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0 引言

永磁同步電機因具有功率密度高、效率高、結構緊湊等優點，成為新能源汽車驅動電機的首選。隨著電機容量的不斷增加及其小型化和輕量化的發展，再加上新能源汽車用永磁同步電機的密閉式結構，導致電機運行時散熱環境惡劣，電機溫升過高，成為制約新能源汽車用永磁同步電機向高功率密度、高效率發展的重要因素。

新能源汽車用永磁同步電機大都采用水冷方式對電機進行冷卻，冷卻水道布置在機殼內部，通過機殼內部水道中的循環冷卻介質帶走熱量，從而控制電機溫升。目前，新能源汽車用永磁同步電機冷卻水道的結構主要有折返型和軸向螺旋型兩種。軸向螺旋型水道的水路平順，水道壓降小，但由于冷卻介質從電機一端流入另一端流出，電機兩端的溫度梯度較大，不利于對電機整體的溫升控制。折返型水道的水路呈迷宮狀，不會在電機兩端產生溫度梯度，同時入水口與出水口可布置在電機同一端，方便水冷系統的布置，因而被廣泛應用。

現有研究多采用基于積分形式守恒方程的有限體積法對電機的溫度場、流場進行仿真，從而研究電機的溫升，但并未對永磁同步電機常用的折返型水道的結構參數進行細化研究，對折返型水道結構參數對流體流動特性、水道壓降以及電機溫升變化的影響的研究也還不夠深入。

本文對一臺額定功率68 kW的永磁同步電機的折返型水道結構參數進行設計。建立電機流-固耦合有限元模型，對電機溫度場、水道流場進行仿真分析，并通過電機臺架實驗驗證了仿真模型的正確性。進而通過仿真模型分析了水道內冷卻水的流動特性，綜合考慮分析入水口水道寬度與水道圓角半徑對水道壓降的影響，據此得到水道結構幾何參數，實現了電機低溫升的設計目標，最后進行電機溫升與水道壓降實驗驗證。

1 電機三維求解域模型建立

1.1 電機及其冷卻水道結構

本文研究的永磁同步電機額定功率為68 kW，額定轉速為3 200 r/min，電機三維模型如圖1所示，主要由端蓋、機殼、定子、轉子、繞組及軸等組成，電機的定轉子結構如圖2所示。電機內部空間密閉，折返型水道集成在機殼內部，盡量布滿機殼以增加散熱面積。水道結構的二維展開圖如圖3所示，主體寬度為36 mm、深8 mm，其中間隔斷寬6 mm。為繞開機殼的接線盒開口，局部水道有內凹形狀。電機相關技術參數見表1。

圖1 永磁同步電機三維模型

Fig.1 3D model of thepermanent magnet synchronous motor

圖2 電機定轉子結構

Fig.2 Stator and rotor structure of the motor

圖3 水道結構二維展開圖

Fig.3 2D schematic diagram of the water channel

表1 電機相關技術參數

Tab.1 Relevant parameters of the motor

1.2 流-固耦合數學模型

為了提高數值仿真模型計算效率，同時滿足工程計算的精度要求，需作如下簡化：①去除零件螺紋孔、凸臺等對于熱分析、流體分析影響較小的特征；②繞組在定子槽中分布復雜且槽中含有絕緣漆、絕緣紙等材料，為方便計算，按總質量、總熱阻均不變的原則對定子槽內繞組進行等效處理，將繞組等效為中間銅、外部絕緣材料的結構，等效模型如圖4所示；③引入氣隙的等效導熱系數，通過導熱系數來描述氣隙中流動空氣的熱交換能力。

圖4 等效繞組模型

Fig.4 Equivalent winding model

此外，冷卻液與機殼水道接觸面的傳熱系數由于受水流狀態及電機溫度的影響而難以直接求出，進行數值計算時將傳熱面的傳熱系數當作邊界條件直接施加在模型中較難實現。本文采用流-固耦合的仿真方法將水道中冷卻液的流場與整機的溫度場當作一個整體來求解，在不同的區域采用通用的控制方程，使冷卻液體與水道冷卻壁面之間的對流傳熱面成為計算區域的一部分，無需再設置該傳熱面的傳熱系數，不但避免了傳熱面傳熱系數難求的問題，而且使仿真模型更符合實際。

