摘要：針對高熱流密度電子元器件的散熱問題,設(shè)計加工了 5 塊不同結(jié)構(gòu)、不同加工方式的相變換熱冷板,并研究了泵驅(qū)動相變換熱冷板結(jié)構(gòu)參數(shù)、熱流密度、制冷劑流量、熱源布置等因素對冷板換熱性能、阻力、泵功耗等方面的影響。結(jié)果表明:所設(shè)計的鉆孔冷板換熱性能優(yōu)異,對總發(fā)熱量5000W 、熱流密度 38W / cm2的分散熱源進行散熱時,熱源表面與冷板內(nèi)制冷劑溫差小于 25℃ ,同時冷板阻力小于 30kPa ,泵功耗小于 35W ;冷板的加工方式對其換熱效果影響顯著,冷板應(yīng)盡量采用一體化設(shè)計,減少熱傳遞的環(huán)節(jié),避免不同材料嵌合產(chǎn)生的接觸熱阻;當(dāng)多個熱源熱流密度不同時,將熱流密度較大的熱源布置在靠近冷板入口處有更好的換熱效果。

0 引言

高熱流密度電力電子元器件被廣泛應(yīng)用于新能源汽車、數(shù)據(jù)中心、航空航天等領(lǐng)域,越來越高的功率和集成度使其對散熱和溫控有更高的要求 。IGBT (絕緣柵雙極型晶體管)是能源轉(zhuǎn)換與傳輸?shù)暮诵钠骷?被廣泛用于電動汽車及充電樁等設(shè)備中,是一種新型電力半導(dǎo)體自關(guān)斷器件,工作時產(chǎn)生大量的熱導(dǎo)致其內(nèi)部芯片溫度升高,影響工作效能。研究表明,半導(dǎo)體器件的可靠性與其工作溫度密切相關(guān),溫度每升高 10℃ ,芯片的可靠性降低一半 ;半導(dǎo)體芯片過高的溫度波動可能會造成芯片熱故障,進而使器件性能惡化,降低使用壽命。常用的IGBT 模塊中芯片最高允許溫度不超過 125℃ ,對應(yīng) IGBT 基板溫度應(yīng)小于 80℃。目前 IGBT廣泛使用水冷板進行散熱,但隨著其熱流密度的提高,水冷板散熱暴露出散熱能力不足、均溫性較差的問題,IGBT 模塊需要更加高效的熱管理方式。

