散热模拟范文（精选5篇）
散热模拟 第1篇
1 变频器散热系统的设计
变频器散热系统的设计可分为3个步骤:首先根据负载情况计算功率器件的功率耗散;其后选择相应的散热方案, 如选择散热器、冷却方式, 设计风道等;据此计算散热器热阻, 以大致算出散热器与功率器件的温度;最后根据各点的温升, 以及实际环境条件, 确定最终的散热方案[3]。
1.1 散热器的设计选型
器件散热时的热阻主要包括PN结到管壳热阻Rthjc、管壳到散热器Rthcs、散热器到环境Rthsa。其中第一项热阻为IGBT出厂时的固定值, 由IGBT本身的材料、散热方式决定, 变频器系统设计者的主要任务是找到合适的方法降低后两项热阻。在进行散热器设计选型时, 必须综合考虑以下参数:散热系统占据的有效空间容积;功率开关器件的最高允许结温Tjmax;功率开关器件的耗散功率Ploss;功率开关器件的热阻;功率开关器件工作时最高环境温度TA;冷却方式。根据以上条件可得最大容许热阻为:
1.2 风机选型与风道设计
在强迫风冷方式下, 散热器的热阻与风机提供的风量有很大的关系。风机的风压根据散热器设计时所需要的热阻, 通过查找热阻-风压曲线来确定, 此曲线可以由风扇的厂家给定。设计风道时应考虑:选用合适的方法增强散热器与空气的换热, 如可加大流速、散热器表面黑化处理等提高散热效果;尽量减少风道的风阻;优化风道的形状, 对于散热性能的提高也有比较明显的效果。
采用插片式铝制散热器, 散热器垂直安装, 长度为680mm, 共21个翅片。选用直径为310mm的离心风机, 工作点时的风量为9m/s, 背压为500Pa。
2 基于ANSYS的散热系统的模拟
在进行模拟时, 通常有两个方案可供选择:先用FLUENT算出翅片的换热系数再加到IGBT基板上;采用流固耦合的换热的方法进行计算。虽然第一种算法比较简单, 但考虑到3个IGBT在散热器的位置不同, 平均的换热系数并不能准确反应温度分布, 因此决定采用第二种方法。
2.1 ANSYS散热模型的建立
利用ANSYS分析系统的散热性能能否满足要求, 合理的简化模型是得到正确结果的关键, 简化后的散热模型如图1所示。系统模拟的关键在于对IG-BT模块的正确建模和对流道的正确建模。在一个IGBT模块里面, 数个功率半导体被集成在一块基板上, 这些芯片的底面被焊接于一块绝缘的衬板上。采用的IGBT模型如图2所示。
2.2 边界条件的确定
在进口处采用速度进口, 进口的速度为9m/s, 出口处采用压力出口, 压力值为500Pa, 环境温度选用22℃, 采用标准湍流模型。根据相关计算, IGBT上耗散功率PIGBT为890W, 二极管上耗散功率为150W, 为其最大值。对其进行计算, 以验证散热器系统设计的正确性。
2.3 计算结果分析
分析计算模拟结果 (如图3所示) 可知:最上面IGBT结温Tj约123℃, 中间和下面IGBT的结温Tj为约116℃。而IGBT芯片允许的最大结温为150℃, 在任何情况下都不允许超过其额定值, 最差环境下的最大结温限定在125℃或以下。IGBT的最高温度为123℃, 小于最差条件下的结温, 证明散热系统设计正确。
3 结语
通过相关分析计算, 建立变频器IGBT系统散热模型, 并通过ANSYS对模型进行分析, 得到散热片以及功率器件内的热场分布, 证明此散热系统可达到IGBT在大功率大电流下的工作要求。将计算结果与实验结果对比, 基本吻合, 误差在5%的裕度范围内。
摘要：通过相关分析计算, 建立IGBT系统散热模型, 应用Ansys软件对所设计的散热系统进行热仿真, 结果表明设计的散热系统符合要求。
关键词：IGBT,散热,热阻
参考文献
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散热模拟 第2篇
平板式水冷散热器通常是在导热性能好的铝板材上加工出冷却水的流道, 再焊接一层盖板封闭起来。为提高平板式水冷散热器的性能, 研究者们对平直槽道[1,2,3]、圆形截面流道[4]、S形回弯流道[5]、S型加分流片流道[6]和翅柱[7,8,9]等不同流道结构形式的平板式水冷散热器进行了研究, 有部分研究成果中的数值模拟结果得到了实验数据的验证。Lee Tien-Yu[10]用仿真的方法对IGBT功率模块的水冷散热器进行了优化分析。揭贵生[11]等从理论上对层流范围内平板式水冷散热器的槽道数、槽道高度、槽道占空比与散热器的热阻进行推导, 形成了任意尺寸平板式水冷散热器的参数优化方法, 并用具体算例进行了理论计算与CFD仿真的对比验证。
然而, 焊接过程中可能会存在虚焊, 导致平板式水冷散热器存在泄漏的风险。管式水冷散热器[12]通常将铜管或不锈钢管嵌入在铝底板上, 管路通过机械压力折弯和轧平, 其焊接工序较少, 可以有效避免泄漏的风险, 在工程中 (如矿井、石油、化工等) 得到一些应用。李文顶[13]对管式水冷散热器的不同水道结构进行了仿真分析, 制作的样机在长期运行情况下未发生报警现象, 证明了管式水冷散热器的设计能满足中压矿用变频器热设计的要求。石书华[14]等对三电平静止频率变换装置的管式水冷散热器进行了有限元计算, 并通过实测数据验证了温度场计算模型的合理性和计算结果的准确性。
