大功率电源模块的散热设计

发布于：2007/6/19 9:10:38 | 1389 次阅读

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摘要：用传统的热设计理论及经验公式对电源模块内的四个50W大功率管进行了散热设计，应用热分析软件Icepak对理论计算进行了校核,并对方案进行了优化设计。
关键词：功率管散热；散热器；热分析软件；Icepak

1 引言
    电源模块内有四个功率管（在同一平面上，分成两排），其两两间距为60mm，管径Φ20mm，每一功率管的发热功率为50W。周围环境温度：+50℃。要求设计一150mm×200mm的平板肋片式散热器。
    根据热设计基本理论，功率器件耗散的热量为：

式中，Δt为功率管结温与周围环境温度之差，℃；R_T为总热阻，℃/W。

其中，R_Tj为功率管的内热阻；R_Tp为器件壳体直接向周围环境的换热热阻；R_Tc为功率管与散热器安装面之间的接触热阻；R_Tf为散热器热阻。旨在尽量减小R_Tc和R_Tf，使系统热阻降低，保证功率管结点温度在允许值之内。
2 任务分析
    功率管的温度控制，主要是控制功率管的结温。生产厂一般将器件的结温规定为90℃-150℃。可靠性研究表明，对于使用功率元件的电子设备长期通电使壳体温度超过100℃，将导致故障率大大增加。故要求功率管壳体温度，即散热器底板温度（先忽略安装时的接触热阻）应低于100℃。以下的计算中暂取100℃。
    常用散热器主要有叉指型和型材两种。对于叉指散热器，叉指向上对散热较为有利；而型材散热器则要求底板竖直放置。设计中若采用叉指型散热器，则200mm×150mm的底板占用水平空间较大，不利于PCB板的排放，故采用型材散热器。型材散热器按照肋片的形式可分为矩形肋、梯形肋、三角形类、凹抛物线肋等。其中，矩形肋的加工方法最为简单，应优先考虑。又考虑到性价比及加工工艺性，故采用铝合金作为散热器的材料。
3 散热器设计
3.1 底板的设计
    底板的设计包括底板厚度和底板长高尺寸设计。在底板材料确定的条件下，底板的厚度会影响其本身的热阻，从而影响散热器底板的温度分布和均匀性。查阅部分国家标准，取散热器底板厚度为6mm。根据经验公式，底板的高度取为150mm（150和200的较小者）时换热系数较大。
3.2 肋片厚度的设计
    无量纲数毕渥数（Biot）小于1 ，即B_i=hδ/2λ<1为肋片起增强散热的判据。实验证实，对于等截面矩形肋，应满足B_i≤0.25。为了使B_i数较小，肋片以薄为宜,但如果肋片厚度过小，将给加工增加困难，取平均肋片厚度δ＝1.5mm。
3.3 肋间距的设计
    当散热器尺寸一定时，减小肋片间距，则肋化系数增加，热阻降低；但由于流体的粘滞作用，肋间距过小将引起换热效果变差。取肋片间距为1.2cm。根据这一肋片间距，散热器上共可布置30片肋片(分布于两侧)。
3.4 肋片高度的设计
    肋片及底板的散热可近似看作自由空间垂直平壁的自然对流换热。定性温度取散热器和环境温度的平均值75°C，即：

式中：
    G_r为葛拉晓夫数；
        D为自然对流时的特征尺寸，D＝150mm＝0.15m；
    Δ_t为壁温与周围流体温度之间的温差，Δt＝100-50＝50℃；
    β为体积膨胀系数，β＝2.9575×10^-81/K；
    γ为运动粘度，γ＝20.43×10^-6 m²/s；
        g为重力加速度，g=9.87m²/s。
    代入数据得G_r＝1.1673×10^-7，而普朗特数P_r＝0.7085，故P_r×G_r＝8.2703×10⁵，在1×10⁴～1×10⁹之间，判断流态为层流。相应的对流换热系数计算公式为：