兩相流冷卻因為換熱性能好、溫度均勻性高、功耗小等特點一直以來備受關(guān)注,其中相變換熱冷板作為核心換熱設(shè)備,國內(nèi)外專家學(xué)者對冷板結(jié)構(gòu)、換熱性能、阻力特性、兩相流系統(tǒng)運行特性等方面進行了研究。馮亞利等以 R134a 為工質(zhì),研究了多熱源(熱流密度 0.4~5.5W / cm2 )散熱時冷板的均溫性,同時在多支路實驗時,研究了單一支路負(fù)荷變化對系統(tǒng)流量分配的影響。王佳選等設(shè)計加工了一塊紫銅材質(zhì)的微通道冷板,可以實現(xiàn) 0~6kW 的散熱,并對多支路的穩(wěn)定運行進行了研究。戰(zhàn)斌飛等設(shè)計并優(yōu)化了一塊微通道冷板用于 18 個熱源的散熱,總散熱量為 300W ,并研 究 了 使 用 水 以 及R236fa 等相變工質(zhì)對熱源冷卻時冷板表面的溫度均勻性,最終實現(xiàn)冷板冷卻后板面溫度最大溫差小于 2℃。李 晨 陽 等 對 熱 流 密 度 范 圍0 ~20W / cm2共 6 個 IGBT 的散熱進行了分析,著重研究了 R245fa 與 R134a 混合的非共沸混合工質(zhì)在微通道換熱器中的沸騰換熱特性,發(fā)現(xiàn)微通道散熱器使用混合工質(zhì)比采用純質(zhì) R245fa 有更高的可靠性。竇新等以水為工質(zhì),設(shè)計了液冷板,并以仿真結(jié)合實驗的方式研究了液冷板流道翅片結(jié)構(gòu)對 IG-BT 散熱的影響,并給出了 IGBT 變工況下相應(yīng)的冷卻策略 。陳陶菲等設(shè)計了一種往復(fù)式兩相流冷卻系統(tǒng),并對系統(tǒng)充液率進行了研究,獲取了最佳充液率 。楊文量等發(fā)現(xiàn)不同熱流密度時冷板壁面溫度隨流量的變化規(guī)律不同,這與對流換熱與沸騰換熱占比有關(guān) 。杜保周等以去離子水為工質(zhì),研究了圓形、菱形、橢圓形 3 種形狀微肋通道內(nèi)的流動沸騰換熱機理,發(fā)現(xiàn)微肋通過抑制氣泡的反向流動增大了流動沸騰的穩(wěn)定性,橢圓形微肋陣通道的流動沸騰穩(wěn)定性最好。王 雨晨等采用 低壓制冷劑R1233zd ( E )對平行通道直冷板的壓降特性進行了研究,發(fā)現(xiàn)制冷劑的摩擦壓降與制冷劑相態(tài)、熱流密度、質(zhì)量通量有關(guān)。許時杰將蛇形液冷板用于電池?zé)峁芾?并對其熱阻以及管路壓力損失進行了理論分析和數(shù)值仿真,發(fā)現(xiàn)最好的散熱結(jié)構(gòu)通常具有管道寬度大、轉(zhuǎn)彎內(nèi)半徑小的特點。溫達旸等設(shè)計的非均勻翅片液冷板與傳統(tǒng)并行微通道設(shè)計相比,其液冷板質(zhì)量、泵功耗、溫度標(biāo)準(zhǔn)偏差均有降低。LIU 等采用CO 2 為工作流體,搭建了一套機械泵驅(qū)動兩相流冷卻系統(tǒng),研究了兩相冷卻系統(tǒng)的壓力控制與啟動原理,結(jié)果表明該系統(tǒng)呈現(xiàn)出良好的回路壓力特性,可以應(yīng)對大幅溫度波動和熱沖擊。LIN 等在兩相循環(huán)回路中增加了旁通管路并連接了噴射器,可防止未冷凝蒸汽進入機械泵,并使兩相流循環(huán)更加穩(wěn)定。AKBARZADEH等設(shè)計了一種嵌入相變材料(PCM )的新型液冷板,可以同時利用主動和被動冷卻,與傳統(tǒng)冷板相比更加輕便節(jié)能 。LE?O 等研究了R245fa 在平行矩形微通道散熱器中的流動沸騰特性,發(fā)現(xiàn)換熱系數(shù)隨質(zhì)量流量以及液體過冷度的增大而增大。PARK等通過實驗得到了 R134a 、 R236fa 、 R245fa 在 2 種不同微通道換熱器中的臨界熱流密度。DANG等通 過 實 驗 研 究 了 非 共 沸 混 合 工 質(zhì) ( R134a /R245fa )不同配比時在矩形微通道換熱器中的換熱性能,提出了一種新的非共沸混合物流動沸騰傳熱性能預(yù)測方法。但是現(xiàn)有研究對冷板自身熱阻對換熱的影響描述不夠明確,在多熱源散熱時,未考慮熱源相對位置對散熱效果的影響。

本文針對高熱流密度 IGBT 的散熱問題,設(shè)計加工了 5 塊不同結(jié)構(gòu)、不同加工方式的相變換熱冷板,搭建了泵驅(qū)動相變換熱冷板實驗系統(tǒng),研究了冷板結(jié)構(gòu)、熱源熱流密度、制冷劑流量等因素對冷板換熱性能、阻力、泵功耗等方面的影響,并分析了 2 種加工方式冷板的自身熱阻、多熱源相對位置分布對換熱的影響。

1 泵驅(qū)動相變換熱冷板實驗系統(tǒng)

1.1 模擬熱源及熱阻控制

實驗采用的模擬熱源材質(zhì)為 Al6063 ,上方加工了 2 個直徑 8.2mm 、深 50mm 的孔,將氧化鎂加熱棒涂抹導(dǎo)熱硅脂后插入其中,通過改變氧化鎂加熱棒的發(fā)熱功率,來模擬電子元器件產(chǎn)生的不同發(fā)熱量和熱流密度。模擬熱源上加工了 3 個間隔 10mm 、直徑1.2mm 、深 25mm 的孔,用于放置熱電偶。根據(jù) 3 個熱電偶測得的溫度,即可推算出模擬熱源與冷板接觸面的溫度,即模擬熱源換熱表面的溫度。高熱流密度電子元器件散熱時,電子元器件與冷板之間的接觸熱阻往往會影響換熱效果 ,而接觸熱阻與接觸面填充材料及壓緊力有關(guān)。因此,本實驗在熱源與冷板之間添加了導(dǎo)熱系數(shù)為 8.5W / m · K 、厚度為0.2mm 的導(dǎo)熱相變材料( Honeywell PTM7950 )作為填充材料,以降低接觸熱阻;使用 G 型夾具將冷板與模擬熱源壓緊,利用稱重傳感器測量壓緊力,通過設(shè)置相同的各模擬熱源初始壓緊力來確保接觸熱阻一致,夾持模型如圖 1 所示。