为分析某管式水冷散热器的性能, 本研究采用Hyper Mesh软件建立仿真分析用的网格模型, 再利用FLUENT软件得到流速分布、压力分布和温度场分布, 对比分析流量、管材和底板厚度对IGBT芯片最高温度的影响, 并对优化改进方案进行探讨。
1 管式水冷散热器的结构
工程应用中, 常常将多个IGBT元件安装在同一个散热器上, 并搭配一定的电气部件和控制电路, 从而组成特定功能的变流器模块。管式水冷散热器上安装了6个IGBT元件, 可用于实现三相桥臂逆变的功能, 其结构示意图如图1所示。
外径9.5 mm、管厚1.24 mm的铜管通过机械压力折弯成多个回路, 镶嵌在14 mm厚的铝底板 (x和z方向的尺寸分别为480 mm和550 mm) 中。为了增大铜管与IGBT元件的接触面, 减小水冷散热器与IGBT元件之间的界面热阻, 可将铜管轧平 (模型的局部结构及网格划分如图2所示) , 并严格控制IGBT元件安装面的表面粗糙度。
2 仿真模型
仿真建模过程中, IGBT元件与底板、铜管与底板之间均设置了100μm的导热硅脂 (导热系数为1 W/m·℃) , 以考虑接触热阻的影响。综合考虑IG-BT元件内部包含的Al Si C基板、焊料层、铜层、Al N层、芯片、绝缘材料等材料层的厚度, 以及模拟管内流动状态细节的需要[15], 网格最小尺寸选择0.5 mm, 且在靠近管壁处划分了5层边界层网格。为限制网格数量过于庞大, 稍远离管路的底板网格尺寸由0.5 mm逐步过渡至2 mm。利用Hyper Mesh软件的linear solid方法, 可以创建圆形管路与轧平管路过渡处的六面体网格 (如图2所示) , 其它区域可通过solid map方法创建出以六面体为主, 极少数为五面体的高质量网格模型。Hyper Mesh软件与FLUENT软件之间有完全兼容的文件接口, 建立的仿真模型网格数量为1.6×107, 可以准确地导入至FLUENT软件中。
通过电气参数的计算可知该水冷散热器上6个IGBT元件的平均损耗均为1 500 W, 损耗作为IGBT元件中的IGBT芯片和二极管芯片的均布体积热源进行施加。冷却介质采用40%乙二醇和60%水组成的混合物, 入口温度为50℃, 对应的冷却介质密度为1 034.6 kg/m3、比热容为3 644.6 J/kg·℃、导热系数为0.454 3 W/m·℃、动力粘度为1.174 710-3kg/m·s。管路的入口边界条件设置为速度入口, 出口边界条件设置为压力出口, 参考压力为1标准大气压, 管壁为无滑移的共轭传热面。冷却介质的入口流量为10 L/min, 折算成入口平均流速为4.306 m/s, Re数为26 624, 可以判定管内中心部位的流动状态为湍流, 因此, 笔者选择标准k-ε模型进行仿真分析。由于管壁对湍流有明显的影响, 已有实验研究表明靠近管壁区域称为粘性支层, 为层流状态, 分子粘性对于动量、热量和质量输运起到决定作用。为反映边界层的影响, 本研究采用了FLUENT软件中提供的近壁面模型[16]。
仿真模型中考虑到重力的影响, 设置y轴负方向为重力方向, 加速度值取9.81 m/s2。
求解计算使用了DELL T7600台式工作站 (32CPU、256 GB内存) 和Windows 764位操作系统, FLUENT软件的求解计算设置为8CPU并行, 将收敛残差准则设置由默认的10-3改为10-6, 计算1 900步耗时30余小时后, 可得到收敛的仿真结果。
3 计算结果及分析
3.1 速度场与压力场分析
管路中间截面的流速分布如图3所示。可以看出, 冷却水在铜管直线段的流速较为均匀, 在圆弧转折区域的流速出现一些变化, 圆弧转折区域有较大的局部阻力损失, 导致最大流速 (7.12 m/s) 出现在这些区域。从图3中还可看出管壁附近的流速最小, 管路中心的流速大, 这是由于管壁对流体流动有阻碍作用所导致的。
管路的出口为压力出口边界条件, 冷却水从入口进入并在铜管内流动时, 必须克服沿程阻力损失和局部阻力损失, 由此产生冷却水在管路中的压降为685 k Pa, 入口侧的压力比出口侧大, 由入口侧到出口侧呈递减的变化趋势。该管式水冷散热器的压降数值远大于平板式水冷散热器。这个压降对于电力机车上的水泵而言, 是不能满足使用要求的, 但是对于水压一般在几个MPa左右的矿井工况, 该压降是可以接受的。
3.2 温度场分析
整体的温度场分布如图4所示。可以看到IGBT元件的芯片温度最高, 为90.09℃, 与冷却水入口温度相比, 温升为40.09℃。冷却水在管路中流动时, 管路的第2道与入口侧的第1道为逆流关系, 第3道又与第2道为逆流关系, 依此类推。从整体来看, 冷却水不断从流经的区域吸收热量, 冷却水的温度在升高, 导致带走热量的能力有所下降, 使得靠近入口侧管路的芯片温度最低, 靠近出口侧管路的芯片温度最高, 两者可以相差约21.5℃。
