基于Icepak的強迫風冷散熱器數值模擬研究

孫飛

（中國電子科技集團有限公司第十研究所，成都 610036）

引言

強迫風冷散熱是地面電子設備常用的一種散熱方式，在民用電子設備和軍用電子設備領域應用廣泛，如電動車的電機控制器、通信基站等均采用強迫風冷散熱，相比自然散熱，強迫風冷散熱具備更高的散熱效率，相比液冷散熱，強迫風冷散熱結構簡單，無漏液風險。但是隨著電工電子技術的不斷發展，電子器件的集成度越來越高，導致其單位體積熱耗不斷增加[1]，這就為強迫風冷散熱器提出了更高的散熱要求。

國內外很多學者對強迫風冷散熱器進行了廣泛的研究，包含了結構、材料等方面創新。張忠海介紹了一種電子設備中高功率器件的強迫風冷散熱設計方法[2]。Yuanlong Yang等數值模擬了鋰電池采用開孔泡沫鋁換熱器進行熱控時，在不同泡沫鋁結構和風速下的散熱性能[3]。Yan Fan等通過一系列數值模擬和實驗研究提出了一種新型圓柱形斜鰭翅片小通道散熱器結構[4]。Vipin等對垂直通道中可變陣列加熱模塊的風冷進行了分析和實驗研究[5]。任航等對一款典型的UV-LED風冷翅片熱管散熱系統進行了數值模擬和實驗研究[6]，重點分析了該型翅片熱管散熱器的動態熱性能。丁杰和張平研究了電機控制器的風冷散熱器在五種風機下的散熱性能[7]。楊弘熙等提出了無相變對流換熱中對流換熱的計算公式，采用數值模擬進行了分析，通過實驗進行了驗證[8]。王長昌和杜廣群采用Flotherm軟件對車載電氣設備風冷散熱器的風速、翅片密度和高度等參數對散熱器散熱性能的影響進行數值模擬研究[9]。蔡煜等采用數值模擬方法對散熱器的翅片厚度、翅片高度和翅片長度對散熱器散熱性能的影響進行分析[10]，為散熱器的設計提供相應的建議尺寸。張梁娟和胡柯峰采用正交優選的方法對某風冷冷板進行了優化，并進行了實驗驗證[11]。

某型地面電子設備具有器件熱流密度高、總熱耗大的特點，常用機加工的鋁翅片配合大風量的風機已難以滿足該型設備的熱控要求，為了提高該型電子設備風冷結構的性能，本文基于Icepak對其風冷散熱器不同翅片結構形式進行了仿真分析研究，探索翅片結構和風機供風方向對設備熱控性能的影響，為該型電子設備風冷散熱器的設計提供了改進方法。

1 仿真模型

1.1 物理模型

某型地面電子設備風冷散熱器結構如圖1所示，發熱器件1和發熱器件2安裝于換熱裝置上表面，換熱裝置整機尺寸為107 mm×331 mm×500 mm，其內部翅片換熱器的尺寸為96 mm×440 mm×317 mm，翅片散熱結構上安裝有兩種發熱器件，發熱器件1總熱耗為300 W，發熱器件2單個熱耗為120 W，采用四個EBM 8214JH4風機進行強迫風冷散熱，環境溫度為地面55 ℃。

圖1 某型風冷散熱器結構

1.2 數學模型

采用Icepak仿真分析翅片換熱器的散熱性能，在仿真前做如下假設：

1）假設空氣不可壓縮。

2）空氣的熱物性與溫度無關。

3）忽略輻射和空氣對流影響。

4）熱源與散熱結構之間存在接觸熱阻，采用厚度為1 mm，導熱系數為8 W/mK的導熱襯墊。

5）發熱器件1材料為鋁合金6061，發熱器件2材料為紫銅，設備結構材料為鋁合金6061，翅片結構材料為鋁合金1100，翅片結構與設備結構之間采用釬焊，可忽略其接觸熱阻。

模型中所用材料的熱物性如表1所示。

表1 所用材料的熱物性

連續方程：

動量方程：

能量方程：

雷諾數大約在6 000～9 000之間，采用k-ωSST模型進行求解。

在仿真過程中，采用Spaceclaim對模型進行簡化（如圖2所示），采用Icepak軟件自帶的網格劃分模塊進行模型網格劃分，在仿真過程中根據翅片結構的變化適當調整網格單元數目，在滿足網格質量要求與仿真精度的條件下，模型網格數量大約在1 200～2 300 W之間。

圖2 簡化后的風冷散熱器仿真模型

2 結果分析與討論

本次研究中所采用的EBM8214JH4型風機具有壓頭大、風量大的特點，在總熱耗較大的地面電子設備上廣泛使用，因此在采用EBM8214JH4時，散熱器的翅片尺寸能夠更大，對于風冷散熱器，增強其散熱效果的主要手段有：①提高散熱器換熱面積，即在單位體積內增加翅片數量；②增加氣流在翅片結構中的湍流度。因此在本次研究中主要針對上述兩點進行相關分析。

