1纯电动汽车冷却散热的特点与需求
纯电动汽车的冷却散热需求与燃油车有很大差异，燃油车使用的汽油发动机的最高热效率约40%，而纯电动汽车所采用的电机电控的热效率普遍在90%~95%区间，电驱动总成的生热量远低于燃油车。但纯电动汽车的冷却散热有自己独特的需求，也面临一些新的挑战：
1)发动机的水温在高热负荷工况时可达100~120℃，而电机电控中的电子元器件使用寿命受高温影响很大，一般冷却水温要求在60~70℃。散热器一般布置在冷凝器后面，在外界40℃的环境下开空调时，经过冷凝器加热的气流可以达到60~70℃。对燃油车而言，发动机散热器的冷却液侧和冷却气流侧的温差（下文简称液气温差）仍然有40~50℃，而纯电动汽车散热器的液气温差会小于10℃，甚至零温差，散热困难。
2)充电时间长一直是纯电动汽车软肋之一。近几年，采用超大功率充电成为趋势，当前市场上已出现200kW以上的充电功率，电池包在超大电流充电时的生热量大大增加，早期采用循环冷却液将电池包的热量传递到前端散热器内进行空气对流换热的方法已不能满足电池包散热要求。采用空调冷媒对电池包进行冷却成为主流技术，这部分热量最终转移到冷凝器上散走，导致怠速充电时冷凝器的热负荷大大增加。在高温环境下，超大功率充电和空调制冷同时开启时（下文简称“双开”工况），冷凝器的热负荷远高于燃油车。而原地充电时没有迎面风，冷凝器散热条件差，成为纯电动汽车冷却散热的重大挑战。
3)为了提高充电功率，充电电压也在提高，车辆需配置“升压”系统来实现充电桩与电池包之间的电压转换，这个过程中也会产生热量，需要通过冷却系统散走。图1为不同充电功率，在日光曝晒下开空调和“升压”系统同时工作时，冷却模块的综合热负荷;随着直流充电功率增加，冷却模块热负荷呈线性上升趋势。
4)纯电动汽车对能耗和风阻要求更高，前舱格栅的进气面积远小于燃油车，对冷却散热不利。
5)纯电动车由于没有发动机噪声的掩盖，怠速时冷却风扇的噪声凸显出来，因此电动汽车对怠速风扇噪声的要求更严格。
综上所述，针对纯电动车型冷却散热的特点及需求，非常有必要开发专用的冷却模块，来满足整车热管理性能需求，同时兼顾风阻、NVH等其它性能的需求。
2现状及问题
2.1行业现状
当前在售的纯电动车型大部分沿用与传统燃油车型架构相同的冷却模块，将冷凝器与散热器一前一后布置（下文简称“散热器后置方案”），如图2~3所示。
采用这种布置结构，从前格栅进入的冷却气流先经过冷凝器加热，再冷却散热器。如前文所述，纯电动车在“双开”工况下，从冷凝器出来的风温即可达到60~70℃，比散热器内的冷却液温度还高，气侧不仅没有散热，反而出现“风加热水”现象，如图4所示。
要解决“双开”工况下电驱动总成水温高的问题，往往只能通过降低冷凝器的出风温度来实现。对于冷凝器的传热过程，列式如下：
Qevp表示蒸发器传递给冷媒的热量，即乘员舱制冷量
Qbat表示电池包传给冷媒的热量
Wcmp表示压缩机消耗电功率
Qloss表示空调系统沿程热损失（如管路热损失等）
Qcnd_air表示流经冷凝器气流从冷媒中吸收的热量
Cp_air表示流经冷凝器气流的比热容
mair表示流经冷凝器的气流质量流量
Tout_air表示流经冷凝器出风温度
Tin_air表示流经冷凝器进风温度
根据以上公式，为了降低冷凝器的出风温度，主要有以下两种方法：
1）采用更高性能的电子风扇，提高冷却系统送风量mair，降低流经冷凝器的出风温度。怠速工况下没有迎面风，提高冷却模块进风量只能依靠加大电子风扇功率和转速，但这将带来NVH风扇噪声加大的问题。
