某城軌車輛驅動電機系統冷卻回路研究

2022-08-31 02:01:16羅長才

電機與控制應用 2022年6期

羅長才

(比亞迪機電設備有限公司，廣東深圳 518118)

0 引言

隨著膠輪有軌電車行業的快速發展，某城軌車輛作為電池動力車輛的代表填補了新能源電車這一領域的空白。新能源電車對整車熱管理特別是電機冷卻系統有著更高的要求，電機系統的熱管理將直接影響電車系統的工作效率和車輛的行駛安全。

對于電動車輛，車載動力電機和電氣系統的溫度直接影響著其使用性能。當電機溫度突然升高或者超過電機允許的最高溫度時，可能引發電機故障，甚至燒毀[1]，并且電氣部件對使用溫度也有一定的要求。因此，需要保證熱管理系統的高效可靠，才能提高動力電機和電氣系統的使用效率和壽命。由此，熱管理的仿真技術對于現代發動機的開發及其與整車的匹配優化都具有重要意義。法國IMAGINE公司與法國雷諾汽車公司合作，利用IMAGINE公司開發的AMESim軟件對冷卻系統進行仿真模擬，為發動機改型和零部件的優化設計提供了預判，并大大縮短了新產品的開發時間[2]。德國斯圖加特大學內燃機與汽車工程研究所(IVK)利用KULI與Flowmaster軟件為福特汽車某一車型進行冷卻系統瞬態性能的優化，同時結合必要的風洞試驗驗證在仿真過程中提出的改進措施，有效改善冷起動時間內的燃油經濟性[3-4]。德國FEV公司利用自身開發的1D熱管理分析軟件，結合3D計算流體力學(CFD)軟件及該公司長期積累的冷卻系統產品數據庫，在產品前期開發中進行熱管理模擬分析與零部件的初步選型優化[5]。

目前，動力電機的冷卻技術根據其介質不同，可分為氣流冷卻和液流冷卻[6]。采用氣流冷卻的優點是簡單、可靠、成本較低，缺點是冷卻效果較差，同時空氣在電機中流動引起的摩擦損耗比較大，從而使得電機的使用效率大幅降低[7]。相比于氣體，液體具有很高的比熱和很強的導熱能力，因此采用液流冷卻具有很好的散熱效果。1956 年，英國首先使用液流冷卻電機[8]，此后液流冷卻大功率電機的技術開始迅速發展與推廣。對于電動汽車的動力電機和電氣系統，采用液流冷卻可以迅速帶走大量的熱量，實現其溫度的快速降低。

在新能源電動車輛的設計定型過程中，由于整車空間布置和外觀設計需求，電機冷卻系統的散熱器被裙板、電池、電器控制柜以及控制柜擋板包圍，可能存在風量不足、散熱性能下降導致極限工況下系統過熱的風險。某城軌車輛設計定型過程中，由于整體布置的限制恰好使冷凝風機被遮擋。本文采用基于STAR CCM+的三維數值仿真與雙向設計的一維校核計算相結合的方法，評估該遮擋對整個冷卻回路散熱能力的影響。

1 原理介紹

1.1 流體力學理論

在計算流體力學中，流體運動規律所遵守的相關準則都以數學方程的形式表達出來，這通常是作為從理論基礎上解決實際工程問題的第一步。計算流體力學基本控制方程主要包括連續性方程(質量守恒定律)、Navier-Stokes(N-S)方程(動量守恒定律)、能量方程(能量守恒定律)。本文只對冷卻系統的空氣流動特性進行數值模擬分析，不涉及溫度場。因此仿真軟件只求解連續性方程和動量守恒方程。實際工程問題中，多數流體流動呈現為湍流，STAR CCM+ 軟件中用于湍流流動的模型有k-ε湍流模型、k-w湍流模型、RSM 湍流模型等，本文采用k-ε湍流模型。流場特性分析運用的計算流體力學基本控制方程及湍流模型的數學表達式如下所示。

(1) 連續性方程[9]：

(1)

式中：ρ為密度；t為時間；u、v、w為速度矢量V在x、y、z方向上的分量。

(2) 動量守恒方程(N-S方程)[10]：

(2)

(3)

(4)

式中：p為壓力；τxx、τyx、τzx、τxy、τyy、τzy、τxz、τyz、τzz等為黏性應力τ分量；fx、fy、fz為x、y、z方向上的單位質量力。

(3)k-ε湍流模型方程[11]：

Gk+Gb-ρε-Ym+Sk

(5)

式中：Gk為速度梯度產生的湍動能項；Gb為浮力產生的湍動能項；Ym為脈動擴張項；σk為與湍動能k和耗散率相對應的Prandtl數；Sk為用戶自定義的源項;xj為笛卡爾坐標方向軸；ui為湍流脈動速度；μ為動力黏度；μt為湍流黏度。