通过分析元件安装面的温度场分布可知, 靠近出口侧的IGBT元件下方的温度比靠近入口侧高, 最高温度可达75.04℃, 与冷却水入口温度相比, 温升为25.04℃。IGBT元件的芯片产生热量, 需要经过焊料层、Al N层、铜层、Al Si C基板和导热硅脂, 才能到达散热器上, 因此, 散热器上的最高温度值要低于IGBT元件芯片上的最高温度值。还可得出铜管的温度比临近的铝底板温度低一些, 是由于铜管上的热量可以迅速地被冷却水带走, 而铝底板的热量需要通过导热硅脂和铜管这些导热途径后被冷却水带走, 对应的热阻要大一些。
3.3 对比分析
前面分析了额定流量下的管式水冷散热器计算结果, 针对该结构的水冷散热器, 通过改变流量可以获得一些曲线, 从而了解该散热器更为详细的性能信息。入口流量从2.5 L/min至15 L/min的压降变化曲线如图5所示。可以看出随着流量增加, 压降基本上呈流量的二次方关系增长。15 L/min流量时, 压降大约为1.42 MPa, 这要求水泵的工作压力必须克服该压降, 否则该水冷散热器无法达到相应的冷却性能。由压降的数值可以说明受单根管路沿程阻力损失和局部阻力损失的限制, 单根管路所允许的长度是有限的, 因此, 在实际工程应用中, 可以考虑多个管路并联的情况。
不同流量 (2.5 L/min至15 L/min) 和管材 (铜管和304不锈钢) 对IGBT元件芯片最高温度的影响如图6所示。随着流量的增加, 采用两种管材散热器上的芯片最高温度均在降低, 流量超过10 L/min后, 芯片最高温度的降低趋势变缓。由于304不锈钢的导热系数为16.7 W/m·℃, 与铜的导热系数 (386 W/m·℃) 相比, 导热系数相当于铜的1/23, 由温度的差值较大可以说明导热系数对水冷散热器的热性能有较大影响, 因此, 在工程应用中, 宜选用导热性能好的铜管。
入口流量10 L/min, Al底板厚度在14 mm~20 mm变化时的芯片最高温度对应情况如图7所示。由图7可知, 随着底板厚度的增加, 芯片最高温度基本上成线性下降的趋势, 由于温度下降的幅度只有0.27℃, 说明了底板厚度的改变对散热器的热性能改善影响不大, 因此, 为了节省材料, 可以在保证水冷散热器机械强度的前提下, 尽量减小底板的厚度。
4 改进设计
由于单根管路的长度对压力损失的影响很大, 使得压降随流量的增加而迅速增大, 而散热效果改善的程度在减小, 且出口侧和入口侧的温度相差较大, 水冷散热器的均温性不好, 不利于IGBT元件的可靠运行。为克服单根管路结构形式的缺点, 对水冷散热器的设计进行了改进, 改进方案的结构示意图如图8所示。图中的水冷散热器采用2根管路, 管路1的入口、出口分别紧挨管路2的出口、入口, 形成逆流的方式, 以实现温度较为均匀的目的。
2根管路的入口流量均为5 L/min时, 仿真得到的整体温度场分布如图9所示。可以看到IGBT元件的芯片温度最高, 为90.94℃, 温升为40.94℃。靠近管路1入口侧的芯片温度最低, 靠近管路1出口侧的芯片温度最高, 两者可以相差约15.7℃。由于管路2流经发热区域的路径比管路1少, 冷却介质带走的热量较少, 其出口的温度为62.7℃, 而管路1的冷却介质出口温度为66.01℃, 导致了靠近管路1入口侧温度低。芯片最高温度和安装面上的最高温度比改进之前分别高出0.85℃和1.9℃, 但从温度的均匀性来看, 芯片温度和安装面温度均比改进之前要好。
冷却介质在管路1和管路2中的压降分别为118.4 k Pa和133.6 k Pa, 相较单根管路在10 L/min时的压降 (685 k Pa) 降低了约80%。出现管路2的长度比管路1短, 压降反而增大的原因在于:为避免管路2与管路1干涉, 对管路2进行了较为急剧地向上弯折, 导致局部的压力损失很大。从改进前、后的压降数值来看, 改进方案的压降有了明显地降低, 为进一步降低IGBT元件芯片温度, 可以适当增加管路1和管路2的入口流量, 产生的压降仍将小于改进前的方案, 因此, 可以说明适当的优化措施可使管式水冷散热器的性能更好, 有利于在其他场合的推广应用。
5 结束语
本研究通过建立管式水冷散热器的仿真模型, 综合分析了流量、管材和底板厚度对IGBT芯片最高温度的影响。研究结果表明:
(1) 冷却水只能在单根管路内流动时, 缺乏其他旁路的分流, 使得压降随流量的增加而迅速增大至MPa级, 过大的流量将不利于水冷系统的安全稳定运行;
(2) 随着底板厚度的增加, 芯片最高温度基本上成线性下降的趋势, 但温度下降的幅度很小, 可以在保证水冷散热器机械强度的前提下, 尽量减小底板的厚度;
(3) 管路的导热系数对水冷散热器的热性能有较大影响, 在工程应用中宜选用导热性能好的铜管;
(4) 由于管式水冷散热器的压降要大于平板式水冷散热器, 入口侧和出口侧的芯片最高温度相差较大, 均温性较差, 可以考虑多管路并联方式的结构设计。
本文引用格式:
唐玉兔, 丁杰.管式IGBT水冷散热器性能的数值模拟研究[J].机电工程, 2014, 31 (7) :870-874.