2）降低乘员舱制冷量Qevp或者降低用于电池包冷却的热量Qbat，从而减少冷凝器热负荷，降低流经冷凝器出风温度。但这将导致乘员舱制冷效果变差或电池包冷却能力不足。电池包冷却能力不足，电芯温度过高时系统策略将限制充电功率以防止电池温度过高，从而导致充电时间变长。
对市场上几款主流纯电动竞品车型，针对“双开”工况进行了对比测试，试验在高温环境模拟舱内进行，试验环境温度38℃，空调设置为最大制冷模式，阳光辐射强度1000W/m2，充电功率为车辆允许的最大充电功率。试验结果如图5所示，可发现在“双开”工况下行业普遍存在散热器水温偏高、制冷效果差、充电时间长等问题。各竞品多采用牺牲“双开”工况下的空调制冷效果，以保证尽可能大的充电功率，降低充电时间。
注：因不同车企试验方法和评价标准不同，充电时间和空调面部温度不做评价。一般乘员面部温度24℃~28℃时较舒适，仅做参考。
2.2大数据调研
“双开”工况与车辆使用的地理区域、环境温度、用户使用习惯、充电条件等多个因素有关，为研究“双开”工况在用户实际使用时出现的频率，针对比亚迪两款量产纯电动车型进行了大数据调研，其中A车型在华南地区销售较多，B车型在全国范围销售。通过大数据分析得到两款车型用户驾驶的实际环境温度分布如图6~7。在环境温度≥35℃时，A车型出现“双开”工况的比例为0.5%；B车型出现“双开”工况的比例为0.03%。
综上可知，高温条件下的“双开”工况在用户实际使用中存在一定比例，此工况需要纳入到纯电动车型热管理性能的设计评价体系中。
3可行性方案评估
相对于内燃机，电机的热效率高，总生热量小，纯电动汽车的散热器的液气温差小。分析某款纯电动汽车用的散热器的散热特性试验数据，如图8所示，发现在影响散热器换热能力的三个主要因素（液气温差，气侧流量，液侧流量）中，液气温差对散热能力的影响最大，气侧流量和液侧流量影响较小。增加散热器的液气温差是提升换热能力的最有效手段。考虑在高温环境时，冷凝器内介质的平均工作温度要高于散热器内介质的工作温度，因此可以考虑将散热器置于冷凝器之前。从前格栅进入的冷却气流先进入散热器，提高散热器液气温差。经过散热器加热后的气流再进入冷凝器。但这会导致冷凝器的散热变差，可将散热器尺寸减小，减小对冷凝器的遮挡，如图9所示。为了验证散热器前置方案对冷凝器进风量和进气温度的影响，分别采用前舱内流场三维仿真和冷却系统一维仿真方法进行研究。
4仿真验证
4.1前舱内流场三维仿真分析
前舱内流场仿真中对风扇风量的模拟精度非常重要，前人已经针对仿真软件中不同的风扇模型，如MRF模型、风扇动量源模型及风扇瞬态模型进行了大量仿真和对标工作[5,6,7,8]。在本文中采用STAR-CCM+软件进行仿真，风扇模拟采用行业普遍应用的MRF模型。该模拟方法在某车型的环境风洞试验中进行了仿真对标，采用阵列布置的（8叶片叶轮，测量范围0.5m/s~30m/s，精度±1.5%）叶轮式风速仪，风速仪的布置位置在冷凝器前，如图10所示，风速的仿真误差平均约10%，如图11~12所示。
基于某款纯电动A级轿车模型进行前舱内流场仿真，分别对采用“散热器前置”方案和“散热器后置”方案的冷却模块的进风量进行仿真，其中“散热器前置”方案中散热器芯体尺寸按照芯体比传统方案减小一半进行CFD仿真分析对比，后续基于一维冷却系统仿真模型精细化匹配分析散热器前置后的芯体尺寸需求。
