徐鵬程 陶漢中 張紅

(南京工業(yè)大學(xué)能源學(xué)院 南京 211816)

IGBT熱管式整體翅片散熱器優(yōu)化分析

徐鵬程 陶漢中 張紅

(南京工業(yè)大學(xué)能源學(xué)院 南京 211816)

本文建立了IGBT熱管散熱器模型，并用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證所建立的三維熱管散熱器模型及基于有限體積法的數(shù)值模擬結(jié)果的可靠性，然后研究翅片厚度t和翅片間距s對(duì)散熱器散熱性能的影響。結(jié)果表明:數(shù)值模型可靠；當(dāng)t由0.5 mm增至1 mm時(shí)整體翅片熱管散熱器的摩擦系數(shù)f增加45%，而傳熱因子j最大增加30%；當(dāng)s由1.2 mm增至2 mm時(shí)散熱器的摩擦系數(shù)f減小15%，而j的變化較小且s＝1.2 mm時(shí)j的平均值最大。

熱管；散熱器；整體翅片；數(shù)值模擬

IGBT(Insulated Gate Bipolar Transistor，絕緣柵雙極型晶體管)是一種集高頻、高壓和大電流于一身的功率半導(dǎo)體復(fù)合元件，它的出現(xiàn)促進(jìn)了電力電子技術(shù)的發(fā)展。但I(xiàn)GBT在工作過(guò)程中會(huì)有較大的功率損耗，從而產(chǎn)生大量的熱量，使其模塊的溫度快速升高，因此通常需要通過(guò)外部器件來(lái)輔助散熱。Bo Wang 等[1]研究了結(jié)溫對(duì)IGBT的電特性的影響，結(jié)果顯示低結(jié)溫對(duì)IGBT的性能影響較小，但超過(guò)一定溫度后對(duì)IGBT性能產(chǎn)生較大的危害，影響模塊使用壽命。因此良好的散熱是保證模塊長(zhǎng)期穩(wěn)定工作的關(guān)鍵因素。宗朝暉[2]概述了通用的電力電子冷卻方法，主要包括空冷散熱、液冷散熱、熱電制冷散熱以及熱管散熱。熱管是一種高效的傳熱元件，特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，散熱效率高，維護(hù)方便。熱管的形式有重力熱管、回路熱管、震蕩熱管以及平板熱管，Ya Ping Zhang 等[3－5]對(duì)用于電子設(shè)備散熱的這幾種形式的熱管進(jìn)行了研究分析。

熱管式IGBT散熱器的研究主要分為實(shí)驗(yàn)研究和數(shù)值模擬。羅愛華等[6]實(shí)驗(yàn)研究了牽引整流器熱管式空氣冷卻器的散熱性能，翅片材料為鋁，熱源采用的是水蒸汽加熱，結(jié)果表明熱管散熱器能好的將溫度控制在80℃以下。X.Perpi?à等[7]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了牽引IGBT模塊內(nèi)部的溫度分布情況，冷卻形式采用的是重力熱管雙面冷卻，結(jié)果顯示散熱器安裝在功率模塊上的方式能夠影響散熱效果。李春陽(yáng)等[8]設(shè)計(jì)開發(fā)的用于CRH2型高速動(dòng)車組CI用熱管散熱器，著重于散熱器蒸發(fā)段熱阻的實(shí)驗(yàn)研究，且開發(fā)的散熱器熱阻小于0.005656 K/W。陶漢中等[9]、劉紅等[10]都利用有限元法對(duì)熱管散熱器進(jìn)行了數(shù)值模擬，文中對(duì)散熱器的模型和邊界條件都進(jìn)行了詳細(xì)的規(guī)定。結(jié)果證明熱管式散熱器性能明顯優(yōu)于傳統(tǒng)的翅片散熱器。而熱管冷凝段擴(kuò)展面的研究文獻(xiàn)較少，大部分文獻(xiàn)都集中在換熱器的翅片管研究上，張瑩等[11]通過(guò)實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬研究了翅片中帶有熱管的散熱器的性能，結(jié)果表明翅片中帶有熱管的散熱器既可以提高散熱器的傳熱溫差，又可使翅片散熱強(qiáng)化，降低CPU的溫度，但沒有對(duì)翅片的厚度和間距進(jìn)行研究。