流體數值計算的模型選擇直接影響冷卻液的流動形態以及電機的溫度分布。電機水道中的冷卻液在流動時雷諾系數較大（＞2 320），為湍流狀態，除了滿足質量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程外，還需引入流體力學中由湍動能k方程與含有湍動耗散率方程組成的標準k-?方程對流體進行描述。當流體為不可壓縮且處于穩定流動狀態時，采用的通用控制方程為

 （1）

展開形式為

 （2）

式中，為廣義變量；Γ為對應于的廣義擴散系數；S為廣義源項；ρ為物體的密度；τ為時間項；、w和u分別為沿y、z和x方向上的速度。

對電機溫度場進行計算，其傳熱過程遵循能量守恒定律，三維導熱微分方程及邊界條件為

（3）

式中，λx、λy、λz分別為各介質沿x、y、z方向的導熱系數；t為電機的待求溫度；qv為電機的熱流密度；c為物體的比熱容；s1、s2為求解域的邊界面；q0為通過s1的熱流密度；tf為流體的溫度；n為物體邊界的法向量。

1.3 網格劃分

求解域模型的網格劃分是對空間上連續的計算區域內的控制方程進行離散，從而得到需要求解的離散方程組。因此，對于不同模型進行網格劃分時應采用不同的控制策略以達到精確計算的目的。本文研究水冷系統的永磁同步電機在求解溫度場與流場的問題時，流-固界面的速度梯度與溫度梯度變化較大，需在梯度方向上有足夠多的節點，才能準確反映溫度與速度的變化情形。為準確反映邊界層處的參數，流體域的三維模型使用膨脹層邊界網格，流體域主體網格單元尺寸為2 mm，邊界層為5層變化率為1.2的較密網格，如圖5所示。

圖5 流體域網格

Fig.5 The mesh of the fluid domain

1.4 熱源分布

電機的溫升主要由各種損耗造成，永磁同步電機的損耗主要包括定子和轉子的鐵心損耗、定子繞組銅耗、機械損耗和雜散損耗。因電機使用水冷系統不需要通風，轉子風摩損耗小，同時電機的機械損耗與鐵耗、銅耗相比所占比例很小，對于水冷電機溫度場仿真結果影響不大，可以忽略不計。由于永磁同步電機的損耗通過解析法計算比較困難，故在進行電機溫度場、流場分析前需先借助電磁場有限元分析軟件對電機損耗進行計算。電機在額定工況下各部分損耗值見表2。永磁體采用了軸向分段設計，但該永磁同步電機所采用的分數槽繞組結構使其諧波含量較大，且永磁體離氣隙較近，所以永磁體的渦流損耗值較大。

表2 電機額定工況下各部分損耗值

Tab.2 Loss value of motor under rated working condition

2 電機溫度場、流場計算結果及驗證

2.1 電機額定工況下仿真結果

將電機在額定工況下運行時損耗產生的熱量施加到各對應部位作為熱源，冷卻水的入口水流量為14 L/min，入口水溫為70℃，室溫為30℃，當迭代計算收斂后，可得到電機連續運行到溫度達到平衡狀態的溫度場及流場。圖6為電機整機的溫度分布，電機轉子位于電機內部處于一個相對隔絕的狀態，主要通過氣隙向外導熱，而氣隙的導熱能力較差，因此在電機運行時轉子產生的熱量不易散出，其最高溫度達到161.5℃，溫升為131.5℃。圖7為電機繞組的溫度分布，定子槽內繞組的熱量通過絕緣層、定子鐵心和電機機殼，最后由機殼內的冷卻水循環帶走，散熱效果較好。所以槽內繞組溫度在電機內部最高，沿徑向向外降低，外圓靠近機殼處溫度最低。端部繞組主要通過與空氣的對流散熱，散熱效果欠佳，最高溫度達到152.6℃，溫升為122.6℃。