从进气格栅到冷却模块之间的进气通道采用传统的密封方案，即在上下左右均设计独立的拼接式的导流板，如图13~14所示。结果发现采用“散热器前置”方案可显著提高冷凝器的通风量，如图15所示。
虽然散热器前置后，会部分遮挡冷凝器，但由于散热器减小，冷却模块由原来的两层换热器变为一层半，整个模块的流动阻力降低，冷凝器的通风量反而上升。
纯电动汽车对风阻的要求通常更高，为减少前舱内流阻力，进气格栅的开口面积明显小于燃油车，通常只在前保险杠下部设计进气格栅，只有冷却模块下部正对迎风气流，从而导致冷却模块表面的风速均匀性要低于燃油车。而风速均匀性的降低会使冷却模块的通风量降低，因此如何提高散热器和冷凝器表面的风速均匀性也很重要。采用密封效果更好的全密封导流罩是一种很有效的措施，它可以减少前格栅冷却气流的泄漏，提高气流经过冷却模块的利用率。如图16和图18所示，该导流罩采用一体密封成型，密封效果优于传统的拼接式导流板。同时本文也考虑了将冷却模块倾斜布置的方案（简称“散热器前置+全密封罩+倾斜”方案，如图17），图19为不同方案的冷却模块进风量。图20~23为车速0km/h、140km/h，冷却风扇全开时冷却模块倾斜方案对模块风速均匀度的影响。
综上可知：
1）采用散热器前置方案的冷凝器进风量，比散热器后置方案增加4%~8%，其中车速0km/h时（对应“双开”工况）进风量增加比例可达6%。在不增加风扇功率的前提下可有效提升冷凝器的进风量。
2）采用“散热器前置+全密封罩”方案，可以减少从前格栅到冷却模块之间流道的气流泄漏，冷凝器进风量可增加约17%。
3）采用“散热器前置+全密封罩+倾斜布置”方案，冷凝器表面风速均匀性提升明显，冷凝器进风量可增加20.5%~22.6%。
4.2冷却系统一维仿真分析
采用AMEsim软件搭建电动力总成冷却系统和空调系统的一维模型，研究不同冷却模块布置方案对空调能耗的影响。因为研究重点在于不同冷却模块布置形式对散热器散热、冷凝器散热和压缩机功耗的影响，为了提高仿真效率减少不必要的变量，本次仿真模型中未建立电池包内部详细的冷却系统模型，仅建立电池包板式换热器模型用以模拟电池包热负荷传递到空调冷媒系统的传热模型，如图24。
在一维仿真模型中考虑环境温度、车速、动力总成热负荷等变量，综合评估不同整车负荷下的整车热管理性能表现。首先为了确定散热器前置对芯体尺寸的实际需求，利用一维仿真验证了不同散热器芯体尺寸下电驱动总成水温，如图25。综合考虑减小前置散热器的尺寸对冷凝器的遮挡效应，“双开”工况电驱动总成水温，以及高速大负荷时电驱动总成的散热需求，最终选定前置散热器的芯体尺寸减小1/2的方案。
为了验证散热器前置后对空调系统散热能力影响，选取大负荷高速爬坡工况（环境温度43℃，车速80km/h，爬坡度5%，阳光辐照强度1000W/m2），对不同冷却方案进行一维仿真对比分析。
高速爬坡工况对电驱动总成输出功率需求较大，导致散热器散热负荷需求较大，因此分析高速爬坡工况下不同冷却模块方案对空调系统压缩机能耗影响，具备较高的对比性和代表性。
在一维软件中分析“散热器前置方案”配合不同的导流密封方案及倾斜布置方案对空调系统能耗影响，仿真结果显示：高速爬坡工况下采用“散热器前置+传统导流密封”方案压缩机能耗仅略微增加0.1%，而采用“散热器前置+全密封”和“散热器前置+全密封+倾斜”方案压缩机能耗分别可降低3%和5%，如图26。这主要得益于“全密封”对导流冷却模块导流密封性能提升和“倾斜布置”对冷却模块进风风速均匀性提升两个方面，最终实现冷凝器进风量显著提高，如图19。