實驗共布置了 8 個上述模擬熱源用來模擬實際應(yīng)用時多熱源的散熱場景,其位置分布及編號如圖 2 所示(模擬熱源根據(jù)冷板內(nèi)制冷劑流經(jīng)先后順序進行編號)。

1.2 冷板設(shè)計及加工

本文設(shè)計加工了鋁板銅管復(fù)合冷板、鋁板鉆孔冷板 2 種形式,見圖 3 。鋁板銅管復(fù)合冷板是在鋁板加工出流道后將銅管嵌入,再使用環(huán)氧樹脂( Ep-oxy resin )黏接或者通過錫( Sn )焊將二者固定。同時為了避免銅管和基板溫度不同時熱源散熱不均,模擬熱源被布置在純鋁面(圖示為銅管基板鑲嵌面而非工作面,背面純鋁面為工作面);鉆孔冷板加工方式為整塊鋁板通過鉆孔加工出流道后,再使用釬焊技術(shù)進行密封。冷板使用鋁合金作為基板以滿足強度要求與電子元器件的安裝需求,采用多排并聯(lián)圓截面蛇形通道作為換熱通道。為了研究換熱通道直徑、通道數(shù)量以及加工方式對冷板性能的影響,本文設(shè)計并加工了 5 塊冷板,冷板命名方式為加工工藝/填料 - 換熱通道直徑 - 換熱通道數(shù),鋁板銅管復(fù)合冷板厚度為 8.2mm ,鉆孔冷板厚度為 15mm 。

1.3 實驗系統(tǒng)

實驗的系統(tǒng)原理圖如圖 4 所示,泵驅(qū)動相變換熱冷板實驗系統(tǒng)主要由冷板、冷凝器、儲液罐和制冷劑泵組成。綜合考慮黏度、汽化潛熱、導(dǎo)熱系數(shù)等因素,實驗選用 R134a 作為制冷劑,其經(jīng)濟性和安全性均有一定保證。制冷劑存儲在儲液罐中,在制冷劑泵的驅(qū)動作用下進入冷板,在冷板內(nèi)相變換熱帶走上方模擬熱源的熱量后進入冷凝器中冷凝放熱,最后回到儲液罐中完成循環(huán)。

系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)制冷劑泵頻率以及旁路調(diào)節(jié)閥的開度控制制冷劑流經(jīng)冷板的流量,其主要部件選型為:制冷劑泵(理華 LH2MH02H )、儲液罐(不銹鋼罐 2L )、風(fēng)冷冷凝器(科威力 FNF-2.8 / 13 )、變頻器(匯川 MD200 )。

在冷板進出口管壁、風(fēng)冷冷凝器進出風(fēng)口附近、實驗臺附近空氣中布置了熱電偶用于測量冷板進出口溫度、風(fēng)冷冷凝器進出風(fēng)溫度以及環(huán)境溫度。實驗系統(tǒng)不同位置布置了傳感器測量所需參數(shù),所用到的測量儀器型號如表 1 所示。

2 測試工況

實驗分別對不同冷板在不同熱流密度和不同流量下的性能進行研究。另外,在實際應(yīng)用場景中,電子元器件的發(fā)熱量不盡相同,故本文對不同發(fā)熱量的熱源在不同位置時冷板的換熱性能也進行了研究,對不同模擬熱源沿制冷劑流動熱流密度逐漸增大以及逐漸減小 2 種情況分別進行了實驗。實驗的測試工況如表 2 所示。

3 結(jié)果與分析

3.1 熱流密度、流量、冷板加工方式影響分析

實驗對 5 塊冷板在不同熱流密度、不同流量條件下的總溫差(即模擬熱源表面平均溫度與冷板內(nèi)制冷劑溫度差)、綜合換熱系數(shù)、冷板阻力和泵功耗的變化情況進行研究。其中,綜合換熱系數(shù)用來表征冷板換熱性能,其計算公式為

