HXD3C型机车牵引-辅助变流器冷却系统传热特性数值研究

李　莎， 韩建宁， 武彩生， 刘志敏

(中车永济电机有限公司　技术中心， 陕西西安 710016)



HXD3C型机车牵引-辅助变流器冷却系统传热特性数值研究

李莎， 韩建宁， 武彩生， 刘志敏

(中车永济电机有限公司技术中心， 陕西西安 710016)

以HXD3C型机车为例，针对其牵引-辅助变流器冷却系统的传热特性进行了数值分析，数值结果表明，其他条件不变时，增加水泵流量或冷却风机流量时，系统总换热量增大；在其他条件不变时，提高水冷基板进口温度，系统总换热量随之增加；在其他条件不变时，提高环境温度，系统的换热能力减弱。在系统总换热量保持不变时，系统阻力随水泵流量增加而增加；提高水冷基板进口温度，致使系统水泵流量减小并伴随水冷基板出口温度增加。从中获得冷却系统各部件传热特性的变化规律，从而对后续牵引-辅助变流器的冷却系统设计及部件选型提供依据和技术支撑。

工程热物理； 传热特性； 牵引-辅助变流器； 冷却系统； 数值研究

牵引-辅助变流器是交流传动系统的重要组成部分，在牵引-辅助变流器的正常工作中，变流器中的功率模块(含有IGBT、二极管等电子器件)会产生一定的热量，如果这些热量不能及时有效地散发出去，就会使功率模块的效率大大降低，甚至导致电子器件损坏，使变流器无法正常工作。为解决牵引-辅助变流器中功率模块的散热问题，以及充分利用变流器中功率模块的输出功率，必须对功率器件进行冷却以提高系统效率。

Howes等人[1]以VDF为工质对IGBT进行了冷却研究，结果显示散热效果远远高于空气冷却。Steiner等人[2]研究发现水的换热性能要优于电绝缘液体，且单相液体强制换热相比于沸腾换热易于控制且换热性能较好。郭洪卫[3]等对装载机上用水冷散热器取代风冷散热器的优势进行了相应的研究，使装载机日作业率由86.5%提高到了96%。谢旭良等[4]对正方形截面扰流柱交错布置的水冷散热器进行了三维层流流动与换热的数值模拟，结果表明雷诺数为200～2000的范围内，扰流柱的存在有效提高了散热效果，但同时也增大了流动阻力系数。刘衍平等[5]用ANSYS/FLOTRAN对耗散功率为4～6 kW的水冷散热器进行了数值模拟，结果显示采用水冷强迫对流散热对解决大功率元件的散热问题具有普遍意义。Gillot等人[6]用实验的方法将IGBT夹在两块铜板中，并对其液体冷却换热效果进行了实验研究和分析，并取得了较好的散热效果。本文采用液态冷却实验方法与数值方法相结合对HXD3C型机车牵引-辅助变流器冷却系统的传热特性进行研究，并分析其强化传热的主要机理，为进一步强化和改进牵引-辅助变流器冷却系统设计奠定基础。

1　几何模型及数学描述

1.1研究对象

如图1所示为HXD3C型机车牵引-辅助变流器冷却系统的物理模型。其主要由水冷基板、热交换器、冷却风机、水泵、相关配套管道及其他辅助设施组成，采用多级串联式布置。变流器功率模块中电力电子器件产生的热量通过功率模块中的冷却基板与循环流过功率模块的水冷却液进行热量交换，水泵作为水冷却的循环动力，将进行热量交换的冷却液通过水分配器的进水口抽入到空气-水热交换器中，然后从水分配器的出水口将水冷却液抽回到水泵，依次不断循环。为了达到更好的冷却效果，热交换器通过其上方的冷却风机进行强制风冷。

图1　水冷却系统的原理示意图

HXD3C型机车牵引-辅助变流器功率模块为7个，经简化后，冷却系统循环如图2所示。7个水冷基板、泵与热交换器组成系统的热循环，风扇通过与热交换器耦合带走循环系统中的热量。对本循环系统进行散热原理分析时做出了几点假定。(1) 本循环系统认为热量均从散热器与风扇的耦合过程中被带走，实际系统中通过管道、元器件等零件的表面带走的热量忽略不计；(2) 水泵仅提供冷却液的压头，其提供的温差忽略不计；(3) 由于管道弯头在实际安装中的不确定性，本循环系统的压降只计算水冷基板和热交换器冷却液侧，忽略其管道带来的压损和热交换器空气侧压降。