为了全面验证“散热器前置”、“全密封罩”及“倾斜”方案对电驱动总成散热影响，基于“双开”工况、低速爬坡、高速爬坡和高速工况，分别在一维冷却系统匹配模型中进行仿真分析，评估结果如图27~28。
采用“散热器前置+全密封罩+倾斜”方案的电驱动总成散热器，虽然进风量比“散热器后置方案”在不同的整车工况下进风量会损失50%~70%，但进风温度同时可降低15℃~20℃，在水温最高的“双开”工况，水温可降低19.6℃，在其它大负荷行车工况水温可降低4~8℃。
综上，采用“散热器前置”方案不仅避免了“双开”工况出现“风加热水”的问题，对空调能耗也基本无影响。而采用“散热器前置+全密封罩”方案在不同的热负荷工况下可显著改善空调能耗3%~5%，如可进一步倾斜布置，空调能耗可降低5%~10%。
5实车验证
5.1试验方案
冷却模块倾斜布置对前舱总布置空间的要求较高，改车难度大，下文试验部分仅针对散热器前置和全密封导流罩方案，在实车上更换冷却模块进行试验。验证方案及内容如图29所示。
注：
a)高温能耗试验方法参照EV-TEST试验方法；
b)空调降温性能试验方法参见《QC/T658-2009汽车空调制冷系统性能道路试验方法》；
c)热平衡性能试验方法采用企业标准。
d)○代表对应方案进行此项性能试验
e)●代表对应方案未进行此项性能试验
为了提高对比试验的有效性，减小变差，针对单一方案的验证均保证以下对比因素：
1)使用同一车辆
2)同一环境舱
3)相同的测试传感器
4)车辆试验前进行充分保温，保证乘员舱、电池包起始温度一致
5)两轮对比试验间隔时间尽可能短
5.2“散热器前置”方案
（1）整车热平衡性能
为了评估“散热器前置”方案的电驱动总成的散热能力，首先进行整车热平衡性能试验，试验工况包括高速、高速爬坡、中速爬坡、低速爬坡、急加速减速及“双开”工况，同时为了验证“散热器前置”方案对不同环境温度市场的适用性，同时针对中国市场和中东市场进行了试验对比，如图30。在散热器与冷凝器之间，以及未被散热器遮挡的冷凝器前各布置3个T型热电偶，用于测量冷凝器前的进风温度，如图31。分析数据可知：
1)在行车热平衡工况下，“散热器前置”方案中冷凝器局部（散热器遮挡部分）进气温度上升1.5℃~2℃，电驱动总成水温变化+2℃~-3℃，如图32~33。
2)“双开”工况，“散热器前置”方案电驱动总成水温可降低10℃~20℃，如图33。
3)行车热平衡工况下压缩机能耗增加0.2%~0.4%，如图34。
“散热器前置”方案在高速行驶和高速爬坡工况，水温略高于“散热器后置”方案，这主要和电驱动总成生热量相对于其它工况更大，而散热器尺寸较小有关，但水温均在要求范围以内，可以满足全球最严酷的中东市场环境温度要求。在“双开工况”，电驱动总成水温明显更低，可解决“散热器后置”方案中东市场电驱动总成水温报警问题，同时对改善乘员舱制冷及电池冷却效果有帮助，如图33~35。
（2）整车空调降温性能
在整车环境模拟舱内进行整车降温性能试验，利用HIOKI功率分析仪（PW6001，功率测量精度±0.05%）采集压缩机输入端电压、电流。从降温效果及空调系统能耗两个方面对“散热器前置”方案进行试验对比分析，评价子指标主要包括：降温速率、行车维温、怠速维温及压缩机能耗等，通过试验对比分析结论如下：