散热模拟 第3篇
为了分析水冷散热器的性能, 可采用实验和仿真[1~8]两种手段进行研究。由于IGBT元件的芯片被绝缘材料封装起来, 需将绝缘材料去除后才能测出其内部芯片的结温, 这很容易使IGBT元件遭受机械损伤, 此外, IGBT元件的损耗特性与芯片结温有很大的关系[9], 容易因为结温的波动而带来很大的实验误差, 因此, 进行较为精细的实验研究时, IGBT元件不利于直接作为实验热源, 需要采用合适的模拟热源以反映IGBT元件的发热方式。本文采用FLUENT软件对比分析某实验用的模拟热源和IGBT元件发热方式的区别, 并对改进后的模拟热源进行了分析, 仿真结果可为模拟热源的设计改进和散热器的实验研究提供理论依据。
1 模拟热源的结构
某实验用的模拟热源由电热管、铝块、铜块和隔热板等组成, 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, 平面尺寸可按照IGBT元件基板的大小而定, 如140mm×190mm的IGBT元件基板尺寸为137mm×187mm。
2 仿真模型
图2和图3分别是在水冷散热器上安装了6个模拟热源和IGBT元件的几何模型, 水冷散热器内部的槽道结构如图4所示, 其几何结构与文献[10]的区别仅在于入口和出口进行了对换。
本文选择与文献[10]基本相同的条件和参数, 网格尺寸为0.5mm、冷却介质为17.6℃的纯净水、入口流量为30L/min、每个IGBT元件损耗为2952W。针对模拟热源, 将2952W损耗均匀分配在6根电热管上。IGBT元件、模拟热源与水冷散热器之间的接触热阻通过100�m的导热硅脂来体现。选择标准k-ε模型, 并将收敛判据由FLUENT软件默认的10-3改为10-6, 以提高计算精度。
3 计算结果及分析
3.1 流场分析
图5和图6分别是槽道中间截面的流速分布和压力分布。最高流速为2.4m/s, 冷却水在槽道内流速的最高值和最低值主要出现在转折区域, 这是由于该区域流动截面积突变而易形成漩涡所致。冷却水在槽道内的压力损失为18.7k Pa。由于内部的槽道不具备对称性, 因此, 入口和出口交换后的流场计算结果具有很大的差异。
3.2 温度场分析
图7是水冷散热器上安装了模拟热源的温度场分布结果, 其中的温度标尺为所见即所得。图7 (a) 是模拟热源安装面的温度场分布, 对应模拟热源下方的最高温度为36.6℃。图7 (b) 是模拟热源底面 (与水冷散热器相贴合的面) 的温度场分布, 该表面的温度范围是47.8~58.1℃。图7 (c) 是整体的温度场分布, 模拟热源上的最高温度为70.7℃。图7 (a) 和图7 (b) 的温度场分布结果差异很大是受导热硅脂的影响所致, 尽管导热硅脂的厚度只有100�m, 但导热系数很小 (1W/m℃) , 从而产生的影响很显著。
图8是水冷散热器上安装了IGBT元件的温度场分布结果。图8 (a) 是IGBT元件安装面的温度场分布, 芯片正下方对应的温度最高, 为37.7℃。图8 (b) 是IGBT元件底面的温度场分布, 该表面的温度范围是25.4℃~55.7℃, 温差范围很大, 温度分布很不均匀。同样由于导热硅脂的影响, 图8 (a) 和图8 (b) 的温度分布存在较大差异, 温度值相差亦较大。图8 (c) 是整体的温度场分布, IGBT元件上的芯片温度最高, 为70.4℃。将图8和图7进行对比分析, 可以看出温度标尺的最高温度值尽管相差不大, 但是带模拟热源的温度场分布特点与带IGBT元件的有很大区别。这表明模拟热源的发热方式与IGBT元件存在相当大的差异, 在利用模拟热源进行散热器的实验研究与结果分析时, 需要特别注意。
3.3 改进后的模拟热源
针对图7和图8的温度场分布存在很大差异的情况, 需要对模拟热源进行适当改进。考虑到电热管的热量依次经过铝块和铜块传递, 铝和铜的导热系数高, 模拟热源上的均温性较好。IGBT元件的芯片尺寸很小, 热量需经过焊料层、Al N层、Al Si C基板等传递, 沿芯片正下方传递的热量较多, 沿芯片两侧Al Si C基板传递的热量较少, 而且导热热阻和扩展热阻在共同产生作用[11]。对原有模拟热源进行改进后的结构分解示意如图9所示, 将铜块2机械加工出许多小凸台, 使其平面尺寸和位置与芯片的尺寸和位置相同, 铜块1用于将铝块上的热量较为均匀地传递给铜块2的小凸台。