图2　冷却系统循环计算区域示意图

1.2控制方程

为了不使数值分析过于复杂，特做如下假设[7]：(1)流体和管道及发热元器件的物性为常数；(2)流动为不可压缩的层流；(3)流动和传热是稳定状态；(4)忽略流动的黏性耗散。在此基础上，流体流动和传热在计算区域中的基本控制方程可以表示如下：

(1)

(2)

(3)

式中ρ为密度;μ为动力黏度;p为压力;ui为速度矢量。

1.3参数定义

努歇尔数以及雷诺数定义为：

(4)

压力损失[8]定义：

(5)

2　系统数值分析

2.1介质流量

冷却装置散热器传热基本方程：

(6)

式中Q为计算传热量；K为总传热系数；F为散热面积；Δt为换热器的平均温度差。Qw为水侧放热量；cpw为冷却水比热；ρw为冷却水密度；Vw为冷却水流量；Δtw为冷却水进出口温差。Qa为空气侧吸热量；cpa为空气比热；ρa为空气密度；Va为空气流量；Δta为空气进出口温差。

其中：Q=Qw=Qa。

在数值研究之前，冷却系统中散热器的流动与传热特性试验数据已经被测试过。通过在相同条件下试验结果与数值结果的分析对比，从图3中可以看出，冷却液侧进口温度的最大误差为2.51%，空气侧出口温度最大误差为4.85%，并且系统总换热量最大误差不超过11.38%。从而验证了本文中该数值分析方法的合理可行性。

图3　试验结果与计算结果的对比

3　数值结果分析

本文重点对HXD3C型机车牵引-辅助变流器冷却系统的流量、温度、系统阻力和总换热量系统的散热规律研究分析。通过对该循环系统各部件的性能参数的分析对比，确定性能参数对各部件的影响程度。

3.1水泵流量变化

在水冷基板进口温度为55 ℃，空气侧进口温度42 ℃，风机流量6.5 m3/s不变的情况下，调节水泵流量从10～14 m3/h，对此进行数值模拟，分析其对流动及换热的影响。如图4所示，在确定水冷基板进口温度、冷却风机流量不变时，增加流量Ql，水冷基板的出口温度下降；热交换器的空气侧出口温度升高，总换热量Qtotal增大，换热效果增强。

3.2冷却风机流量变化

在水泵流量为13.5 m3/h，水冷基板进口温度为55 ℃，空气侧进口温度42 ℃不变的情况下，调节冷却风机流量5.5～9.5 m3/s。如图5中所示，在确定水冷基板进口温度、水泵流量不变时，增加冷却风机流量Qa，冷却液侧的进口温度则越大，总换热量增大，反映了水冷基板的容许发热量也越大。

图4　HXD3C水泵流量的变化对温度和总换热量的影响

图5　HXD3C冷却风机流量的变化对温度和总换热量的影响

3.3水冷基板进口温度变化

在水泵流量为13.5 m3/h，空气侧进口温度42 ℃，冷却风机流量6.5 m3/s不变的情况下，改变水冷基板进口温度53.5℃～57.5 ℃。如图6表示，在确定冷热两侧流量均不变时，提高水冷基板的进口温度Tpin，由于冷却风机流量一定，该侧换热能力有限，导致水冷基板出口温度上升。水冷基板的平均温度升高，但总换热量也随之增加。由于该种状况在实际中难以实现和控制，系统换热效果会根据设定增加或减小。

图6　HXD3C水冷基板进口温度变化对温度和总换热量的影响

3.4换热器空气侧进口温度变化

在水泵流量为13.5 m3/h，水冷基板进口温度55℃，冷却风机流量6.5 m3/s不变的情况下，改变空气侧进口温度35℃～45 ℃。由图7可知，在确定冷热两侧流量和水冷基板进口温度均不变时，提高换热器空气侧进口温度Tain，即环境温度升高。为了保持水冷基板的进口温度不变，其要求换热器冷却液侧出口温度在降低，其总换热量减小。因此，环境温度的升高将导致系统换热效果变差。

