车用热管散热器的数值模拟与设计

朱晓琼　胡念苏　余　万

(1. 上海威特力热管散热器有限公司， 上海　201318; 2. 武汉大学 动力与机械学院， 武汉　430072; 3. 三峡大学 机械与动力学院， 湖北 宜昌　443002)



车用热管散热器的数值模拟与设计

朱晓琼1胡念苏2余万3

(1. 上海威特力热管散热器有限公司， 上海201318; 2. 武汉大学 动力与机械学院， 武汉430072; 3. 三峡大学 机械与动力学院， 湖北 宜昌443002)

摘要：随着我国城市轨道交通的快速发展，解决机车电力电子设备的散热问题显得尤为迫切，热管散热器因其结构紧凑、散热能力大、散热效率高等优势受到了越来越多的关注．本文针对某轨道交通车辆牵引控制系统的某单元的散热问题进行了研究，根据设计要求建立了热管散热器的数值模型，得到了其不同工况下的温度场分布和风道阻力特性，分析了翅片间距、热管数、热管长度等对基板最大温升和散热器风阻的影响，设计出了能够保证功率元件安全可靠工作的热管散热器．经测试其热阻及风阻特性与模拟结果的误差均在5%以内，满足工程设计要求．

关键词：热管散热器；热阻；风阻；温升

随着我国城市轨道交通的快速发展，解决机车电力电子设备的散热问题显得尤为迫切．轨道交通车辆牵引控制系统的散热系统，主要是针对功率元件来设计，原因在于系统中发热绝大部分来自于功率开关元件(如IGBT、整流桥等)的损耗功率．功率开关元件本身对温度比较敏感，温度的变化会影响元件的开通、关断过程，影响元件的工作性能．当温度过度增高时，甚至会导致元件的永久性损坏，带来极大的安全隐患，直接影响列车运行的安全性和可靠性．随着电子技术的发展，电子元器件不断地向小型化、微小型化和集成化方向发展，同时设备的组装密度也在不断提高，导致单位面积的热流密度迅速增加，如果不能采用合理的散热技术，必将严重影响电子器件及系统的工作[1]．热管作为一种新型的高效传热元件，由于其热阻小、重量轻、导热性能好等优点已经成为解决高热流密度发热元件冷却问题的重要途径[2-3]．

热管散热器的性能与很多参数相关，如冷却条件、结构尺寸等，如何选择或设计合理的热管散热器是解决机车电力电子设备的散热问题的关键．本文针对某轨道交通车辆牵引控制系统的某单元的散热问题进行了研究，采用CFD软件Flotherm建立了热管散热器的CFD模型，得到了其不同工况下的温度场分布和风道阻力特性，分析了翅片间距、热管数、热管长度等对基板最大温升和散热器风阻的影响，并进行了实验验证，最终设计出了能够保证功率元件安全可靠工作的热管散热器．

1热管散热器的设计要求

轨道交通车辆牵引控制系统内的散热系统通常由多单元组成，以适应功率元件的灵活排布、组装及各单元不同的散热需求．目前，在轨道交通车辆牵引控制系统的散热系统中，一般有风冷和水冷散热两种方式．有资料表明[4]，强制风冷的散热效果是自然冷却的5～10倍，水冷的散热效果是自然冷却的120～150倍．虽然水冷具有极高的散热效率，但通常由于辅助水循环系统的存在，导致整个系统的结构复杂，成本较高，因此风冷的应用更为广泛．

轨道交通车辆在运行过程中，功率器件的散热器的外部冷却条件一般按走行风考虑．由于车辆速度较快，站点间距小，启停频繁，其牵引控制系统的散热功率较大，散热器常处于非稳态散热状态，启动之初和停车制动时车速较小，外部气流掠过散热器的风速较小，但此时发热量较大，在平稳运行时散热功率较小，外部气流掠过散热器的风速较大，因此，散热器设计时既要考虑自然冷却工况，又要考虑一定风速条件下的强制风冷工况．

图1　元器件分布及散热器示意图

本文针对其中某竖直安装使用的单元的散热问题展开研究，该单元采用自然冷却和强制风冷结合的热管散热系统．该单元的元件排布和散热部分受限体积如图1所示，它由9个元器件组成，总功耗为Qh=4 070 W，元器件与散热器分别装在基板的两侧，最大外形尺寸为876 mm×501 mm×353 mm(长×宽×高)．为保证元件的安全工作，在环境温度Tair=40℃时，散热器元件安装面的温度及散热器的风阻要求见表1．