式中:α 為綜合換熱系數(shù), W /( m2 · K );q 為熱流密度, W / cm2 ;Δ T 為總溫差, ℃ 。

圖 5 展示了模擬熱源熱量傳遞過程,冷板與實驗臺以及模擬熱源與夾具之間疊放了多層隔熱電木(導(dǎo)熱系數(shù) 0.023W /( m · K ))以減小冷板與環(huán)境、熱源與環(huán)境間的熱損失。鋁板銅管復(fù)合冷板中銅管與基板間的不同填料(環(huán)氧樹脂或錫)決定了銅管與基板間的接觸熱阻,而鉆孔冷板為一體化設(shè)計純鋁材質(zhì),不存在此熱阻,但因為工藝問題,鉆孔冷板厚度更大,冷板導(dǎo)熱溫差也更大。

圖 6 ( a )為不同冷板在模擬熱源輸入 3000W加熱量(熱流密度 23.0W / cm2 )下總溫差與流量的關(guān)系?？梢钥闯?不同冷板的總溫差均隨流量增大而緩慢減小,但整體變化幅度不大。這是因為流量大于 2L / min 時,管內(nèi)換熱系數(shù)已經(jīng)處于較高水平;流量增大,制冷劑換熱系數(shù)增長緩慢,換熱溫差變化較小;而流量小于 2L / min 時,不同冷板相繼出現(xiàn)傳熱惡化的情況,總溫差迅速升高。從冷板之間對比來看,鉆孔冷板 DH-6-3 性能最佳,當(dāng)流量從2L / min 增加到 4.4L / min 時,總溫差由 18℃ 降低至 16℃ 。主要原因是其采用一體化設(shè)計,不存在換熱通道與基板間的接觸熱阻,其余冷板使用環(huán)氧樹脂(導(dǎo)熱系數(shù) 0.2~0.4W /( m · K ))/錫(導(dǎo)熱系數(shù)67W /( m · K ))作為填料,加之工藝產(chǎn)生不完全填充的問題,使得銅管與基板間有較大的接觸熱阻,降低了換熱性能。銅管鋁板復(fù)合冷板中,由于 Sn-6-3冷板的銅管與基板間采用了導(dǎo)熱系數(shù)更高的金屬錫作 為 填 料,故 其 換 熱 性 能 最 佳,在 流 量 大 于2.5L / min 中時,總溫差小于 23.5℃ 。ER-6-2 冷板換熱性能最差,總溫差總體超過 35℃ ;這是因為換熱管數(shù)的減少使其有效換熱面積小于其余冷板。ER-4-3 冷板和 ER-6-3 冷板換熱性能差別不大;這是由于相同流量下,4mm 管徑冷板制冷劑流通截面積小,流速更快,而 6mm 管徑冷板有更大的換熱面積,綜合表現(xiàn)下二者換熱性能近似,總溫差在 30℃ 左右。

圖 6 ( b )、(c )為總發(fā)熱量 3 、 4 、 5kW 時鉆孔冷板的換熱表現(xiàn)。可以看出:總溫差隨熱流密度增大而增大,隨流量增大而緩慢減小;其對應(yīng)的綜合換熱系數(shù)隨熱流密度以及流量的增大而增大,趨勢趨于平緩,最 高 可 達 15kW /( m2· K );當(dāng) 流 量 小 于2.5L / min 時,綜合換熱系數(shù)迅速減小。

圖 7 為冷板阻力、泵功率與流量、熱流密度關(guān)系曲線。從圖7 ( a )可以看出: 5 塊冷板阻力均隨流量增大而增大,ER-4-3 冷板因為其板內(nèi)制冷劑流通截面積最小,阻力遠高于其他冷板。從圖 7 ( b )可以看出:冷板阻力隨熱流密度的增大而增大,且增大幅度逐漸減小。從圖7 ( c )可以看出:泵功耗隨流量以及熱流密度的增大而增大。因為熱流密度越大,冷板內(nèi)制冷劑整體含氣率越高,同樣流量下流速越快,冷板阻力越大,泵功耗也隨之增大。

圖 8 為鉆孔冷板在總加熱量 3000W 、輸入熱流密度 30.5W / cm2條件下各模擬熱源表面與制冷劑溫差和流量的關(guān)系曲線?？梢钥闯?當(dāng)流量大于2.34L / min 時,冷板上 8 個熱源溫度基本一致,熱源間溫差小于 3℃ ;而在流量小于 2.34L / min 時,編號后幾位的模擬熱源隨著流量的減小,溫度明顯偏高。這是因為流量較小時,隨著換熱的進行,冷板內(nèi)制冷劑干度逐漸增加,形成環(huán)狀流,在重力的作用下,通道上半部可能出現(xiàn)間歇干燥表面,局部換熱較差。