1.2 逆向校核方法

借用傳熱單元數法的計算結構，創新地繞過繁瑣的有效度ε的計算，結合電機冷卻系統的特點，合理設定ε的范圍，并論證該范圍的合理性，以及在此范圍內誤差的可控性，最終得到一個滿足實際應用要求的評估結果。

(6)

(7)

(8)

(9)

對于順流式、逆流式換熱器，均可通過以上兩個特征數推導其與有效度ε的關系，并繪制圖表。因此，可根據如下匹配原則反向校核換熱器工作狀態，其中邊界要求為氣體出口溫度不大于冷卻液出口溫度，并對剩余匹配量作出偏差范圍要求(±2%)。在迭代仿真計算散熱器的散熱所需面積、整體散熱量參數時定義結構環境定量、調試量、匹配量變量類型等,具體如表1所示。其中結構環境定量為迭代仿真的環境輸入參數，調試量為迭代仿真計算時的目標變量參數，匹配量為迭代仿真計算散熱器輸出結果數據。

表1 迭代依據

2 仿真分析

2.1 仿真模型簡化及邊界設置

根據車輛底部數模，經過簡化仿真不必要的圓角、螺栓等細節，提煉出可能對流場影響較大的特征形狀后，處理得到簡化的仿真模型如圖1所示，其中的風扇部分由給定風量反向設計得到，如圖2所示。

圖1 簡化模型

圖2 冷凝風扇

圖3～圖5為采用六面體網格對計算模型進行結構化網格劃分的流體域，網格劃分基準尺寸為100 mm，并設置合理的邊界層數和增長比。進口邊界條件設置為列車行駛速度80 km/h，并設置風扇區域旋轉中心及旋轉速度，出口邊界條件采用壓力出口，設置靜壓為0 Pa，其余壁面設置為不滑移條件。

圖3 結構透視圖

圖4 結構化網格

圖5 無遮擋的模型

2.2 計算分析

2.2.1 無牽引座遮擋情況

圖6和圖7所示計算結果分別為列車靜止和速度為80 km/h且無車體牽引座遮擋情況下，風扇以2 200 r/min轉速運行時，流場中的流線分布情況。可見靜止時風扇出口空氣受電池包和擋板的影響形成部分繞流，而列車以80 km/h正向運動時，空氣可經出口向后出風，較為暢通。列車速度為80 km/h時無遮擋工況風扇流量為2 691 m3/h；列車靜止時無遮擋工況風扇流量為2 746 m3/h。

圖6 列車靜止時無遮擋的流線圖

圖7 列車速度80 km/h時無遮擋的流線圖

2.2.2 考慮遮擋情況

圖8所示為散熱器在列車速度為80 km/h，受到裙板及車體遮擋情況下，風扇以2 200 r/min轉速運行時，流場中的流線分布情況。可見空氣在遮擋處受阻，流線發生彎曲，形成回流，會引起流動的損失和高溫熱氣的留存。

計算得到流量為0.648 kg/s，即2 449 m3/h。車體牽引座引起的流量損失為10.9%，從風量上看并未產生特別大的影響。假如將散熱器繼續抬升50 mm，在同樣的邊界條件下，流量損失維持在11.4%左右。可見散熱器抬升50 mm并不會對風量產生很大影響。

圖8 有車體牽引座遮擋的流線圖

2.2.3 CFD結果匯總分析

烏有盯了李離一眼，又轉向一邊發呆的吳耕：“我們李家的孩子，懂一點棋，沒什么，你小子渾頭渾腦的，莫非也下過棋？”

將數值仿真結果與一維熱設計校核結果匯總，如表2所示。列車靜止且無車體牽引座遮擋時風量達到最大，列車速度為80 km/h且無車體牽引座遮擋時風量損失為2.1%，可見列車行駛并不會對風量有很大影響。車體牽引座的遮擋對風扇進出風阻有一定的正向作用，相同轉速下會減少10.9%的風量；相同情況下，散熱器的抬升對于風量影響較小，僅為0.5%。

表2 仿真計算結果 %

2.3 散熱器參數評估

2.3.1 散熱器面積評估

根據表2散熱器仿真計算結果參數，對比理論設計值以評估散熱器設計裕度。根據表3核算散熱器面積。散熱器傳熱系數0.185 kW/(m2·℃)為經驗值，進出口水溫為極限工況下的最小散熱溫差，考慮到使用過程中冷卻液的沉積和散熱需求的余量，預留足夠的裕度，僅以理論最嚴計算。表4中展示了兩種不同的散熱器散熱面積算法，其核心區別是對于流體平均溫度的處理，根據公式Fs=Q水/(Ks·ΔTm)可知，由于Ks為經驗值，該公式的準確性取決于ΔTm的算法，根據文獻[12]，本文認為對數平均溫度準確性優于算術平均溫度，并以此來判定散熱面積裕度。