图10是对模拟热源进行改进后的温度场分布结果, 选择与图7和图8相同的部位进行显示, 以便于进行对比分析。图8和图10相比, 改进前后的模拟热源的温度场表现形式有很大的不同。图10 (a) 、图10 (b) 分别与图9 (a) 、图9 (b) 相比, 改进后的模拟热源的温度场与IGBT元件发热方式的温度场基本一致, 但温度的范围不同, 尤其是图10 (b) 所示的温度范围是30.5~52.3℃, 比25.4℃~55.7℃的范围要小, 这是由于铜的导热系数大于IGBT元件中许多材料层的导热系数, 使得温度均匀性比IGBT元件更好一些。
3.4 热流密度的对比
通过温度场分布的对比分析, 主要可以从温度场分布趋势与温度范围两方面进行探讨, 但不利于了解热量的分布情况。图11分别为模拟热源底面、IGBT元件底面、改进后的模拟热源底面3种方式的热流密度分布结果, 图中数值对应的单位为W/m2。可以较为清楚地说明3种方式因不同的结构而产生了不同的热量分配形式, 图11 (a) 所示的模拟热源底面热流密度不同于均布面热源, 因此, 工程应用中通常采用均布面热源假设的仿真结果将与采用模拟热源进行实验的结果有区别。图11 (c) 与图11 (a) 有很大区别, 与图11 (b) 区别较小, 说明改进后的模拟热源更能准确地反映IGBT元件的发热方式, 可以大大减小实验研究中的误差, 为准确分析水冷散热器的换热性能提供了好的基础。
4 结束语
通过改进前后的模拟热源与IGBT元件发热方式的仿真分析和对比研究可知, 改进前的模拟热源均温性较好, 但热流密度并非完全均匀分布, 与工程应用中通常采用的均布面热源假设有区别, 不能真实反映IGBT元件的发热方式。改进后模拟热源的热流密度分布与IGBT元件基本相同, 能够较为真实地反映IGBT元件的发热方式, 有利于散热器性能实验的研究。此外, 尽管导热硅脂的厚度很薄, 但导热系数很低, 使得被分隔区域的温度场分布存在很大的差别, 这在实验研究时必须予以关注。
参考文献
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散热模拟 第4篇
为了解决CPU核心区域的散热器问题, 优化水冷散热器的结构设计, 使水冷散热器的性能大大提高, 国内外先后对散热器的翅片结构布置和形状类别、进出口位置做了大量的实验研究[1], 得出了最为适用的CPU水冷散热器。这种CPU散热器采用微通道技术, 采用0.2 mm的40道紫铜片布置在水冷头内部, 其大大加大了散热器的换热面积, 换热面积达到了2.16 cm 2。但是在国内学者研究中, 发现了翅片式水冷散热器存在一定问题。因此, 本文引入了一种新型结构来解决此问题, 这种新型CPU散热器在中心布置冷却液进口, 通过渐缩喷口增加流体速度, 形成射流, 直接冲刷CPU芯片位置, 然后通过减少流体边界层来, 增加对流换热系数, 最后通过放射状翅片带走其他部分热量。
为此, 我们对两种水冷CPU散热器通过FLUENT流体模拟软件进行数值计算, 对其换热器的性能做出对比, 总结出最佳的实验数据, 研究结果可为以后CPU水冷散热器设计提供理论依据。
1 常规CPU水冷散热器的模拟
1.1 常规式水冷散热器参数模型
图1为微通道CPU水冷散热器的结构示意图, 内部采用0.2 mm的翅片密集排列, 翅片间距为1mm, 翅片长度为5.2 cm, 翅片高度为0.5 cm, 进出口布置均在水冷头上方, 呈均匀式布置。流体从进口处流入充满所有内部空间后, 在泵的作用下从出口流出, 形成循环带走热量。其他设备这里不做简介, 两种水冷散热器均采用相同规格的外部设备。
在20世纪80年代时期, 在科学技术发展中, 机械、电子、材料与能源方面兴起了一门交叉的专业——微机电系统。而我们称它的工作部件尺寸一般在1 mm到1μm的尺度范围, 而我们所研究的微通道正是在这种系统之中。但细微通道内流动与常规传热有所差异, 为了试验的准确性, 做出以下假设:1) 忽略流体重力、摩擦力等因素, 2) 翅片表面粗糙度不会影响Re数的大小。3) CPU底座设置等热流密度。4) 流体为不可压缩流体, 在实验模拟中我们将CPU芯片看成热源, 设置为等热流密度边界条件。
CPU底座的热流密度我们采用平壁的传热过程, 在这个过程中的总热阻:
式中:h 1为CPU底座与水侧的换热系数;h 2为CPU底座与CPU芯片接触的换热系数;λ/δ为底座的导热系数, 在模拟中忽略h 2, 视为底座与CPU完全接触。