式中，h、Δt、D的单位分别取W/（m²·K）、K、m。
    代入数据，得h＝6.3666 W/（m²·K）。再由公式Q＝h ×A×Δt计算所需散热面积（暂时不考虑肋片效率）为0.62828m²。由此确定散热片肋高d＝66.476mm，考虑到肋片效率问题，取70mm。
3.5 散热器的校核计算
    由于上述计算过程均是在散热器底板温度为100°C的假设下进行的，所以必须对散热器温度进行核算，以验证假设是否与实际相符。
    由等截面矩形肋散热效率计算公式求得：η=散热面积A＝0.66m²，求得Δ_t＝Q/(hηA)＝51.2566℃。
    肋片温度t等于环境温度与温升Δt之和，即t＝50+51.2566＝101.2566°C。这表明，所设计的散热器在自然冷却的散热方式下，高于器件的温升要求，下面我们再借助Icepak对散热器的参数进行优化，并采用强迫风冷，以期得到更低的肋片温度。
4 用Icepak软件进行优化设计
        Icepak求解的一般过程如图1所示。

    根据前面的计算结果，我们在Icepak中建立模型，对上述自然对流计算结果进行校核。这里需注意 cabinet、wall及opening 三个基本模型元素的设定。
    例如，在求解一边界条件已知的封闭体的散热问题时，如插箱、机柜等，常需用walls来模拟实体边界。我们可以对wall定义厚度、温度、表面换热系数、热流密度等参数来模拟机柜外壳的物理特性。而如何设定上述参数，对于客观、科学的模拟现实问题、得出较准确的预测结果具有非常重要的意义。而cabinet是一个自动生成、不可删除、无厚度、无表面换热的求解物理边界，其他任何实体模型元素一般均不允许超出此边界。cabinet的大小直接影响系统所给出的瑞利数（自然对流）及雷诺数（强迫对流），从而直接影响着换热流体的流态。openings则明确定义了热源区域同外部环境的换热通道，它一般用来表示实体壁面上的开孔。这里无需设定[CM（22]walls, 我们在cabinet的六个面上依次创建了opening , 表示求解区域同外部环境之间的空气流通和热量交换的通道。
    保持Icepak对求解参数的默认设置，求解过程约需40分钟。结果显示：功率管表面的温度为102°C（迭代次数为140），与理论计算值相符。改变模型中的相关参数，对散热器进行了优化设计，结果表明：散热器底板厚度为6mm比较适合，另外，不宜为了增加肋片数目而过度减小肋片间距，最终取8.6mm。散热器热设计模型及风速云图如图2所示。

    尽管散热器的参数优化对温升控制略有改善，但仍不能满足功率管的可靠性要求，因此，考虑强迫风冷的散热方式。在上述计算模型的基础上，我们在垂直方向设定流体的流速为1.5m/s , 即在散热器底部送风，其它参数不变。我们注意到，此时系统给出的流态为紊流。在初始条件中作相应的调整后，最终求得的器件表面温度约为89°C。并可用彩色模式显示出散热器底板截面温度图及横向风速云图。
    在求解过程中我们注意到：迭代的次数对最终结果有比较大的影响，因此如何恰当设定迭代的次数及残余误差值得进一步深入探讨。
5 结论
        对四个50W的大功率管进行了散热设计，最终采取空气强迫对流方式。散热器采用铝合金，用型材加工，表面作黑色阳极氧化处理，具体尺寸如下：
    底板规格：150mm（高）×200mm（长）×6mm（厚）；
    肋片形式：矩形等截面肋；
    肋片厚度：1.5mm；
    肋片间距：8.6mm（共36片肋片）；
    肋片高度：70mm。
    在自然冷却的条件下，功率管的壳温约为102℃，对应的散热器热阻为0.26 ℃/W ；在1.5m/s的风冷条件下，功率管的壳温约为89℃，散热器热阻则为0.20 ℃/W, 满足设计要求。

参考文献

1 D.S.斯坦伯格. 电子设备冷却技术. 北京：航空工业出版社，1989
2 谢德仁. 电子设备热设计. 南京：东南大学出版社，1989
3 电子设备可靠性热设计手册. 北京：电子工业出版社，1989
4 邱成悌, 赵惇殳, 蒋全兴. 电子设备结构设计原理.南京：东南大学出版社，2001
5 陈炳生. 电子可靠性工程. 北京：国防工业出版社，1987

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