在前人研究的基礎(chǔ)上，文中將建立IGBT熱管散熱器的物理數(shù)學(xué)模型，利用有限體積法對(duì)散熱器進(jìn)行數(shù)值模擬，并用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證其可靠性，分析翅片厚度和翅片間距在不同流速下對(duì)散熱器的流動(dòng)和傳熱性能的影響，為用于IGBT的熱管散熱器翅片方面的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 物理模型與數(shù)值計(jì)算

1.1 模型建立

散熱器是針對(duì)耗散功率為1140 W的單個(gè)IGBT模塊而設(shè)計(jì)的。熱管散熱器由熱管，銅基板和翅片組成，散熱器模型結(jié)構(gòu)如圖1所示，模型大小為:0≤X ≤174 mm，0≤Y≤601 mm，0≤Z≤80 mm，采用6根外徑為10 mm的熱管傳導(dǎo)熱量，熱管長(zhǎng)度為600 mm，蒸發(fā)段長(zhǎng)度為129 mm，蒸發(fā)段與銅基板相連，銅基板體積為140 mm×130 mm×30 mm，冷凝段長(zhǎng)度為450 mm，且在冷凝段上安裝整體式翅片，翅片尺寸為170 mm×60 mm。散熱器空氣進(jìn)出口布置在整個(gè)翅片段，大小為140 mm×130 mm的熱源布置在銅基板上，翅片和基板材料為紫銅，導(dǎo)熱系數(shù)為377 W/(m·℃)。

本文首先建立三維熱管散熱器模型，然后通過(guò)有限體積法對(duì)散熱器的散熱性能進(jìn)行數(shù)值模擬研究。對(duì)模型作如下假設(shè):系統(tǒng)處于穩(wěn)態(tài)；流動(dòng)為不可壓縮湍流流動(dòng)；空氣的物性為定性溫度下的參數(shù)；散熱選用強(qiáng)制對(duì)流，因此重力和輻射的影響可以忽略不計(jì)；熱管定義為純導(dǎo)熱元件，導(dǎo)熱系數(shù)設(shè)為20000 W/(m·℃)。

模型邊界條件設(shè)置如下，空氣入口設(shè)定為速度邊界條件:Z軸正方向速度u＝2m/s，X、Y軸方向速度為v＝w＝0，進(jìn)口空氣溫度tin＝25℃；出口為自由邊界條件；基板一側(cè)設(shè)定為面熱源Q＝1140 W，熱流密度為6.26 W/cm2；翅片和熱管采用自身的傳導(dǎo)對(duì)流耦合換熱；散熱器其余邊界為無(wú)滑移絕熱邊界條件。散熱器的計(jì)算模型采用k－ε兩方程模型，采用二次迎風(fēng)格式，能量方程的計(jì)算收斂殘差精度為10－7，其他方程的殘差精度為10－4。

熱管散熱器的雷諾數(shù)Re，摩擦系數(shù)f，傳熱因子j及換熱系數(shù)h定義如下:

式中:u為最小流通截面處的空氣流速，m/s；ν為空氣的動(dòng)力粘度，m2/s；h為換熱系數(shù)，W/(m2· ℃)；d為熱管外徑，m；Δp為空氣進(jìn)出口壓降，Pa；L是沿氣流方向的翅片長(zhǎng)度，m；th為熱源表面的平均溫度，℃，th由數(shù)值模擬的結(jié)果得出；tin為空氣進(jìn)口溫度，℃；tm為空氣的定性溫度，℃；Aair為空氣側(cè)的換熱面積，m2；Q為IGBT的耗散功率，W；G為空氣質(zhì)量流量，kg/s。

1.2 網(wǎng)格的獨(dú)立性檢驗(yàn)