做出以下假设:1) 从壁面的高温侧到壁面的低温测得热量传递, 即穿过固体壁面的导热过程;2) 从壁面低温侧到冷流体的热量传递。在此换热过程都为稳态, 通过每个环节的热流量都是相等的。选取一般普通CPU芯片, CPU芯片功率为45 W。肋片效率通过计算选取50%。
肋片效率=实际散热量/假设整个肋表面处于肋基温度下得散热量
式中P为换热周界, m为常数。因此, 我们取肋片换热效率为50%。
1.2 常规CPU水冷散热器的数值模拟
在考虑CPU运行中存在的传热问题时, 我们对物理模型做出以下假设:流体不可压缩、定常流动, 壁面光滑, 不存在滑移现象;底面的CPU芯片假设为内热源, 在传热上, 忽略其他因素的影响, 忽略有液体黏性导致的能量损失;水在流道中为强迫对流换热, 水在入口处速度方向大小一致、对上游流动没有影响。在FLUENT中模拟时, 边界条件的设定:模型流体的介质为25℃水, 模型中出了进出口、底面和其他表面均为绝热壁面, 散热器的底部有内热源, 假定为热流密度均匀的壁面, 模型进口处采用速度进口条件 (velocity-inlet) , 即进口条件需要设置温度、速度、湍流强度、入口直径等条件, 流体出口采用压力出口条件 (pressureoutlet) , 设定为压力为默认值, 其它的值都采用默认值。以下是常规CPU散热器的温度模拟图与散点图:
上面3张图分别是对CPU散热器内部主要结构做了温度的数值模拟, 可以从图2中看出, 翅片在流体进口处带走的热量比在流体出口处带走的热量要多, 而在翅片最右边处出现高温区域, 虽不影响CPU芯片安全, 但存在的高温区域也会使得中心处的CPU温度分布不均匀, 右半边CPU芯片温度较高, CPU芯片温度分布不均匀, 会影响CPU工作效率。在图3中, 更为直接的反应了CPU芯片的温度分布, 虽然这种进出口的布置与翅片布置方式比传统式水冷CPU散热器要好[2], 但也存在着一定的设计缺陷。图4是底面温度分布散点图, 随着底面宽度距离的增加, 温度分布的变化图。
2 新型CPU水冷散热器的模拟
2.1 新型水冷散热器参数模型
图5为新型CPU水冷散热器的结构示意图, 内部采用0.2 mm的翅片放射状密集排列, 翅片以中心点为圆心4°旋转而成, 翅片长度为2.4 cm, 翅片高度为0.5 cm, 翅片总数量为90片, 散热面积为2.16cm2。进口布置均在水冷头正上方, 进口分布19个大小相同的渐缩喷口, 呈均匀式布置, 上喷口圆直接为0.25 cm, 下喷口圆直接大小为0.1 cm, 流体从19个喷口处流入充满所有内部空间后, 在泵的作用下从出口流出, 形成循环带走热量。
关于射流喷口的大小选择上, 我们采用对流传热上的单个圆喷嘴射流的流场结构及局部换热强度的分析。一般射流出口的流速是接近均匀的。射流离开喷嘴表面以后, 由于与周围静止介质之间的动量交换, 使射流的直径不断扩大, 但在射流中心仍然保持有一个均匀的核心区域, 随着流体不断的扩散向前运动, 核心区域不断缩小, 最后在整个界面中心处出现速度最大, 而边缘逐渐减小的梯度分布。在这里我们将下喷口直径称为D, 喷嘴冲击底面的高度称之为H, 底面的核心区域的半径为r, 当H/D比较大时 (值大约为10) , 局部表面传热系数在中心处最高, 四周逐渐单调地下降, 当r增大了下降局势逐渐减缓, 在同一r/D下, 局部表面传热随喷口处的雷诺数升高而升高。随着H/D大小减少, 表面传热系数也会增加, 射流离开喷嘴后由于气流的卷吸作用而使流动中的湍流度急剧增加, 局部表面传热系数会增加, 但由于翅片的高度限制, 不能再使得H降低。最后我们选取喷口直径为0.1 cm, 底面半径为0.75 cm。
2.2 新型水冷散热器数值模拟
在对新型CPU水冷散热器的模拟中, 为了确保实验的对比性, 除了翅片和进口的布置方式不同外, 其他条件均采用相同的数据 (换热面积、CPU芯片功、进口水的温度) 。对模型做以下假设:流体不可压缩、定常流动, 壁面光滑, 不存在滑移现象;底面的CPU芯片假设为内热源, 在传热上, 忽略其他因素的影响, 忽略有液体黏性导致的能量损失;水在流道中为强迫对流换热, 水在入口处速度方向大小一致、对上游流动没有影响。在FLUENT中模拟时, 边界条件的设定:模型流体的介质为25℃水, 模型中进出口侧面、水冷头侧面和其他表面均为绝热壁面, 散热器的底部有内热源, 假定为热流密度均匀的壁面, 模型进口处采用速度进口条件 (velocity-inlet) , 即进口条件需要设置温度、速度、湍流强度、入口直径等条件, 流体出口采用压力出口条件 (pressure-outlet) , 设定为压力为默认值[3]。模拟的底面、翅片温度分布图如下:
