基于流固热耦合的中心回转流道液冷板散热性能研究

余剑武，胡仕港†，范光辉，包有玉，陈亚玲

（1.湖南大学 机械与运载工程学院，湖南 长沙 410082；2.清华大学 深圳国际研究生院，广东 深圳 518055）

锂离子电池以其能量密度、功率密度、使用寿命等方面的优势[1]，成为目前车用动力源的研究热点.动力电池在充放电过程中会产生一部分热量，如果这部分热量不能很好的控制，就会对汽车的安全性形成严重威胁[2-3].

为解决高温问题，从综合冷却角度出发，Song 等人[4]提出一种使用相变材料和液体冷却技术的新型共轭冷却配置，研究表明，与单一相变材料（Phase Change Material，PCM）或液体冷却条件相比，共轭冷却显著降低了电池温度上升速率和稳态温度.施尚等人[5]设计了一种新型相变材料/风冷综合热管理系统，研究发现综合热管理系统的冷却性能优于纯风冷热管理系统.

从结构角度出发，针对方形电池，主要采用带有内流通道的液冷板与电池表面紧密贴合进行换热，流道形状通常有蛇形、U 形、平行一字形等[6-8].Shang等人[9]设计的电池液冷系统接触面积可变，采用三因素四水平正交优化有效降低了电池最高温并改善了温度均匀性.胡兴军等人[10]设计了8 种液冷结构，通过改变进口位置、接触面积等对比了它们的冷却效果.闵小滕等人[11]基于微小通道扁管设计了液冷电池系统，发现多通道和大接触角更有利于电池散热.

从新型冷却剂角度出发，Yang 等人[12]采用新型液态金属作为冷却剂对电池系统进行热管理，采用数学分析对液态金属冷却系统的冷却能力等进行评估，并与水冷系统进行分析对比，发现能耗更低，冷却效果更好.

为解决温度一致性问题，文献[13]分析了管道宽度、管道高度、管数、冷却液流速对液冷电池热管理模型冷却效果的影响，发现就温度均匀性而言，管道数量和冷却剂速度具有相似影响，两者都是主要因素.范光辉等人[14]研究了放电倍率、汇流排接触面积等对电池模组温度场的影响，结果表明，在高倍率工况下，汇流排的电热效应不可忽略.干年妃等人[15]设计了一种在单体间隙中填充铝柱的液冷热管理系统，对比发现变截面边长和高度梯度在温度一致性方面更具优势.

液冷散热系统不仅要解决电池系统的高温问题，还要解决温度一致性问题，在保证散热性能的前提下还要考虑系统能耗，目前电池散热技术很难同时兼顾.液冷散热因其换热能力强、体积小，工作效率高，成为当下研发的焦点.因此，本文以中心回转流道液冷板为研究对象，从流道设计、强化传热结构等角度探究液冷板散热、均温、能耗性能的影响规律.

1 工况设计

1.1 液冷单元与流道结构

电动汽车的电池系统由若干个电池模组组成，一般3～6 个电池模组配有一个液冷单元，主要包括含有散热结构和流道的液冷板、导热垫及附件.如图1 所示，本文设计的液冷板位于电池模组底部，同时对3 个VDA（Verband der Automobilindustrie）标准设计的电池模组进行散热.

图1 电池液冷单元Fig.1 Liquid cooling model of battery unit

液冷单元的散热性能主要取决于液冷板的散热结构设计，本文以一个液冷单元为研究对象，设计了如图2 所示的中心回转流道液冷板并对其散热性能进行分析.

图2 中心回转流道液冷板Fig.2 Liquid-cooling plate with center revolving flow channel

1.2 流道参数设计

由图1 可知，液冷板的总宽度是不变的.如图3所示，液冷板的截面共设计有9 个散热流道，采用关于中心回转流道对称的设计方式，一共设计了6 种截面的液冷板，分别用B1～B6 表示，流道宽度的参数设计如表1 所示，B1～B4 流道宽度从两侧到中心呈等差递减分布，B5 流道宽度是等宽流道，B6 流道宽度呈等差递增分布.

图3 散热流道尺寸设计参数Fig.3 Design parameters of flow channel

表1 散热流道宽度设计Tab.1 Width parameters of flow channel

流道深度也是流道设计的重要参数之一，为了分析对比方便，本文选取B5 等宽流道为研究对象，流道深度D 设计如表2 所示.

表2 流道深度设计Tab.2 Depth parameters of flow channel

1.3 流道强化传热结构设计

在液冷单元中可以通过提高冷却液流速和流量来提高其散热性能，此外还可以增加强化对流传热结构来提高换热效率.本文选取等宽流道B5，流道深度D 为3 mm 的液冷板为研究对象，设计不同的强化传热结构，研究其对液冷系统散热均温及能耗的影响.强化传热结构的位置如图4 所示的虚线方框部分，一共有5 种结构，分别用S1～S5 表示.