表1　散热器设计参数

2热管散热器CFD模型的建立

2.1热管散热器的设计原理

功率元件的工作效率无法达到100%，其工作中的能耗最终以热耗形式体现出来，热量自功率元件内部通过三种方式(传导、对流和辐射)传至外界环境．如同电流流过电路受到电阻的阻碍一样，热流传递时也会受到阻碍，称为热阻．在分析热传递过程时，常采用比拟电路分析中欧姆定律(R=U/I)的方法，以温差Δt比拟欧姆定律中的电压势差Δu，以热流量q比拟欧姆定律中的电流i，则有：热阻Rth=Δt/q，单位为℃/W，Δt为通过所分析的热传递环节的温度差，单位为℃，q为通过的热流量，单位为W．

若将功率元件的热流路径以封装(壳体)外表面为界划分为内、外两部分，对应的热阻分别为内热阻和外热阻．当元件封装完成后，其内热阻就基本固定．散热器热设计的原理就是通过对散热器结构和冷却方式等的合理设计，不断调整热流路径的外热阻，从而控制元件的温升在允许范围内．必要时，还需考虑产品的工艺可行性和经济性．

2.2初始物理模型的建立

由设计参数可知，本课题需设计的热管散热器应满足如下要求：Tair=40℃时，热管散热器热阻及风阻要求：自然冷却时热阻Rth≤0.018 9 ℃/W(即最大温升≤77℃)；风速v=2 m/s时，热阻Rth≤0.009 1 ℃/W(即最大温升≤37℃)，风阻≤15 Pa；风速v=4 m/s时，热阻Rth≤0.006 6 ℃/W(即最大温升≤27℃)，风阻≤54 Pa；热管散热器体积限制在876 mm×501 mm×353 mm以内．

由传热方程式：

(1)

式中，q为热流量(W)；Δt为传热温差(℃)；K为传热系数(W/(m2·℃))．已知q和Δt，代入经验传热系数K，先初步核算出所需散热面积F，建立如图2所示的物理模型．

图2　热管散热器的物理模型

2.3热阻网络模型的建立

在强制风冷时，辐射换热量可忽略不计，则其热阻网络如图3所示．

图3　热阻网络模型

2.4强制风冷散热CFD模型的建立

图2所示的模型是典型的热管散热器模型，在强制风冷系统中整个散热系统由风机、风道、热管散热器和热源组成，其中的热管散热器由热管、基板、翅片组成．散热系统的建模过程简述如下：

1)热管散热器：依据热管的物理几何特征并结合对现有热管产品的性能测试确定其传热系数，最终建立超导热管的模型；依据物理几何特征建立翅片和基板的模型；

2)风机：根据给定的风速条件，风机采用定流量风机模型；

3)风道：根据系统实际通流边界建立模型；并设为绝热边界条件，忽略其散热量；

4)热源：实际热源为形状复杂的功率元件IGBT或二极管，安装时与基板有固定的接触面积，建模时将其简化为分布在基板上的9个面积与之对应的均匀发热的面热源，记为H1，H2，…，H9；并假定所有热量均由散热器带走．

5)求解域的确定：本模型用于强制风冷条件下的热分析，热量主要由主流方向上的冷却风带走，由风道壁面散失的热量极小，以散热器作为求解主体并将求解域扩大到整个风道时，求解域尺寸为：x=1 626 mm，y=363 mm，z=511 mm．

6)网格的划分：基于有限体积法的思想，利用网格将求解域内的体积分成若干微小的控制体，对各控制体建立控制方程并联立求解得到温度场和流场等．对整个求解域合理划分网格，在边界处、热流或气流变化剧烈处进行局域化并加密网格．如翅片和基板区域，翅片选用1 mm厚的铝片，厚度尺寸相对整个求解域较小，对翅片区进行网格加密以使所有翅片上均能生成网格节点．基板的模块安装面上的温度分布是设计重点关注的区域，且基板上热量集中，对基板区域加密网格可使温度场求解更为准确；

7)温度监控点设置：在基板上各热源中心布置温度监控点，用以监控温度的变化；

8)其他设置：①环境温度：设为40℃；②流体种类：设为海拔0 m，1个大气压下的空气；③材料属性及热物性设置：如翅片材料设为Al1060，导热系数λ=201 W/(m·K)，密度ρ=2.71×103kg/m3，比热容c= 913 J/(kg·K)等；④求解器属性：迭代次数设为500，收敛判断精度设为0.5℃．