从图6中, 可以得出翅片的温度分布相当均匀, 能良好的带走芯片产生的热量, 而不会出现温度局部过高情况。图7反映了底面温度的分布情况, 在中央处CPU芯片的温度分布均匀且温度最低, 这使得CPU芯片产生的热量会因为射流而被大量带走, 是温度降至很低。图8是底面温度分布的散点图, 从图中可以清晰看出, 在3 cm到4 cm之间是CPU芯片的位置, 此位置温度分布均匀且最低。但这种设计下也存在一定的问题, 出口位置的选择, 同样会影响温度的分布, 在图的右侧出现了温度高点, 这就和出口的位置有关, 但总体上大大的优化了CPU散热器的结构和性能。
3 结论
表1列出了在模拟温度场后, 得出温度场中的温度变化。
从表中可以看出, 发射式底面温度差更加的小, 出口温度高, 说了明放射式CPU散热器更加符合设计要求。在传热方面, 放射式的翅片布置和渐缩喷口都对对流换热有所加强, 使得在局部的换热能力加大, 使得CPU芯片处温度急剧下降。这种新式的CPU散热器更符合实际要求。
摘要：介绍了一种新型CPU散热器, 使CPU接触的底面铜座温度分布更加均匀, 同时CPU核心区域温度比翅片式降低了, 更加符合计算机运行需求。
关键词：CPU散热器,水冷散热器,放射状
参考文献
[1]余小玲.电力电子集成模块及翅柱复合散热器的传热性能研究[D].西安:西安交通大学, 2005.
[2]牛永红, 刘宗攀, 庞赟佶.CPU芯片水冷散热器的数值模拟与分析[J].化工进展, 2010 (S1) :653-655.
浅析散热器材料对其散热的影响 第5篇
虽然现在的散热器在制造工艺上有了很大的改进, 但电子元器件功率的不断提升导致了更多热量的产生。热量能否快速有效地散发出去直接影响电子元器件的工作性能及寿命。所以, 散热器的散热性能是决定电子元器件正常工作的关键因素。所以, 有必要对散热片的散热机理及其影响因素进行深入研究, 来维持散热片的散热性能, 保证机器设备的正常运行。
2 影响散热片散热的因素
热主要通过三种途径来传递, 它们分别是热传导、热对流和热辐射[1,2]。
1) 热传导是指通过物体之间直接接触, 热量从温度高的物体传递到温度低的物体。热量的传递速度和能力取决于物体的导热性能以及物体之间的温度差。热量是从温度高的物体传向温度低的物体, 温差越大, 热量的传递速度越快。
2) 热对流是指热量通过流动介质 (气体或液体) 从空间中的一处传到另一处, 即由受热物质微粒的流动来传播热能的现象。影响热对流的因素主要有:通风孔洞的面积、温度差、通风孔洞的高度及流动介质。
3) 热辐射是一种可以在没有任何介质的情况下, 不依靠分子之间的碰撞和气体或者液体的流动就能够达成热交换的传递方式。影响热辐射的主要因素有: (1) 热源的材料。材料的比热越小, 向外辐射能量的速度就越快。 (2) 表面颜色。颜色光亮的 (如白色或银色) 物体表面吸收或释放能量的速度较慢, 而深颜色 (黑色) 的物体表面吸收和释放辐射能量的速度则相对较快。
散热片主要是靠外壁将热量传给空气的, 空气流速越大, 散热效率越高。它的散热量, 是和散热器的平均温度及室内温度的温差有关, 温差越大, 散热量越大。
因此, 要加大散热量, 应在散热器的外壁上想办法, 一是增加外壁的散热面积;二是加快空气流动速度;三是提高外表面温度, 即降低室内温度增大温差。四是散热器材料的选择。而影响散热面积的主要是散热片的形状及其排布形式。
2.1 散热片的基本型式及形状参数
散热片可制成抛物线、三角形、梯形和矩形等型式, 如图1所示。
从传热角度考虑, 最理想的散热片形状是抛物线型。图1 (a) 示, 两根抛物线交于散热片的顶点。根据传热性能分析可知, 由于散热片根部至顶端的每单位距离上, 温度差为常数。所以, 在同样材料重量的情况下, 与其他型式相比, 抛物线散热片的散热效率高, 而且, 冷却空气流动到根部的阻力也小。其次是三角形的散热片图 (b) , 它同样具有较高的散热效率。但这两种形式的散热片都不实用, 这是因为散热片的形状, 不仅取决于理论上的传热要求, 还应考虑结构和工艺。实际上, 散热片的形状对散热效率的影响并不大, 一般不会超过8%。所以, 为便于制造和保证强度等缘故, 常采用梯形或矩形的散热片型式, 图 (c) 和 (d) 。