表3 散熱面積 m2

表4 散熱器面積Fs評估

2.3.2 極限工況下風量損失對散熱器影響

根據數值仿真結果評估散熱器通風量減少11.4%對整體散熱能力的影響。風量的減少會影響散熱能力及冷卻液回流溫度。冷卻回路分兩種情況，冷卻回路A散熱元件：驅動電機、減速器、牽引逆變器；冷卻回路B散熱元件：驅動電機、減速器、牽引逆變器、雙向DC、輔助電源。極端工況下的冷卻需求見表5。聯立兩冷卻回路求解，冷卻液流量和風量需求計算結果見表6，其中風量與目前實際使用風扇相符，實際冷卻液流量暫未取得。

在減少11.4%風量的情況下，反算極端工況下散熱量為13.7 kW，空氣經散熱器升溫減少0.6 ℃，極端情況下散熱器冷卻液回流溫度相應提升，考慮到此計算基礎為實際需求的散熱面積，并未體現目前面積下的散熱情況，且極端工況少有出現，評估認為不會影響整個散熱系統性能，不會觸發過熱警報。

表5 極端工況冷卻需求

表6 散熱能力計算

2.3.3 損失風量對散熱系統整體溫度的影響分析

以目前散熱器面積以及極限工況下散熱器空氣流量和冷卻水流量核算目前散熱系統溫升，通過傳熱單元數法評估冷卻水最高溫度[13]。該方法目的是在換熱器計算過程中避開未知的流體溫度，其所根據的仍然是換熱器的傳熱方程和熱平衡方程。該算法的核心是關于三對數值的匹配，分別為實際平均溫度與計算平均溫度、實際面積與計算面積以及實際換熱量和換熱需求，調整特征數以匹配這三個量[14]，當匹配數值相近時認為此時的流體溫度就是實際工作的流體溫度。

經過對平均溫差的匹配計算，得到極限工況的輸入參數(見表7)和迭代匹配計算參數(見表8)，仿真計算系統最高溫度為69.5 ℃，低于系統超溫警報的80 ℃標準。即使最高溫度達到80 ℃，該款散熱器散熱量為21 kW，對比15.5 kW散熱需求，該散熱器具有足夠散熱裕度，符合設計要求。

表7 輸入參數表

表8 迭代匹配計算參數表

3 逆向校核的分析

3.1 誤差來源

本文中研究的平行流式換熱器因技術原因缺乏推導所需關鍵尺寸，所以ε的取值參考已有資料的換熱器參數，根據實際Ntu與C，得到ε值。本文在參考多種形式換熱器后結合帶翅片平行流換熱器特點，認為ε取值0.7～0.9是合理的，并以此作為依據進行研究。因其余定量與匹配量均為實際換熱器與環境參數，不考慮誤差,所以該方法的誤差來源主要是未知量ε的取值。

3.2 誤差造成的影響和反思

經過迭代發現ε應為0.79～0.81才能同時滿足匹配量的需求，在此基礎上調整進口水溫進行迭代匹配，結果如表9所示。可以看出最高溫度取值69.5～69.8 ℃符合偏差范圍要求(±2%)，如果最高溫度取值超過±0.3 ℃時會導致偏差超出控制范圍。對于本文研究的電機冷卻系統，可以采用上述反向校核方法的原因主要在于，用強迫對流空氣冷卻水的換熱過程中，水和空氣的熱容差距很大，這就使空氣系統的容錯率得以提升，空氣系統的小幅改變并不會引起冷卻水系統的大幅變化。平行流式換熱器本身結構特點決定了其換熱能力較強，有效度較高。

表9 調整進口水溫的迭代匹配表

4 試驗驗證

4.1 試驗方法

在列車滿載10.5 t、環境溫度35 ℃的情況下，牽引滿級起動加速至線路最大車速80 km/h時，實施最大常用制動減速停車，進行折返運行，其中最高車速勻速時間不少于10 s，折返停頓時間不少于20 s，連續運行1 h以上直至牽引系統的溫度達到穩定狀態的極端工況，然后采集冷卻系統關鍵點溫度，采集點如圖9所示。在散熱器、輔助變壓器、牽引逆變器、驅動電機冷卻水路進出口、散熱器空氣進出口處布置溫度傳感器，共10個位置，并通過CAN總線讀取牽引逆變器采集的驅動電機繞組溫度。通過采集溫度變化數據來驗證仿真數據。

圖9 溫度采集點布置圖

4.2 試驗結果

牽引系統的溫度達到穩定狀態后,在試驗功率的狀態下連續采集關鍵點20 min的溫度數據，經數據處理后得出表10的試驗結果。車輛在極端工況下，電機的工作處于正常溫度范圍內，電機冷卻系統可以較好地發揮冷卻作用；驅動電機和散熱器的進口、出口最高溫度，風扇的進風口、出風口最高溫度同仿真數據基本一致，進一步說明電機冷卻系統裕度較好。