圖6 電機整機溫度分布

Fig.6 Temperature distribution diagram of the motor

圖7 電機繞組溫度分布

Fig.7 Temperature distribution diagram of motor winding

當水道中冷卻液體流道狀態穩定時，水道中水流的壓強分布如圖8所示。由圖8可知，入水口處的壓強最大為9 832 Pa，之后隨著水道的延長流體損耗隨之增大，水流壓強逐漸減小，并在出水口處達到最小為-315 Pa。水道在直線部分顏色變化較小，壓強分布均勻，但在90°直角彎和180°折返彎處顏色發生突變，有明顯的分界線產生，說明水流在水道直角彎與折返彎處產生明顯的壓力損失，從而導致水流壓強突降并出現局部壓強不均勻的現象。

圖8 水道水流壓強分布

Fig.8 Pressure distribution map of the water channel

2.2 電機溫升實驗驗證

為驗證電機溫度場、流場仿真結果的正確性，進行電機額定工況下的溫升、壓降實驗。電機溫度的采集通過電機繞組預埋的熱電偶進行，入水口和出水口的壓力由水壓傳感器測量。電機溫升、壓降測試平臺主要由電機、功率測量設備、控制器、恒溫水池和控制操作臺等組成，如圖9所示。實驗時外界條件與仿真邊界條件保持一致，即入口水流量為14 L/min，入口水溫為76℃，實驗環境溫度為29.1℃。

圖9 電機溫升、壓降實驗測試平臺

Fig.9 Temperature rise and pressure drop test platform of motor

電機在額定工況下運行60 min后繞組溫度不再上升，電機溫度達到平衡狀態。此時，繞組溫度保持在156.0℃不變，溫升為126.0℃。繞組溫度的仿真結果比實驗結果低3.4℃，誤差2.8%（見表3），在誤差允許范圍內。實驗測得的冷卻水出、入水口壓強差為11 300 Pa，但因實測水流壓降除了電機水道的壓降，還包括恒溫水池到電機出、入水口處水管的沿程損失，因此實測電機水道壓降為11 300 Pa，大于仿真電機水道壓降10 147 Pa，符合實際情況。實驗測試結果表明，電機溫度場、流場仿真模型是準確可靠的。

表3 電機繞組溫升與水道壓降的仿真、實驗結果對比

Tab.3 Comparison of simulation and test results between temperature rise of motor winding and pressure drop of water channel

3 水道幾何參數設計及驗證

3.1 水道流體流動特性分析

用線型圖來表示水道中水流的運動軌跡，如圖10所示，圖中方框內水流產生明顯的旋渦現象，形成了大片冷卻水滯留區域。該旋渦主要是由于流道突然擴大或急轉彎，水具有的慣性使其與邊界層分離而成的。渦流靠主流速帶動旋轉，主流速將能量傳遞給了旋渦，又因為旋渦內存在粘性摩擦，因此渦流運動消耗了一部分能量，增加了水流的局部損耗。在該折返型水道中，水流經過第一個90°左拐彎后產生的渦流現象尤為明顯。通過對入水口水道寬度進行優化，可以減少冷卻液體產生渦流的現象，同時優化水道圓角半徑也可提高水道中水流動的平順性，增加水流的冷卻效率。

圖10 水道水流線型圖

Fig.10 Linetype diagram of liquid flow in water channel

3.2 水道結構參數仿真計算

為使冷卻液體流動平緩、流速分布均勻，對水道的幾何參數進行設計，取入水口水道寬度30～50 mm、水道圓角半徑10～50 mm（每5 mm一個計算點）。對不同結構方案的水道進行流體仿真分析，計算得到水道壓降的三維曲面分布如圖11所示，圖中圓圈所選區域為壓降最大的水道結構方案，壓降為9 630 Pa，此時入水口水道寬度為50 mm，水道圓角半徑為50 mm。從圖11可以得到：當入水口水道寬度一定時，隨著水道圓角半徑的增加，水道壓降呈先下降再上升的趨勢；對每一特定入水口水道寬度，都有一個與之對應的水道圓角半徑尺寸使水道中水流最為平穩、水的局部損耗最小。在所有的水道結構設計方案中，圖11中方框所選區域的壓降最小，仿真結果為8 485 Pa。此方案即為水道結構的最優方案，此時入水口水道寬度為45 mm，水道圓角半徑為20 mm。