散热片的形状参数, 主要根据散热要求和制造条件决定, 其形状参数如图2所示。一般来说, 为了加强散热, 必须相应的增加散热面积和散热片数量。所以节距δr和平均厚度δavg趋向减小。
节距是影响散热效果较大的参数, 小节距可在较小的散热面情况下增加散热片数和散热面积, 改善散热效果。但过分追求小节距会增加冷却空气的流通阻力, 散热情况反而会恶化。
2.2 散热片的材料
从散热片的材料来分, 主要分为全铝、全铜和铜铝结合3种[3]。铝的散热性好, 重量轻且易加工, 成本较低, 因此市场上的低端散热器多为铝制。全铜制作的散热器多用于超频和高端的散热。铜铝结合的方法制作面向中端主流市场的散热片, 采取铜吸热并将热量传递至铝鳍片, 然后由铝鳍片将热量散发出去, 已达到更好的效果。
2.3 流场的形式及特征
散热片的流场结构主要是为两个目的服务的: (1) 收集与其装配在一起的电子元器件产生的热; (2) 将收集到的热量尽可能迅速的散发出去。常见的流场形式主要有以下三种基本类型:
平行流场如图3 (a) 所示, 在平行图案结构中, 流体 (热量) 均匀地分布于每一个直沟道。平行图案的一个显著优点是各部分的温度分布均匀。但可能出现的问题是:由于灰尘和絮状物聚集在某个通道, 热流会绕道前行, 导致热量分布不均匀, 局部的热量无法散发出去, 这就可能使电子元器件局部受热而无法正常工作。
蛇形流场如图3 (b) 所示, 图形只存在一个流动路径, 需要额外的功 (风扇提供) 来推动。因此在平行于散热片底板和鳍片交线的方向, 流体 (热量) 是被推着离开通道。热量的排出能力比较好。但是, 一旦通道的某处被堵, 将引起流体在整个通道都不能顺利流动, 会使散热面积大幅度减少, 进而引发故障。同时, 如果通道过长、转弯过多, 蛇形设计会导致很大的压降。
叉指形流场如图3 (c) 所示, 其特点是流道不连续的, 流道是死端的。流体被强制对流于散热片及周围空气之间。同时, 一旦散热片间某处被堵, 这将会阻碍下流的散热, 会使热量局部聚集无法散发出去, 可能使散热器及电子元器件出现故障, 甚至损坏元器件[4]。本文是以最简单的流场结构———平行流场进行设计并分析。
3 CPU散热器建模及其热分析
3.1 不同材料模型上的温度分布分析
CPU散热片是电脑CPU散热片的组成部分之一, 一般由铝合金制成。为达到良好的散热效果, 散热片一般都是尽量增加散热面积, 多采用许多鳍片并排的结构。
为了便于模拟分析, 在上述的建模过程中还创建了散热鳍片比较少的模型。其几何参数如下:底板及侧鳍片的尺寸不变;第一组鳍片厚为1, 间隙为2, 高为28;第二组鳍片厚为1, 间隙为2, 高为26;第三组鳍片厚为1, 间隙为1.6, 高为22;各组鳍片间的间隙均为2。其三视图及轴测图如图4所示。
在这部分内容中, 散热器底板放在均匀加热的金属板上, 其表面温度T=60℃, 周围空气温度Tf=23℃, 散热片与空气的自然对流系数h=5.42W/ (m2·K) [5]。
不锈钢材料、铜材料及铝材料散热器的热分析方法同不锈钢的唯一不同之处就在于材料的选择。分析后的温度变化如图5所示。
3.2 结果分析
虽然从静态分析结果我们很难看出三种材料的散热效果, 但是从瞬态分析结果, 即30s时的温度概貌。我们可以看出, 在这三种材料中铜的瞬间吸热能力确实最快, 铝次之, 不锈钢的吸热能力最差。另外, 侧鳍片顶点的温度变化曲线显示出, 在这三种材料中, 铝的散热最好, 在大约1500s之后将达到稳定状态, 铜的散热效果次之, 不锈钢的最差。
4 总结
本文分析了散热片散热的机理, 并总结了影响散热片散热的影响因素。在此基础上, 建立了散热片三维模型, 并模拟分析了散热片上的稳态温度分布和瞬态温度分布。设计并分析了不同材料对散热的影响。由于所学知识有限, 本文建立了简单的散热器三维模型并分析了其温度分布, 得出了相应的结论。
参考文献
[1]杨世铭, 陶文铨.传热学[M].北京:高等教育出版, 2006.
[2]陈占秀, 孙春华, 周泽平.CPU散热器数值模拟分析及材料选择的研究[J].河北工业大学学报, 2008, 37 (1) :86-89.
[3]付桂翠, 高泽溪.影响功率器件散热器散热性能的几何因素分析[J].电子器件, 2003, 26 (40) :355-356.
[4]刘衍平, 高新霞.大功率散热器内腔流场分析[J].中国电力教育, 2005:55-57.