游兩側為高溫區，中間流道部分為低溫區.

圖12 不同流道深度的溫度場Fig.12 Temperature field under different flow channel depth

3.3 強化傳熱結構對散熱性能的影響分析

圖13 為5 種添加強化傳熱結構設計方案（S1～S5）與不添加強化傳熱結構設計方案（B5）導熱墊表面溫度對比.與B5 相比，S1～S5 導熱墊表面的平均溫度與最大溫差均有明顯下降，其中S1 的最大溫差下降15.4%，平均溫度下降12.5%，可以看出其改善效果最顯著.S2、S3、S4 的散熱均溫性能改善明顯，但略遜于S1；S5 則會引起散熱均溫性能明顯下降.由此可見，在兩側布置強化傳熱結構的液冷板的散熱性能及溫度一致性得到了明顯的改善.

圖13 強化傳熱結構對導熱墊表面溫度的影響Fig.13 Influence of enhanced heat transfer structure on surface temperature of thermal conductivity pad

圖14 為不同強化傳熱結構對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響.與B5 相比，S1～S5 液冷單元的對流傳熱系數顯著增加，熱阻略微降低，且流阻增加幅度小.S1 的改變最為明顯，流動阻力增加11.9%，對流傳熱系數增加25.9%，熱阻下降47%.

圖14 強化傳熱結構對冷卻液流阻、傳熱系數、熱阻的影響Fig.14 Influence of enhanced heat transfer structure on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

3.4 交換進出水口對散熱性能的影響分析

圖15 為S1～S5 交換進出水口后導熱墊表面溫度的變化對比，可以看出交換進出水口對導熱墊表面平均溫度影響較小，但對最大溫差影響較為明顯.

圖15 交換進出水口對導熱墊表面溫度的影響Fig.15 Influence of exchanging inlet and outlet on surface temperature of thermal conductivity pad

圖16 為交換進出水口對冷卻液流阻、傳熱系數的影響；圖17 為交換進出水口對冷卻液熱阻的影響.工況B 與工況A 相比，S1～S5 的流動阻力均有一定程度下降，對傳熱系數幾乎無變化，熱阻略微降低，且S4 在交換進出水口前后導熱墊表面最大溫差變化顯著.

圖16 交換進出水口對冷卻液流阻、傳熱系數的影響Fig.16 Influence of exchanging inlet and outlet on coolant flow resistance and heat transfer coefficient

圖17 交換進出水口對冷卻液熱阻的影響Fig.17 Influence of exchanging inlet and outlet on coolant thermal resistance

圖18 為S4 液冷板交換進出水口后導熱墊表面、液冷板流固交界面的溫度對比.工況B 與工況A相比，在液冷板中心靠近出口位置的局部區域出現了高溫區，這是由于該區域為冷卻液流通路徑最后一段，冷卻液溫度高，致使液冷單元溫度一致性較差.在實際應用中，針對進出口不對稱的液冷板，進出水口位置也是重點考察對象之一.

圖18 結構4（S4）交換進出水口溫度場Fig.18 Temperature field of structure S4 before and after exchanging inlet and outlet

4 結論

本文從流道設計參數、強化傳熱結構幾個方面針對中心回轉流道液冷板的散熱性能進行了分析，得出如下結論：

1）針對中心回轉流道，中間流道寬兩側流道窄的設計方案可以獲得較好的散熱性能及均溫性能.流道深度越小，越有利于液冷單元散熱均溫性能的提升，流道深度過小、會增加制造工藝難度，引起流動阻力和系統能耗的大幅增加.

2）添加強化傳熱結構能改變冷卻液的流動狀態，進而大幅改善液冷單元的散熱性能及均溫性能.在局部高溫區域添加強化傳熱結構可以在改善液冷單元的散熱均溫性能的同時不引起流阻的顯著增加，實現液冷單元散熱、均溫、能耗的兼顧.

3）交換進出水口雖然對散熱性能影響較小，但在液冷單元均溫性能方面有很大影響.在設計液冷單元時，需要考慮進出水口位置對其散熱均溫性能及系統能耗的影響.