圖11 入水口水道寬度與水道圓角半徑對水道壓降的影響

Fig.11 Influence of the width of inlet water channel and fillet on pressure drop of water channel

通過仿真計算后的水道結構二維展開圖如圖12所示，入水口水道寬度加寬至45 mm，水道增加半徑為20 mm的圓角。對該方案進行流場及溫度場仿真，該方案的水流線型如圖13所示，對比圖10，水流經過第一個直角彎時產生的旋渦明顯減小，水道中冷卻水流更為均勻且有效冷卻水流區域也得到增大。此時水道的局部損耗最小，水冷系統效率最高。

圖12 仿真計算后水道結構二維展開圖

Fig.12 2D schematic diagram of optimized water channel

圖13 入水口水道寬度為45 mm，水道圓角半徑為 20 mm時水流線型圖

Fig.13 Linetype diagram of liquid flow in water channel when the inlet width of the water channel is 45 mm and the fillet is 20 mm

按照分析得到的最優水道結構修改電機有限元仿真模型的幾何參數，進行流-固耦合溫度場仿真。圖14和圖15分別為重新設計水道方案的電機在額定工況下穩定運行時的整機與繞組溫度分布。對比圖14與圖6，由于水道結構更為合理，水道參數設計后的電機機殼的溫度分布更為均勻，散熱性能更佳，整機最高溫度為151.2℃，較原方案的161.5℃降低了10.3℃。水道參數設計后的電機繞組溫度分布（圖15）與原方案繞組溫度分布（圖7）趨勢相似，都是靠近機殼處溫度最低，向電機內部遞增，兩邊繞組端部溫度最高。繞組最高溫度由原方案的152.6℃降為143.4℃，降低了9.2℃。

圖14 水道參數設計后電機整機溫度分布

Fig.14 Temperature distribution diagram of the optimized motor

圖15 水道參數設計后電機繞組溫度分布

Fig.15 Temperature distribution diagram of the optimized motor winding

3.3 水道結構方案實驗驗證

根據設計的水道幾何參數制作樣機，對新樣機進行臺架溫升實驗。新樣機同樣在額定工況下運行，實驗時環境溫度為32.5℃，經過60 min繞組溫度逐漸穩定，最終保持在151.0℃不變，溫升為118.5℃。同時測得電機水冷系統壓降從原來的11 300 Pa降到9 817 Pa，水道的壓力損耗減小了13.1%。對比設計前后電機繞組溫升隨電機運行時間的變化，如圖16所示，之前繞組溫升為126.9℃，重新設計后電機繞組溫升下降8.4℃，降幅6.6 %。電機繞組溫升降低的主要原因在于水道壓降減小從而提高了水道中流體介質的流速，增大了水流的湍流程度，提升了水道的對流換熱能力。同時，結構改進后的水道水流分布更為均勻穩定，有利于保持電機的均溫與低溫升。

圖16 水道參數設計前后電機繞組溫升實驗對比

Fig.16 Comparison test of the motor winding temperature rise before and after water channel optimization

4 結論

通過建立流-固耦合的溫度場、流場仿真模型對折返型水道進行了參數設計，并通過電機臺架實驗驗證了仿真結果。結果表明，水道寬度為45 mm，水道圓角半徑為20 mm時，額定功率68 kW的新能源汽車用永磁同步電機水道壓降減少了13.1 %，電機繞組溫升降低了8.4℃。并得出折返型水道有以下規律：當入水口水道寬度一定時，隨著水道圓角半徑的增大，水道壓降呈先下降再上升的趨勢；每一特定入水口水道寬度，都有一個與之對應的水道圓角半徑尺寸可以使水道壓降最小，且使電機溫升降低；基于流型調控合理選取入水口水道寬度和水道圓角半徑，先確定入水口水道寬度，再綜合考慮水道的換熱性能和壓降，獲得最佳的水道圓角半徑的設計方法，為水冷電機流道設計提供參考。