2.1 翅片分段數目對散熱器熱阻的影響

在空氣流動方向上翅片出現分段能夠有效提高氣流在翅片結構中的湍流度，但是由于結構的限制，在翅片結構不變的情況下，翅片分段的增加，必然導致翅片總換熱面積的減小，進而影響散熱器的總熱阻，因此在仿真分析過程中，假設翅片厚度為2 mm，翅片間距為5.7 mm，翅片數目為40根時，沿空氣流動方向將翅片分別等分為2段、3段、4段、5段，每段之間間距為5 mm時，得出散熱器的熱阻變化如圖3所示，可以得出當翅片為1段時，散熱器的總熱阻最小，即散熱器的散熱效率最佳，而當散熱器的翅片從1段增加至4段時，散熱器的熱阻逐漸增大，而當散熱器的翅片為5段時，散熱器的總熱阻開始減小。從總熱阻的變化趨勢來看，進一步增加翅片分段數目，能夠減小散熱器的總熱阻，但是需要指出的是，本次研究中所采用的散熱器中翅片高度達到96 mm，分段數目的增加會導致翅片加工量和加工難度的上升，這在實際工程應用中并不可取。而且從圖4散熱器安裝面溫度分布來看，溫度分布完全相似，對比整個安裝面的溫度梯度分布可以得出當采用1段翅片結構時，散熱器安裝面的溫度梯度相對最小，這主要是因為翅片沿流動方向無分段，熱量在翅片流動方向上能夠充分擴散，進而導致散熱器安裝面的溫度梯度更小，本次研究中，發熱器件1和發熱器件2的熱流密度差異較大，因此可以得出，當散熱器冷卻對象的熱流密度差異較大時，采用1段翅片效果相對最佳。

圖4 散熱器安裝面溫度分布

圖3所示，隨著翅片分段數目的增加，散熱器的總熱阻發生變化，這主要是由于翅片分段間隔處流場發生變化，導致湍流度局部增加，圖5所示為翅片中心截面的速度場分布，可以看出在翅片分段出，流速發射了明顯變化，但是由于翅片分段數目有限，流速的變化影響范圍較小，幾乎僅限于分段處部分區域，結合圖3所示的總熱阻變化情況可以得出，當散熱器結構較大時，在一定范圍內增加翅片分段數目并不能有效降低散熱器的總熱阻。

圖3 翅片分段數目對散熱器總熱阻的影響

圖5 翅片結構中的流場分布

2.2 翅片厚度對散熱器性能的影響

假設翅片總體積相同，改變翅片厚度和翅片數量，同時改變風機的進出風方向，通過仿真分析得出以下結果，從圖6所示的散熱器總熱阻變化可以得出，對于此次研究的風冷散熱器，采用抽風形式時，無論翅片厚度如何變化，其總熱阻均小于吹風形式。隨著翅片厚度的增加，散熱器的總熱阻呈現出先變小再變大的趨勢，對于抽風形式，當翅片厚度為1 mm時，總熱阻最小，對于吹風形式，當翅片厚度為1.5 mm時，總熱阻最小。

由圖7和圖8可知，吹風形式下散熱器安裝面的溫度梯度遠小于抽風形式下散熱器安裝面的溫度梯度，這主要是由于本次研究中發熱器件1和發熱器件2熱流密度差距較大，發熱器件1的熱流密度和總熱耗遠小于發熱器件2的熱流密度和總熱耗。因此不同的進風形式會導致散熱器安裝面溫度梯度不同。

由圖7可知，在抽風形式下，當翅片厚度為1 mm時，散熱器安裝面的最高溫度低于其他三種情況，這與圖6所示的總熱阻變化趨勢相同。進一步說明翅片厚度為1 mm時，散熱器散熱效率最佳。由圖8可知，在吹風形式下，當翅片厚度為1.5 mm時，散熱器安裝面的最高溫度低于其他三種情況，這與圖6所示的總熱阻變化趨勢相同。進一步說明翅片厚度為1.5 mm時，散熱器散熱效率最佳。

圖6 翅片厚度對散熱器總熱阻的影響

圖7 抽風形式時散熱器安裝面溫度分布

圖8 吹風形式時散熱器安裝面溫度分布

3 結論

本文對某型地面電子設備強迫風冷結構進行仿真模擬研究，得出以下結論：

1）翅片分段雖然能夠提高散熱器中流場的湍流度，但是對于較大的翅片結構，分段并不能有效降低散熱器的總熱阻。

2）對于本文討論的散熱器結構，吹風形式下的總熱阻大于抽風形式下的總熱阻，因此在實際設計過程中應采用抽風形式，翅片厚度為1 mm時，散熱效率最佳。