3.2 干度、熱源位置影響分析

將 8 個模擬熱源每 2 個為 1 組,分別輸入熱流密度 12 、18 、 24 、 30W / cm2 ,從冷板入口開始按照總加熱量不變,熱源熱流密度逐漸減小( A 工況)與逐漸增大(B 工況) 2 種布置方式進行實驗。

圖 9 為不同工況條件下,模擬熱源不同布置方式對冷板換熱性能的影響結(jié)果。從圖 9 ( a )、( b )可以看出:模擬熱源與制冷劑的溫差均隨流量的增大而減小,熱流密度越大的熱源,總溫差受流量變化的影響越大。流量小于 2.7L / min 時,在總加熱量不變的條件下, A 工況下高熱流密度模擬熱源的總溫差小于 B 工況下同樣熱流密度模擬熱源的總溫差。從圖 9 (c )、( d )可以看出: A 工況下熱流密度越大的模擬熱源綜合換熱系數(shù)越大;而 B 工況下熱流密度為 30W / cm2的模擬熱源在流量較小時的綜合換熱系數(shù)小于熱流密度為 24W / cm2的模擬熱源的綜合換熱系數(shù),且明顯小于 A 工況下同樣熱流密度模擬熱源的綜合換熱系數(shù);流量為 2.33L / min 時,熱流密度為 30W / cm2的 2 個模擬熱源放置在冷板入口( A 工況)比 放置在出口 處 ( B 工況)換熱系數(shù) 高7% 。這是由于靠近冷板出口處冷板內(nèi)制冷劑干度較大,容易出現(xiàn)局部過熱的情況。

圖 10 為模擬熱源不同布置方式阻力與流量關(guān)系曲線?？梢钥闯?流量相同時, A 工況下冷板阻力大于 B 工況下冷板阻力。這是由于制冷劑在經(jīng)過加熱量較大的模擬熱源后干度增大,流速提高,流動阻力增大。A 工況下將較大加熱量的模擬熱源放置在冷板入口,制冷劑在前半段就獲得較大流速,而 B工況下制冷劑在后半段才能達到同樣流速。

4 結(jié)論

1 )本文設(shè)計的鉆孔冷板可以滿足總散熱功率

5000W 、熱流密度最高 38W / cm2的多熱源散熱需求。在制冷劑流量小于 3L / min 時,熱源表面與冷板內(nèi) 制 冷 劑 溫 度 差 低 于 25℃ 、冷 板 阻 力 小 于30kPa ,泵功耗小于 35W 。

2 )冷板的綜合換熱系數(shù)隨制冷劑流量的增大、熱流密度的增大而增大,呈漸近線趨勢,最高可達15kW /( m2 · ℃ )。冷板的換熱性能和板內(nèi)換熱面積與流道流通截面積有關(guān)。制冷劑流量不變時,板內(nèi)換熱面積越大、流道流通截面積越小,冷板換熱性能越好;冷板阻力與流道流通截面積有關(guān),流量相同時,流道流通截面積越小,冷板阻力越大。

3 )在針對總散熱功率 3000W 、熱 流 密 度23W / cm2的散熱對象,流量為 3L / min ,鉆孔冷板和鋁板銅管復(fù)合冷板流道相同時,鉆孔冷板總溫差比鋁板銅管采用錫、環(huán)氧樹脂復(fù)合的冷板總溫差分別低 4℃ 、 11℃ ,冷板的加工方式對其換熱效果影響顯著,冷板應(yīng)盡量采用一體化設(shè)計,減少熱傳遞的環(huán)節(jié),從而避免不同材料嵌合產(chǎn)生的接觸熱阻。

4 )多熱源散熱過程中,流量為 2.33L / min 時熱流密度最高的熱源放置在冷板入口處比放在冷板出口處綜合換熱系數(shù)高 7% ,阻力增加 12% 。實際應(yīng)用時應(yīng)盡可能將熱流密度較大的熱源布置在靠近冷板入口處,阻力會稍有增大,但換熱效果更好,同時能夠降低冷板末端傳熱惡化的風(fēng)險。

本文標(biāo)題：高熱流密度多熱源冷卻用相變換熱冷板實驗研究

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