為了驗(yàn)證網(wǎng)格的獨(dú)立性，邊界條件設(shè)置完成后，對(duì)所要計(jì)算的模型依次劃分了81萬(wàn)，98萬(wàn)，134萬(wàn)，190萬(wàn)，252萬(wàn)等網(wǎng)格，經(jīng)數(shù)值計(jì)算后對(duì)比發(fā)現(xiàn)熱源的平均溫度變化隨網(wǎng)格數(shù)量的增加逐漸減小，其驗(yàn)證結(jié)果如圖2所示。網(wǎng)格由187萬(wàn)增至252萬(wàn)時(shí)熱源平均溫度值變化0.4%，所以這證明了網(wǎng)格具有獨(dú)立性。最后考慮計(jì)算時(shí)長(zhǎng)的原因網(wǎng)格劃分選擇在190萬(wàn)左右。

圖1 散熱器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 The structure of heat sink

1.3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了保證數(shù)值模擬的可靠性，采用陶漢中[12]論文中相同幾何尺寸和參數(shù)進(jìn)行數(shù)值模擬，表1列出了用于驗(yàn)證數(shù)值模擬的實(shí)驗(yàn)散熱器的參數(shù)，實(shí)驗(yàn)中散熱器的結(jié)構(gòu)與圖1一致，銅水熱管的充液量為2.5 mL，實(shí)驗(yàn)時(shí)將散熱器安裝在風(fēng)道中，采用電加熱模擬熱源，輸入功率由變壓器控制，在熱源表面布置12個(gè)熱電偶作為測(cè)點(diǎn)，風(fēng)量由ZRQF-J型風(fēng)速儀測(cè)量。在加熱功率為1140 W，風(fēng)速為2m/s時(shí)散熱器穩(wěn)定工作后測(cè)得熱源平均溫度為78℃。同時(shí)考慮了銅基塊與熱管間的接觸熱阻R1＝0.0275℃/W，采用上文建立的數(shù)值模型模擬得到的熱源平均溫度為76.1℃，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相差2.44%，則可以認(rèn)為文中建立的模型和數(shù)值模擬的結(jié)果是可靠的。

表1 驗(yàn)證用散熱器參數(shù)Tab.1 Parameters of heat sink for verify

圖2 網(wǎng)格的獨(dú)立性檢驗(yàn)Fig.2 Grid independent study

2 結(jié)果與討論分析

文中研究了翅片厚度 t＝1 mm、0.8 mm、0.7 mm、0.6 mm、0.5 mm，翅片間距s＝1 mm，1.2mm、1.4 mm、1.6 mm、1.8 mm、2 mm下，進(jìn)口風(fēng)速分別為:u＝2 m/s、4 m/s、6 m/s、8 m/s時(shí)對(duì)熱管散熱器的摩擦系數(shù)f和傳熱因子j的影響。

2.1 翅片厚度對(duì)散熱器的影響

為了研究整體翅片厚度對(duì)散熱器性能的影響，保持翅片間距s＝2 mm，比較了不同雷諾數(shù)下5種翅片厚度的散熱情況。由圖3(a)可以看出隨著Re的增加，摩擦系數(shù)f均逐漸減小。摩擦系數(shù)f隨著翅片厚度的增加而增加。t由0.5mm增至1 mm時(shí)f平均增大了45%。圖3(b)展示了隨著Re的增加傳熱因子j都逐漸減小。j隨著t的增加而增加，但是在高Re下增加的較小。ln(Re)＜10.5時(shí)，t由0.5 mm增至1 mm時(shí)j平均增加了30%，ln(Re)＞10.5時(shí)，j平均增加了25%。可以看出f增加的幅度大于j增加的幅度，雖然翅片厚度的增加可以增加散熱效果，但是帶來(lái)的流動(dòng)阻力大于帶來(lái)的換熱效果。

圖3 翅片厚度對(duì)散熱器換熱和流動(dòng)性能的影響Fig.3 The effect of fin thickness on heat transfer and flow

表2 2 m/s下不同翅片厚度的數(shù)值模擬結(jié)果Tab.2 Numerical simulation results of different fin thickness at 2 m/s