2.5自然冷却散热CFD模型的建立

自然冷却散热模型与强制风冷模型相比，不同点主要体现在求解域设定和对辐射散热的考虑．首先在重力方向上，需扩大求解域求解．其次在自然冷却时，散热主要依靠自然对流和辐射，辐射的影响不可忽略，建模时需启用辐射模式，并对各材料设置合适的辐射系数．

3热管散热器的数值模拟与实验

采用迭代算法对建立的热管散热器模型进行了求解，得到了不同工况下散热器的温度场，如图4所示为强制风冷迎面风速为2 m/s时的散热器温度场分布云图．同时也对各个工况下各个监测点的温升和流道的风阻进行了计算，得出了基板的最大温升和风阻在不同工况下的变化规律，从而可以找出热管散热器的主要结构参数对传热性能的影响．

图4　强制风冷迎面风速为2 m/s时散热器温度场分布云图

3.1翅片间距对传热性能的影响

图5给出了翅片间距在7～11 mm时，在不同冷却条件下基板的最高温升．从图中可以看出在自然冷却条件下，随着翅片间距的增大，最高温升先下降后上升．这是因为翅片间距过小时，不利于自然对流，虽然换热面积充裕，但自然对流换热系数较小，因此温升较高；随着翅片间距的增大，自然对流效果得到改善，温升逐渐降低，当降低到一定程度后，翅片间距对自然对流换热系数的影响减弱，此时，由于翅片间距加大导致的面积减少起主导作用，面积减少导致温升升高．

图5　不同翅片间距下的最高温升

在强制风冷条件下，随着翅片间距的增大，最高温升先下降后上升．在翅片间距较小时，最高温升的变化不明显．这是因为该结构下，强制对流时的面积相对已有富余，再减小翅片间距增加换热面积对温升的影响较小，此时改变风速影响较大，如图5可见，风速4 m/s时相对2 m/s温升有明显降低．翅片间距增大后，面积减少的影响逐渐体现出来，使得温升随之升高．从图中可以看出，无论是采用自然冷却还是强制冷却，翅片间距为9 mm时基板最高温升均为最小．

图6给出了翅片间距在7 mm至11 mm时，在不同冷却条件下风阻的变化．发现风阻随着翅片间距增大时在不断降低．从图5和图6发现，满足不同冷却条件下基板的最高温升设计要求的翅片间距为7 mm、8 mm、9 mm，但翅片间距为7 mm、8 mm时的风阻超出了设计要求，因此可以认为在本热管散热器的设计中，翅片间距采用9 mm比较合适．

图6　不同翅片间距下的风阻

3.2热管数对传热性能的影响

图7给出了在不同冷却条件下基板的最高温升随着热管数的变化情况．可以看出热管数对最高温升的影响比较大，随着热管数的增加，最高温升呈现出先减小后增大的趋势．这主要是由于热管数的增加会使得换热面积增大，从而使得散热效果更好．随着热管数的进一步增加，空气的流动将会受到影响，使对流换热减弱，导致散热效果变差．从图7可看出，热管数在150左右拥有最小的温升．根据设计要求，3种冷却条件下最高温升应分别低于77℃、37℃、27℃．

图7　不同热管数下的最高温升

图8给出了在不同冷却条件下风阻随着热管数的变化情况．可以看出随着热管数的增加，风阻也在不断上升．这主要是由于热管数的增加会使得管间距变小，流动阻力变大．从图8中可以看出，热管数在150左右时强制冷却的风阻满足设计要求，分别低于15 Pa和54 Pa．在热管散热器中热管是嵌入基板内部的，结合图1中元件安装位置的要求，在设计中发现，采用151根热管时可较好地避免热管与模块安装空位的几何干涉．因此，最终选用151根热管．

图8　不同热管数下的风阻

3.3热管长度对传热性能的影响

考虑到车载系统中各结构轻量化的要求，为了减重和降低风阻，结合仿真云图，将未发挥最大传热效果即热管顶端温度相对较低的一部分热管的长度进行缩短，图9和图10分别给出了基板的最高温升和风阻随着热管长度的不同的变化规律．从图中可以看出，最高温升随着热管长度的缩短会略有上升，这是由于热管长度缩短会导致换热面积减小，散热效果削弱，与此同时风阻随着热管长度的缩短会逐渐减小．

