摘要：近年以来风电产业发展迅速。随着风电功率组件的功率密度越来越大，对于功率组件而言，散热器是整个功率组件正常工作的重要保证。散热器的设计中保证散热器的散热性能的同时，降低散热器的使用条件是散热器的核心内容。本文就2.0MW水冷双馈功率组件为例，利用有限元分析软件ANSYS，以及模拟发热实验的方法，进行了散热器设计。瓷管电阻器
关键词：散热器设计；有限元仿真；模拟实验；一．引言1.1 风电功率组件散热器 风电变流器容易出现极端高、低温现象，安装空间极其有限，如何在有限空间内对高频、大电流的IGBT模块进行散热成为风电变流器散热设计的关键。目前，应用于风电变流器IGBT模块的散热器主要的散热方式有强迫风冷和强迫水冷两种。随着设备容量的增大，其散热方式由风冷逐渐向水冷发展，如果散热器设计不合理，将导致流阻较大，或散热均温性较差，降低了IGBT的使用寿命，甚至由于散热性能不足导致IGBT过热造成炸裂等事故，同时散热问题也是限制高压电力设备容量的主要因素之一。因此对IGBT散热器的研究 是电力电子行业发展的需要。
1.2 散热器设计基本原理
IGBT芯片依次通过衬板焊料，衬板，基板焊料和基板将运行过程中产生的热量传递到散热器，散热器通过和冷却水的换热将热量带出模块系统。
热传导是指由于冷却水与散热器直接接触时存在温差而发生的热量传递过程。其基本定律为傅里叶定律，即:
式中： q为热流密度，即为单位面积的热流密度， 为温度梯度，即温度在x方向的变化率;为散热器与冷却水之间的导热系数。
热对流是指冷却水与散热器流道壁面接触时发生的热交换过程，其基本定律为牛顿冷却公式:
式中：为对流换热系数；A为换热面积;为壁面温度;为流体温度。为对流换热系数，主要与流体的物理性质，表面换热形状、部位、表面与流体的流速有关。对于散热器设计而言，主要与散热面积以及流速相关。流速越大，散热面积越大对流换热效果越好，强制水
冷散热器对流换热系数通常为1000～1500。
1.2 冷却水流动分析
流阻在水冷散热器中也是重要的指标。流阻即冷却水经过散热器的压力损失。其流动满足不可压缩粘性流体一元流动的伯努利方程，冷却液流经散热器的压力损失即为散热器的流阻。冷却液流阻包括沿程流阻和局部流阻即：
式中:为冷却液流阻;为沿程压力损失；为局部压力损失;为沿程压力损失系数;为流道内水的平均流速;为流道长度;d为管道直径;为局部压力损失系数。
由传热原理分析可知，散热器内壁面与水的换热面积和温差越大，换热效率就越高; 散热器的结构决定流道越长，水流速度越快，换热就越充分，换热效率就越高，同时流阻也越大，而流动分析表明，散热器流道越长，水流速度越快，散热器的流阻就越大。因此散热器热阻与流阻性能成反向相关。
1.3 散热器实验方案
本次实验用的模拟热源由电热管、铝块、铜块和隔热板等组成，模拟热源底部涂覆导热硅脂后，通过螺栓紧固安装在散热器上。电热管具有良好的稳定性，其损耗可以通过变
频器进行电压电流调节而改变。为保证发热均匀，电热管尽可能分布均匀，热量依次经过铝块和铜块进行传递。铜块的厚度为20mm。其平面尺寸可依据其所替代的IGBT基板的尺寸而定。如在本实验中IGBT模块基板尺寸为：。实验室提供水系统可提供可变的流量输出。
二．风电功率组件水冷散热器设计
风电功率组件采用四个IGBT并联的方式构成单相组件，输出额定电流1000A，开关频率，同时考虑均流系数为0.85，每个IGBT模块输出电流为294.1A。风场现场水系统在流阻小于25KPa的流阻的前提下可以提供12L/min的50%的乙二醇。
表1 模型的物性参数
2.1 发热量的计算
IGBT模块是大功率组件的主要热源，且水冷散热器主要的散热对象为IGBT模块，进行散热功率计算时，只考虑IGBT模块损耗，IGBT模块损耗分为IGBT通态损耗、IGBT开关损耗、FRD通态损耗、FRD开关损耗。
单模块发热量预估： 为了保证IGBT在不因为过温而引起失效，以及考虑到散热器实验过程中发热块向周边的传热速率好于IGBT。仿真以及实验中将单个模块的发热量增加20%作为实验发热块的发热功率。即：2.2 原设计方案 原始方案在ECONODUAL模块衬板下，均匀的布置了12条槽道宽度为2mm槽深8mm的流道，每条流道在散热器有效的长度为789mm（往返3遍）。两侧水道较为稀疏，中间的两个模块发热量更为集中，实际入水口位置冷却液温度相对较低。 最大台面温升最大的位置出现在8号热偶点位置是合理的。最大台面温升为，最大温升超过了许用的温升。 该温升实验显示水冷板部分流阻为20.35KPa,加之汇流管以及水管部分所产生的流阻， 将有可能达到25KPa，则会有超过客户的水系统的额定流阻许可值。增加了客户的实用风险。应考虑合理的设计方案降低散热器的最大流阻。