由表2可以看出，在進(jìn)口風(fēng)速為2 m/s下，不同翅片厚度的散熱器均能保證熱源最大溫度低125℃，且翅片厚度t＝1 mm時(shí)熱源平均溫度最低。

2.2翅片間距對(duì)散熱器的影響

為了研究整體翅片間距對(duì)散熱器性能的影響，保持翅片厚度t＝1 mm，比較了不同雷諾數(shù)下5種不同翅片間距的散熱影響。由圖4(a)可以看出隨著Re的增加，摩擦系數(shù)f均逐漸減小。摩擦系數(shù)f隨著翅片間距s的增加而減小。s由1.2 mm增至2 mm時(shí)f平均減小了15%。圖3(b)展示了隨著Re的增加傳熱因子j都逐漸減小。但j隨著s的變化不大，s＝1.2 mm時(shí)換熱因子j最大?？梢钥闯鰂和j隨著s的變化均不大，選擇s＝1.2 mm較好。

表3 2 m/s下不同翅片間距的數(shù)值模擬結(jié)果Tab.3 Numerical simulation results of different fin spacing at 2 m/s

圖4 翅片間距對(duì)散熱器換熱和流動(dòng)性能的影響Fig.4 The effect of spacing on heat transfer and flow

由表3可以看出，在進(jìn)口風(fēng)速為2 m/s下，不同翅片間距的散熱器均能保證熱源最大溫度低125℃，且翅片間距s＝1.2 mm時(shí)熱源平均溫度最低。

3 結(jié)論

文中首先利用IGBT熱管散熱器現(xiàn)有的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)果驗(yàn)證建立的三維熱管散熱器模型和數(shù)值模擬結(jié)果的可靠性。然后比較了不同翅片厚度，翅片間距對(duì)整體翅片熱管散熱器的性能影響，得到以下結(jié)論:

1)整體翅片熱管散熱器的摩擦系數(shù)f隨著t的增加而增加，隨著s的增大而減小，其中受t的影響大于受s的影響。j因子隨著t或s的增大而增加；

2)整體翅片熱管散熱器的傳熱因子j隨著t的增加而增加，j因子受s的影響較小，s＝1.2 mm是平均j值最大；

3)本文中t＝0.5 mm，s＝1.2 mm時(shí)散熱器的散熱效果最好。

因此，不同翅片厚度和翅片間距對(duì)熱管散熱器的傳熱與流動(dòng)性能的影響結(jié)果的獲得對(duì)散熱器的設(shè)計(jì)及應(yīng)用提供了參考。

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Optimization and Analysis of IGBT Heat Pipe Heat Sink with Integral Fin

Xu Pengcheng Tao Hanzhong Zhang Hong

(College of Energy，Nanjing University of Technology，Nanjing，211816，China)

The model of IGBT heat pipe heat sink was established.The established three－dimensional model and the reliability of numerical simulation results based on the finite volume method were verified by experimental data.Then the effects of fin thickness(t)and fin spacing(s)was investigated on the radiator cooling performance.The results show that the numerical model is reliable.When t is increased from 0.5 mm to 1 mm，the friction coefficient(f)of integral fin tube radiator is increased by 45%，and j factor is greatly increased by 30%.When s is increased from 1.2 mm to 2 mm，the friction coefficient(f)of radiator is decrease by 15%，but the change of j is small and its average reaches the maximum when s＝1.2 mm.

heat pipe；heat sink；integral fin；numerical simulation

TB657.5；TK172

A

0253－4339(2014)05－0101－05

10.3969/j.issn.0253－4339.2014.05.101

陶漢中，男(1978－)，副教授，南京工業(yè)大學(xué)能源學(xué)院，13776668774，E-mail:taohanzhong＠njut.edu.cn。研究方向:電子設(shè)備熱控制、太陽(yáng)能熱利用。

2013年12月30日

About the corresponding author

Tao Hanzhong(1978－)，male，Associate Professor，College of Energy，Nanjing University of Technology，13776668774，E-mail:taohanzhong＠njut.edu.cn.Research fields:Thermal control of electronic equipment，Solar energy thermal application.