由图9可见，当热管长度缩短至150 mm和120 mm，各工况下均仍能满足最高温升要求，但当缩短至90 mm时，基板最高温升在强制冷却工况下分别超过37℃和27℃．

由图10可见，当热管长度在150 mm时，风阻超出设计要求，当热管长度缩短至120 mm和90 mm时，风阻满足要求．根据最高温升和风阻的设计要求，最终缩短的热管长度选用120 mm．

图9　不同热管长度下的最高温升

图10　不同热管长度下的风阻

3.4热管散热器的实验

根据CFD模拟结果并结合实际制造工艺，制作了热管散热器样品，如图11所示，并按照设计工况对该样品实施了热阻和风阻的模拟测试．

图11　热管散热器样品

项目温升/℃1 2 3风阻/Pa1 2 3模拟结果66.5036.8025.38-1754实验结果66.2536.1324.85-1652相对误差/%0.381.822.09-5.883.70

将数值模拟结果与实测结果进行比较，结果如表2所示．可见在自然冷却以及风速为2 m/s和4 m/s强制冷却条件下，基板的最大温升和风阻实测结果与模拟结果相对误差均在5%以内，同时也符合工程设计要求．

4结论

1)采用CFD软件进行轨道交通车辆牵引控制系统的散热系统的设计，可以较为准确地模拟散热器产品的温度场和阻力特性，有助于确定热管散热器的结构．

2)对影响热管散热器传热性能的主要几何因素进行了分析，发现翅片间距为9 mm，热管数为151根，热管长度为120 mm时，散热器拥有最佳的散热性能．

3)本文中所开发的适用于轨道交通车辆牵引控制系统的热管散热器产品，其散热性能优越：在自然冷却工况下使用时，散热能力达4 070 W，热阻<0.016 3℃/W；该产品经测试其热阻及风阻特性与模拟结果的误差均在5%以内，满足工程设计要求，不仅为产品最终进入市场奠定了良好的基础，也为今后设计此类大功率强制风冷的热管散热器产品积累了成功的经验．

参考文献：

[1]王博，宣益民，李强．微/纳尺度高功率电子器件产热与传热特性[J]．科学通报，2012，57(33)：3195-3204．

[2]牛志愿，张伟．脉动热管应用技术研究进展[J]．节能技术，2014，32(1)：22-27．

[3]Rahman M L， Nawrin S， Sultan R A， et al． Effect of Fin and Insert on the Performance Characteristics of Close Loop Pulsating Heat Pipe(CLPHP)Procedia Engineering, 2015, 105：129-136．

[4]胡建辉，李锦庚，邹继斌，等．变频器中的IGBT模块损耗计算及散热系统设计[J]．电工技术学报，2009，24(3)：159-163．

[责任编辑王康平]

DOI：10.13393/j.cnki.issn.1672-948X.2016.03.020

收稿日期：2015-11-17

通信作者：朱晓琼(1984-)，女，硕士研究生，工程师，主要从事热管换热技术研究．E-mail：82023128@qq.com

中图分类号：TK172.4

文献标识码：A

文章编号：1672-948X(2016)03-0090-05

Numerical Simulation and Design of Vehicle Heat Pipe Radiator

Zhu Xiaoqiong1Hu Niansu2Yu Wan3

(1. Shanghai WTL Heat Pipe Technology Co., Ltd., Shanghai 201318, China； 2. School of Power and Mechanical Engineering, Wuhan Univ., Wuhan 430072, China； 3. College of Mechanical & Power Engineering, China Three Gorges Univ., Yichang 443002, China)

AbstractWith the rapid development of rail transit vehicle in China, the cooling of power electronic devices of locomotive is becoming particularly urgent. As heat-pipe radiator has the advantages of remarkable thermal performance, high-efficiency and compact size, it has attracted more and more attentions. In this paper, the unit heat transfer of traction control system in rail transit vehicle is discussed. The numerical model of heat pipe radiator is constructed based on designed requirement; and then the temperature distribution and flow resistance are obtained. The influence of heat pipe distance, number, length on the maximum temperature rise and flow resistance are discussed. Finally, a suitable heat pipe radiator is designed; and there is only 5% difference of thermal resistance and flow resistance between experiment test and numerical simulation; it is an acceptable engineering tolerance.

Keywordsheat pipe radiator；thermal resistance；flow resistance；temperature rise