2.3 优化方案1：
设计概述：
采用通用的直槽流道设计，散热器水冷板尺寸为：长X宽X高=368mmX172mmX19mm，流道槽深11mm槽宽2.5mm槽道间筋宽2mm，五流道并行，保证散热器水冷板内部槽道冷却液流速保持一致，槽道内流速为：
冷却液在流道内的流速处于1~2m/s之内，流道在IGBT衬板下每条流道有效长度1052mm（往返四次）水管和汇流管部分根据客户对外接口设计了对应的汇流管以及水管。
图2 散热器表面温度分布
组合屋 仿真结果分析：
在IGBT衬板下的普遍温升在27℃以上，各区域的温升最高点温度相差不大，散热器散热较为均匀。全局最大台面温升33K，高温度出现位置位于接近出水口的第二个模块的。
水冷板的全局流阻为18KPa,小于原设计的20.35KPa。仿真时未加入汇流管以及水管等附属流道，需要通过热工实验进行具体测量。
实验数据：
图3 拟定设计方案实验结果
实验分析：
实验结果中温升34.5K情况与仿真结果33K的最大台面温升基本一致，可见水冷板的仿真结论。从而可认定水冷板产生流阻约为18KPa，由于从入水口处测量出的45.12KPa流阻，应此水管以及汇流管部分共产生27KPa流阻。由于远超客户的流阻需求，应此对此从制造和设计因素两方面分析。
制造因素：
水管接头处存留明显焊渣堆积，缩小了水管的横截面积。水管处的截面积突变使致流阻的增加（通过更换正确水管接头对照实验，证明此处增加流阻约为3KPa）。
三维激光扫描系统 在铣去盖板面后，观察汇流管与水冷板接口处发现入水口出（右图）汇流管部分比出水口处（左图）要窄。
汇流管与水冷板交汇处由于汇流管加工错误使致流体从汇流管进入水冷板时截面变小产生了的流阻，经测量及计算得设计的流道横截面积为110制造出的流道横截面积为80。
设计因素：
由于水冷板的温升和流阻均符合客户需求，所以方案的改进将主要就附属水路中的汇流管以及水管部分的设计。
汇流管部分：由于在上述汇流管中的冷却液的流向一共经历了两次90°的转变。在汇流管内部中流道的截面较小，最小处面积仅为110。在汇流管中流速变化次数过多依次为1.77m/s，1.13m/s，1.81m/s，1.13m/s而且有两次流速变化的同时也进行了流向的变化。以上三种因素使得汇流管局部压力损失系数过大。通过单取汇流管进行仿真得：
图4 散热器表面温度分布
仿真结论表明：单件汇流管的存在可以产生6.1KPa流阻，于是散热器仅在汇流管部分就产生了12.2KPa。
水管部分：由于水管的水管内径过小，以及较长的水管长度，增加了水管部分的沿程流阻。
2.4 优化方案2
设计概述：
基于始的方案进行优化，将水冷板的尺寸扩充到长X宽X高=450mmX172mmX19mm,汇流管与水冷板的连接方式从拟定方案的两个面贴合，变成了单面贴合，省去了在汇流管内部的流道折弯，优化了散热器内部的流道布局，为减小流阻删去了不必要的结构。由原来的法兰通过螺丝紧固与汇流管密封，改为了由G3/8管螺纹与汇流管相配合以及端面装配密封圈来形成密封。增加了水管的内径
温升仿真分析：
图5 表面温度仿真分布
该方案与原方案的流道设计方案基本一致，温升状况没有多大的区别。
温泉浴片图6 内部流道中的压降
流阻分析：
由仿真结果分析得出散热器全局为20.2KPa。其中由于水冷板产生的流阻为：13.2KPa,由于两根水管产生的流阻为：3.2KPa,由于两根汇流管产生的流阻为：1.9KPa。
表2 散热器在不同工况下的实验结果
滚花铜螺母
通过两个设计方案的优化设计，使得最大台面温升下降5.4K，流阻下降约7.8KPa，最终使得设计方案符合客户的使用需求。
三． 结论
本文就功率组件IGBT模块为例，重新进行了水冷散热器的相关设计。通过针对散热原理，流体力学计算等公式对散热器进行定性的优化设计后。然后使用有限元分析软件ANS
YS，进行散热器的定量优化设计。通过方案对比以及局部结构分析实现了散热器的定型。
在水冷散热器的设计过程中温升和流阻这一对关键参数的均衡时散热器设计的关键。温升指标不能达标会使得散热器散热性能不够，影响功率器件的应用，整个散热器台面的温度不均匀则会导致器件输出的不平衡。而流阻的不匹配则会导致在整个变流器系统中的冷却水流量不能得到有效的控制，从而导致系统中其他部件的失效。
恒压变量泵 进行流阻问题优化时，应从冷却液压降截面图进行分析，选取压降变化速率较快处进行优化设计，主要关注点在于：冷却液流向发生改变的区域；流体截面积变化区域；流体截面积细小区域。
参考文献：
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