图4 强化传热结构Fig.4 Structure of enhanced heat transfer

为确定进出水口对同种流道散热性能的影响，在进行计算流体动力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）数值模拟分析时，均交换进出水口.冷却液进出口工况如表3 所示.

表3 进出水口工况设计Tab.3 Design of inlet and outlet

2 数值计算方法

2.1 液体传热控制方程

流-固-热耦合计算，主要解决涉及液体流动换热与结构变形需同时考虑的情况，其关键是流固边界热量的传递.流固边界面上的热量传递过程可表示为：

式中：λ 为液冷板导热系数；∂Ts/∂n 表示液冷板在流固交界面法向的温度梯度；h 为冷却液对流换热系数；Tw为液冷板壁面温度；Tf为冷却液温度.

基于三维热传导微分方程的固体间的热传导方程为：

式中：Φ 为内部热源的发热功率.

如果把冷却液看作不可压缩流体，在流-固-热耦合计算中，应遵守质量守恒方程、动量守恒方程和能量守恒方程，其三维流动传热控制方程如下：

式中：v 为速度矢量；ρ、f、P、μ、cp、T、k 分别表示冷却液的密度、体积力、压力、动力黏度、比热容、温度、热导率.

本文采用流固耦合传热模型，利用双向耦合求解，其中流体域采用有限体积法，固体域采用有限元法.

2.2 边界参数设置

本文研究的电池模组包含4 个电池单体，采用1并4 串的连接方式，电池单体在1 C 放电倍率下的发热功率经试验测试为27 W，因此整个液冷单元以324 W 作为计算输入.

图5 为液冷单元传热的简化模型，将电池模组简化为发热源，用导热垫表面上的箭头表示热流边界代替发热源，假定液冷单元的外表面绝热.本文的CFD 计算采用稳态求解，电池产生的热量由导热垫表面传递到液冷板内表面，热量通过液冷板流道内表面与冷却液的对流换热被全部带走.边界参数设置如表4 所示，液冷单元主要的物性参数如表5 所示，冷却液使用体积比为1 ∶1 的乙二醇水溶液，液冷板为3 系铝合金，导热垫片采用有机硅复合材料.

图5 简化模型Fig.5 Simplified model

表4 边界参数设置Tab.4 Parameter setup of boundary

表5 液冷单元物性参数Tab.5 Physical properties of liquid cooling unit

2.3 CFD 数值计算收敛性与准确性判定

本文涉及多个不同模型工况的计算，经网格无关性检验，流体域网格尺寸为2 mm，固体域网格尺寸为5 mm 时，流体域网格数量为186.67 万，固体域网格数量为99.03 万，可保证计算精度.流体区域边界层为3 层.流体区域最大迭代步数为12 000 步，固体域计算步数为2 400 步.本文以k-ε 模型为湍流模型，经验证，所有算例的残差都在10-6以下.图6为本文所有算例流固交界面换热功率、出口水温升与一维计算（1D）的对比，所有算例的误差均小于6‰，说明了本文数值计算的收敛性和准确性.

图6 1D 和CFD 的计算结果对比Fig.6 Comparison of calculation results by 1D and CFD

3 结果分析与讨论

3.1 流道宽度对散热性能的影响分析

图7 为不同流道宽度下导热垫的表面温度的变化.表面平均温度和最大温差均与中心流道W5宽度成反比，B6 与B1 相比，表面平均温度下降1.7%，最大温差下降19.4%.虽然继续增大中心流道宽度，表面平均温度和最大温差还可能进一步降低，但中心流道W5过宽时，液冷板在液体压力作用下产生变形，出现鼓包现象.

图7 不同流道宽度下导热垫表面温度的变化Fig.7 Change of surface temperature of thermal pad under different flow channel width

图8 为流道宽度对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响.由图8 可知，随着中心流道W5宽度的增加，对流传热系数逐渐升高，热阻逐渐下降，液冷单元流阻先降后升，B6 与B1 相比，流阻增加14.6%，当W5流道宽度在6～ 15 mm 内，流阻和散热性能会随W5的增加同时得到改善.

图8 流道宽度对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响Fig.8 Influence of flow channel width on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

图9 为不同中心流道宽度下的温度分布云图.当W5宽度为6 mm 时，液冷板中心区域为低温区，两侧为高温区.这是由于中间区域冷却液温度低，且中间区域流道窄、流速高，进一步提升了中心区域的散热能力，但是从液冷板全局来看，其均温性效果不太理想.

图9 不同流道宽度的温度场Fig.9 Temperature field under different flow channel width

当W5宽度增加到31 mm 时，低温区域位于进水口附近，液冷板中部为高温区.此时，液冷板中间流道宽度大，流速低，对流换热能力弱，入口处的低温冷却液则从传热温差角度增大了换热量，以此达到散热均衡.最后冷却液从液冷板两侧流出，两侧冷却液温度高，但是两侧流速高带来的强对流换热使得该区域散热相对均衡.