1)乘员舱内的制冷效果基本相当；如图36中乘员面部平均温度的降温曲线
2)由于两次试验电池包冷却的开启时间长度和能耗不同，“散热器前置”方案的压缩机能耗略低，但这无法表明其与冷却模块布置方案的关系；
3)冷凝器前（散热器遮挡部分）的进风温度上升＜1℃。
（3）高温能耗试验
按照EV-TEST针对电动车高温续航测试标准要求，对两个方案分别进行高温能耗测试。试验共行驶10个NEDC循环（1个NEDC循环约11km）进行对比测试。
试验中针对能耗数据采集，通过HIOKI功率分析仪（PW6001，功率测量精度±0.05%）在配电箱输入、输出端采集电池包输出端、压缩机输入端、电控输入端、低压DC输出端的电压、电流进行，如图37。
试验车型的电池包冷却采用液冷方案，即在板式换热器内先用空调冷媒冷却电池包的冷却液，再用冷却液循环冷却电芯。
为了避免试验过程中可能因电池包冷却状态不一致导致的能耗差异问题，分别增加了一轮屏蔽电池包液冷的对比试验，试验显示“散热器前置”方案能耗表现更优，屏蔽电池冷却后热管理系统能耗（包括压缩机能耗、电子风扇能耗、空调鼓风机能耗、电子水泵能耗）可降低约5%，如图38。
综上，“散热器前置”方案在整车热平衡性能、整车空调降温性能和高温能耗方面存在很大优势，并可满足中东等高温市场的散热需求，空调制冷能力相当，而空调能耗更低。
5.3“全密封罩”方案
继续对“全密封罩”方案进行试验对比验证，在冷凝器前正对下格栅中间位置和冷凝器上部1/4位置各布置3个测点，如图39。试验显示采用全密封罩对散热和空调能耗改善明显：
1)高温能耗测试中，空调系统能耗降低8%，如图40；
2)低速爬坡工况，电总成水温下降6℃，压缩机功率下降17%；
3)“双开”工况下，空调制冷效果明显改善，电池温度明显降低，充电时间减少42%，如图41。这是由于“双开”工况由于没有迎面气流，风扇排出的部分热风会回到散热器前，导致“热回流”，而全密封导流罩可显著改善热回流，冷凝器前进风温度明显下降，如图42。
4)
5.4“散热器前置+全密封罩”的综合影响
将“散热器前置”和“全密封罩”进行合并验证，在散热器与冷凝器之间布置3个T型热电偶，用于测量散热器前置后冷凝器局部进风温度，如图43。试验方案及流程与前面两轮试验保持一致。
最终方案验证结论如下：
1)高温能耗工况下热管理系统能耗可降低11.5%，如图44。
2)“双开”工况压缩机功率可降低10%，电驱动总成水温可降低15℃，如图45。
3)热平衡大负荷爬坡工况下，压缩机能耗可减小7%~7.88%，如图46。
4)在行车热平衡工况下，冷凝器局部（散热器遮挡部分）进气温度上升约0.5~1.5℃，如图47所示。
综上所述，采用“散热器前置+全密封方案”不仅解决了“双开”工况下电驱动总成水温高问题，同时对于改善高温热管理系统能耗有较大帮助。且“散热器前置后”芯体尺寸可缩小一半，有利于冷却模块减重降本。另外，采用“散热器前置+全密封方案”不需要额外提高电子风扇转速和功率，不会影响整车NVH性能。
6总结
本文从纯电动车车型的热管理特点和需求出发，结合用户大数据信息，识别出纯电动车型在”双开”工况下面临的严峻的散热挑战，为了开发针对纯电动车型的冷却模块架构，分别利用仿真分析和基于实车的试验对比，进行充分详细的论证。最后发现，“散热器前置+全密封罩”方案可以很好的适用纯电动车型，不仅可以解决“双开”工况的散热挑战，同时有利于降低高温热管理系统能耗。
文章来源：比亚迪汽车工业有限公司