散热能力

2024-05-09

散热能力（共7篇）

散热能力篇1

1 前言

近年来, 随着国民经济不断发展, 社会用电量激增, 电气设备用电负荷明显增大。夏季用电高峰期, 部分变压器等电气设备长期满负荷运行。部分变电站位于城区, 出于噪音、消防、用地等方面的考虑, 变压器室设计的过于细小、密闭, 易造成变压器室通风不良, 加之环境温度高于设计温度, 变压器室散热能力下降, 主变超温现象较多, 严重影响变压器的稳定安全运行。在此情况下, 如何改善变压器室的运行环境, 提高通风散热能力, 降低设备故障率, 保障电网安全可靠供电, 成为一个重点关注的课题。

2 变电站室内通风散热情况调查

2011年至2012年对天津地区各供电公司变电站进行了调查, 见表1。

通过对变电站的调查统计可以看出, 变压器室温度高, 通风不畅问题较为突出, 部分电容器和电抗器室也存在同样的情况。

3 变电站室内散热不良的原因分析

3.1 控制环境噪声的原因

变电站的变压器在运行中会产生低频噪声, 同时进风风机和抽风机的运行也产生噪音, 两种噪声的叠加使变电站周边的噪音超标, 在设计和改造中, 注重噪声的隔绝, 在进出风口、进口大门、窗户等处加装了隔音设施, 而忽视了通风不畅造成的变压器散热不足的问题。

3.2 周边环境的原因

变电站处于市区和居民区容易造成变压器室散热不良, 该区域内人员密度大, 车流密集, 产生城市热岛效应, 环境温度偏高;此外高楼大厦林立, 对空气流动有一定的阻挡作用, 对噪声要求的标准高。

3.3 设计原因

在国家标准图中, 变压器室通风的面积为有效面积, 通风的有效面积系数小于1。但在部分设计中, 由于没有注意到面积与有效面积之间的差异, 设计时未按照国家标准图中要求的有效面积向土建设计提出条件。使实际变压器室的通风面积不足, 不能满足变压器运行的要求[1]。随着城市化进程加快, 部分近郊变电站进行设计改造, 改造过程中存在户外变电器室内使用的状况, 而通风设计过程中又没有充分注意户外变电器与室内变压器的差距, 仍按照普通室内变压器通风标准进行通风设计, 造成通风量与发热量不匹配, 发生变压器超温等故障。

北方地区, 季节性风向变化明显, 出风口百叶窗位置布置不合理, 部分季节出风口布置面向上风向, 易产生倒灌风, 不利于排风。

变压器室内空气流动路径不合理, 进风口和出风口布置过近, 产生空气流动短路, 新鲜空气无法充分与散热片接触带走热量, 直接从出口排出, 导致散热不足。

部分自然通风和机械排风配合, 混合通风模式的变压器室, 自然排风口与机械排风口布置不合理, 当机械排风开启时, 室内气压降低, 自然排风口进风。自然排风口进入室内的空气无法与变压器散热片充分接触便直接由机械排风口排出, 造成室内空气流动不合理, 无法充分散热, 同时造成风机负荷增大, 导致能源浪费。

3.4 设备及人为因素

变电站在运行过程中, 操作人员管理不善, 通风百叶窗易被杂草、灰尘、杂物等阻塞, 导致通风有效面积下降, 通风量降低。变压器散热片积灰严重, 热阻增大, 影响其与空气的对流换热, 导致散热不足, 变压器油温升高。部分通风风机常年运行, 叶片磨损严重, 做功能力下降, 导致排风量下降, 通风能力不足。

4 变压器通风散热原理及通风量计算

4.1 变压器通风散热原理

变压器在运行过程中会产生损耗转化为热量, 热量通过冷却介质、变压器壳体及散热器表面与空气进行热交换, 当变压器产生的热量与变压器壳体及散热器表面与空气进行热交换的热量相等时, 变压器处于热平衡状态, 变压器室内温度趋于稳定, 当变压器产生的热量大于空气换热带走热量时, 变压器温度上升, 与周围空气温差加大, 热交换加剧, 达到一个新的平衡点。在变压器通风设计过程中, 需要根据变压器具体型号, 计算其发热量, 合理选择设计通风风量, 使变压器温度稳定在合理范围内, 保障变压器设备安全稳定运行[2]。

4.2 变压器发热量计算

变压器在额定负载下的损耗简称负载损耗, 负载损耗等于空载损耗与短路损耗之和, 它是计算室内变压器通风量的主要依据。通常通风设计计算过程中, 采用变压器的负载损耗作为变压器发热量。

4.3 通风量计算

变压器散热主要靠空气对流换热带走热量, 每小时的通风量[3]:

式中:G1为每小时的通风体积量, m3;Q为变压器损耗产生热量, k J/s;TP为排风温度, ℃;Tj为进风温度, ℃;Cb为空气比热, k J/ (kg·℃) ;ρ为空气密度, kg/m3。