图7　HXD3C换热器空气侧进口温度变化对换热特性的影响

3.5系统总换热量不变的情况下，水泵流量变化

在冷却风机流量6.5 m3/s，空气侧进口温度42℃时，总换热量不变的前提下水泵流量10～14 m3/h变化与换热特性的关系，如图8所示。由此换热特性关系可以得知，冷却系统的液侧流量Qpl增加，可以达到水冷基板的进出口温度同时下降的效果。另一方面，系统阻力也随着流量的增加而增大，其也要求水泵的压头增大。

3.6系统总换热量不变的情况下，水冷基板进口温度变化

在冷却风机流量6.5 m3/s，空气侧进口温度42℃时，总换热量不变的前提下水冷基板进口温度55℃～60℃变化与换热特性的关系，如图9所示。由此可以得知，总换热量不变的前提下，水冷基板进口温度Tpin增加时，需带走等量的热量，该种工况下所需冷却液流量减小，同时伴随水冷基板出口温度的增加。

图8　HXD3C系统总热量不变时，水泵流量变化对换热特性的影响

图9　HXD3C系统总热量不变时，水冷基板进口温度的变化对传热特性的影响

4　结　论

通过对HXD3C型机车牵引-辅助变流器的冷却系统合理简化的分析，其数值结果表明，其他条件不变时，增加水泵流量或冷却风机流量时，系统总换热量增大；在其他条件不变时，提高水冷基板进口温度，系统总换热量随之增加；在其他条件不变时，提高环境温度，系统的换热能力减弱。在系统总换热量保持不变时，系统阻力随水泵流量增加而增加；提高水冷基板进口温度，系统水泵流量减小并伴随水冷基板出口温度增加。通过改变系统各参数研究其换热规律并得出参数的影响规律，从而对今后牵引-辅助变流器的冷却系统中各部件

选型提供依据。

[1]Howes J C, Levett D B, Wilson S T, et al. Cooling of an IGBT drive system with vaporizable dielectric fluid (VDF) [C]. 24nd IEEE. SEMI-THERM Symposium. San Jose, CA, 2008: 9-15.

[2]Steiner T, Sittig R. IGBT module setup with integrated micro-heat sinks [C]. IEEE ISPSD, Toulouse, France, 2000:209-212.

[3]郭洪卫,刘宪坤,赵锦玲.水冷散热器取代风冷散热器的探讨[J].山东冶金,2002,24(4):8-9.

[4]谢旭良,陶文铨,何雅玲.水冷散热器传热与阻力特性的数值模拟[C].中国工程热物理学会第11届学术会议论文集，2005:1175-1178.

[5]刘衍平,高新霞.大功率电子器件散热系统的数值模拟[J]. 电子器件,2007,30(2): 608-611.

[6]Gillot C, Schaeffer C, Massit C, et al. Double-sided cooling for high power IGBT modules using flip chip technology [J]. IEEE Trans. Compon. Packag. Manuf. Technol. 2001, 24(4): 698-704.

[7]杨世铭,陶文铨.编著.传热学(第四版)[M]. 北京.高等教育出版社,2006.

[8]中国石化集团上海工程有限公司.换热器[M].化学工业出版社,2008.

Numerical Study of Heat Transfer Characteristics of Converter’s Cooling System with HXD3C Electric Locomotive

LISha,HANJianning,WUCaisheng,LIUZhimin

(Technical Center, CRRC Yongji Electric Co., Ltd., Xi’an 710016 Shaanxi,China)

Take HXD3C electric locomotive as an example, the numerical studied the heat transfer characteristics of converter's cooling system. The investigation involved the parameters effect of the cooling system on heat transfer characteristics and obtained the influence results of the parameters, the numerical results can be used to provide the basis for the design of cooling system of the converter.

engineering thermal physics；heat transfer characteristics；converter；cooling system；numerical study

1008-7842 (2016) 03-0125-05

女，助理工程师(

2015-12-18)

U266.1.3

Adoi:10.3969/j.issn.1008-7842.2016.03.28