3.2 流道深度对散热性能的影响分析

图10 为不同流道深度下导热垫表面温度变化.表面平均温度和最大温差与流道深度成正比.流道深度为2 mm 时与5 mm 时相比，导热垫表面平均温度下降了36.7%，最大温差降低了9.4%.在冷却液进口流量不变的情况下，流道深度小意味着冷却液流速高，有利于散热.

图10 不同流道深度下导热垫表面温度的变化Fig.10 Change of surface temperature of thermal pad under different flow channel depth

图11 为流道深度对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响.由图11 可知，以流道深度为5 mm 时的散热性能为基准，2 mm 流道深度的热阻减小了32.1%，对流传热系数增加了91.7%，流阻增加了3.3 倍.随着流道深度的减少，尽管系统散热性能得到改善，但导致了能耗显著增加.

图11 流道深度对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响Fig.11 Influence of flow channel depth on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

图12 是流道深度分别为2 mm、5 mm 时的温度分布云图.当D 为2 mm 时，液冷板两侧为高温区，中心区域为低温区.这是因为刚进入液冷板的冷却液温度较低，加之流道深度越小，流速越高，对流换热能力越强，导致液冷板中部温度比两侧低.当D 为5 mm 时，液冷板中游两侧为高温区，中间流道部分为低温区.

图12 不同流道深度的温度场Fig.12 Temperature field under different flow channel depth

3.3 强化传热结构对散热性能的影响分析

图13 为5 种添加强化传热结构设计方案（S1～S5）与不添加强化传热结构设计方案（B5）导热垫表面温度对比.与B5 相比，S1～S5 导热垫表面的平均温度与最大温差均有明显下降，其中S1 的最大温差下降15.4%，平均温度下降12.5%，可以看出其改善效果最显著.S2、S3、S4 的散热均温性能改善明显，但略逊于S1；S5 则会引起散热均温性能明显下降.由此可见，在两侧布置强化传热结构的液冷板的散热性能及温度一致性得到了明显的改善.

图13 强化传热结构对导热垫表面温度的影响Fig.13 Influence of enhanced heat transfer structure on surface temperature of thermal conductivity pad

图14 为不同强化传热结构对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响.与B5 相比，S1～S5 液冷单元的对流传热系数显著增加，热阻略微降低，且流阻增加幅度小.S1 的改变最为明显，流动阻力增加11.9%，对流传热系数增加25.9%，热阻下降47%.

图14 强化传热结构对冷却液流阻、传热系数、热阻的影响Fig.14 Influence of enhanced heat transfer structure on coolant flow resistance，heat transfer coefficient and thermal resistance

3.4 交换进出水口对散热性能的影响分析

图15 为S1～S5 交换进出水口后导热垫表面温度的变化对比，可以看出交换进出水口对导热垫表面平均温度影响较小，但对最大温差影响较为明显.

图15 交换进出水口对导热垫表面温度的影响Fig.15 Influence of exchanging inlet and outlet on surface temperature of thermal conductivity pad

图16 为交换进出水口对冷却液流阻、传热系数的影响；图17 为交换进出水口对冷却液热阻的影响.工况B 与工况A 相比，S1～S5 的流动阻力均有一定程度下降，对传热系数几乎无变化，热阻略微降低，且S4 在交换进出水口前后导热垫表面最大温差变化显著.

图16 交换进出水口对冷却液流阻、传热系数的影响Fig.16 Influence of exchanging inlet and outlet on coolant flow resistance and heat transfer coefficient

图17 交换进出水口对冷却液热阻的影响Fig.17 Influence of exchanging inlet and outlet on coolant thermal resistance

图18 为S4 液冷板交换进出水口后导热垫表面、液冷板流固交界面的温度对比.工况B 与工况A相比，在液冷板中心靠近出口位置的局部区域出现了高温区，这是由于该区域为冷却液流通路径最后一段，冷却液温度高，致使液冷单元温度一致性较差.在实际应用中，针对进出口不对称的液冷板，进出水口位置也是重点考察对象之一.

图18 结构4（S4）交换进出水口温度场Fig.18 Temperature field of structure S4 before and after exchanging inlet and outlet

4 结论

本文从流道设计参数、强化传热结构几个方面针对中心回转流道液冷板的散热性能进行了分析，得出如下结论：

1）针对中心回转流道，中间流道宽两侧流道窄的设计方案可以获得较好的散热性能及均温性能.流道深度越小，越有利于液冷单元散热均温性能的提升，流道深度过小、会增加制造工艺难度，引起流动阻力和系统能耗的大幅增加.

2）添加强化传热结构能改变冷却液的流动状态，进而大幅改善液冷单元的散热性能及均温性能.在局部高温区域添加强化传热结构可以在改善液冷单元的散热均温性能的同时不引起流阻的显著增加，实现液冷单元散热、均温、能耗的兼顾.

3）交换进出水口虽然对散热性能影响较小，但在液冷单元均温性能方面有很大影响.在设计液冷单元时，需要考虑进出水口位置对其散热均温性能及系统能耗的影响.