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大功率电源模块的散热设计

发布时间:2011-04-01

中心议题:
  • 温度控制
解决方案
  • 散热器设计
  • 用Icepak软件进行优化设计

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

    Pc=Δt/RT (W) (1)

式中,Δt 为功率管结温与周围环境温度之差,℃;RT 为总热阻,℃/W;

RTj 为功率管的内热阻,RTp 为器件壳体直接向周围环境的换热热阻,RTc 为功率管与散热器安装面之间的接触热阻,RTf 为散热器热阻。本文旨在尽量减小RTc 和RTf,使系统热阻降低,保证功率管结点温度在允许值之内。

h、Δt、D的单位分别取K m W 2 / 、K、m。代入数据,得h=6.3666 K m W 2 / 。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0.62828 2 m 。由此确定散热片肋高d = 66.476mm,考虑到肋片效率问题,取70mm。

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最高结温规定为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。

散热器设计

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150mm150200的较小者)时换热系数较大。

2、肋片厚度的设计
无量纲数毕渥数(Biot)小于1 ,即Bi=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Bi≤0.25。为了使Bi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δ1.5mm

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)

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:
Gr----葛拉晓夫数;
 D----自然对流时的特征尺寸, D=150mm=0.15m;
Δt----壁温与周围流体温度之间的温差, Δt=100-50=50 °C;
 β----体积膨胀系数, β =2.9575╳10-8 1/K;
 γ----运动粘度, γ =20.43╳10-6 s m / 2 ;
 g----重力加速度,g=9.87 2 / s m ;
代入数据得Gr=1.1673╳10-7,而普朗特数Pr=0.7085,故Pr× Gr=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
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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:

散热面积A=0.66 2 m ,求得Δt= Q/( h ηA)=51.2566 °C。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,略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。

用Icepak软件进行优化设计
ICEPAK 求解的一般过程如下:
项目命名—>设定初始参数—>建立模型—>网格划分—>网格检查—>校核流态—>问题求解—>结果显示

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,可以使其尺寸小于cabinet。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。

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。相对于无表面换热的cabinet 而言,opening 则是热量交换的重要门户。本文中无需设定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。从图1 可以看出:功率管表面的最高温度为102°C(模型中有六个openings ,迭代次数为140),与理论计算值相符。改变模型中的相关参数,我们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 。

图1 自然对流条件下功率管散热的温度与风速云图

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,我们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,其他参数不变。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最高温度约为89°C。散热器底板截面温度图及横向风速云图分别见图2、3。

图2 强迫对流条件下功率管散热的温度云图

图3 强迫对流条件下功率管散热的风速云图

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。.

结论
本文对四个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:1.3mm;
    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。


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