5 散热不足的应对方法

5.1 在设计方面, 主变室外墙宜尽可能置于太阳辐射较小的南北向, 规避东西向, 特别是辐射强度较大的西向;进风口的方向宜置于夏季主导风向, 排风口位置宜置于背向夏季主导风向;主变室应保证足够的通风机检修通道, 自然通风方式下主变散热器边距墙面宜大于1.2米, 机械通风方式下主变散热器边距墙面宜大于0.9米;合理进行变电站负荷计算, 避免主变超负荷或者低负荷运行, 宜选用低损耗带风扇自冷主变。

5.2每台主变应有独立主变室, 避免一室多台主变造成通风路程不同, 气流组织不畅;排风风机设计宜采用多台、小压头风机, 可根据室内温度系统自动控制风机开启数量, 既保证通风风量, 便于合理组织空气流动, 又避免大压头风机的噪声污染问题, 同时根据负荷和变压器室内温度变化合理调节风机的开启数量, 达到节能减排的目的。

5.3设计过程中提高通风散热问题的重视程度, 对主变室的通风设计, 建筑专业应配合暖通专业完成, 保证足够的通风面积及合理的气流组织方式。合理选择通风方式, 在建筑层高不受限制时, 主变室优先选用下进风方式对散热器进行散热, 同时宜侧送少量室外空气到主变及散热器周边;对于单侧散热器, 宜在无散热器侧适当送风, 改善室内温度均匀度;对于双侧散热器, 不宜设置单侧进风方式, 如必须设置, 宜增大风量。机械通风进风口风速宜取2~3m/s, 最大不超过4.5m/s。

5.4 平衡变压器室噪声控制与通风散热能力, 避免过于控制噪声造成的通风量不足的问题。风机应选择低噪声产品, 严格根据风量及风阻计算进行选型, 风机噪声宜控制在72d B以下, 对于噪声要求严格场合宜控制在68d B以下, 如不能满足需采取消声措施;当周边环境对噪声控制要求较高时, 应选用离心风机且设置风机房, 控制其噪声低于72d B;当变电站负载较小, 周围环境对噪声要求不高, 且20m内无居民楼, 可选用屋顶离心风机, 屋顶轴流风机不宜选用;风机房噪声小于80d B、且距居民楼距离20m以上, 则排风口仅需装消声百叶。如噪声较大, 则需加装消声器;风机房噪声大于85d B, 风机房宜选用隔声门;主变室进风口应采用消声百叶, 通过校核确定是否需使用消声器;围护结构的吸声、隔声设计应与建筑配合。

5.5 加强管理机制, 定期对变压器散热片及进、排风口进行清理, 保证气流路径组织通畅, 重视排风风机保养, 实现风机变工况控制, 避免风机长期满负荷运行, 延长风机使用寿命。

6 总结

综上所述, 提高变电站室内变压器室通风散热能力可从如下几个方面进行处理:

6.1 建筑专业和暖通专业配合, 合理设计规划, 减少热辐射对变压器室的影响;选择好进排风口的位置, 预防倒灌风;合理规划室内空气流动路径, 防止路径不畅和气流短路。条件允许时宜采用CFD工具对其进行分析, 以确定最佳的通风方案。

6.2 设备选择低噪声, 具备自冷能力的变压器, 降低通风量需求。排风风机选择低压头, 小风量, 低噪声类风机, 采用多风机并联运行方式, 提高风量的同时降低带来的噪声影响。

6.3 加强管理机制, 定期对变压器散热片及进排风口进行清理, 保证气流路径组织通畅, 重视排风风机保养, 实现风机变工况控制, 避免风机长期满负荷运行, 延长风机使用寿命。

参考文献

[1]陈涛, 李武兴, 等.35 kV变压器室通风系统选型与改造[J].供用电, 2009, 26 (2) :52-55.

[2]孙一坚.简明通风设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社, 1997.

[3]莫文雄, 曾文斐.室内变电站主变通风散热问题的分析及对策[J].广东输电与变电技术, 2004, (5) :27-31.

散热能力篇2

随着现代社会的飞速进步,计算机已成为人们工作、生活、学习中的重要帮手,这就促使其性能不断地提高来满足人们的需要,但同时也随之产生了一些问题。比如由于CPU芯片的集成度、封装密度以及工作频率的不断提高,导致它的功率不断增大,发热量惊人上升。CPU温度过高将会影响计算机的可靠性及稳定性,Intel和AMD两大巨头的CPU产品的最高允许工作温度分别为70 ℃和80 ℃[1]。Bar-Cohen等[2]指出电子元器件的温度若超过正常工作温度,每升高2 ℃它的稳定性将降低10%。所以在CPU芯片上加装散热器将产生的热量散发出去,使其维持在正常工作范围内,成为现今研究的一个热点。

目前,计算机使用最多的CPU散热方式为风冷散热,它是最为传统的,也是最成熟的一种散热方式。它的原理简单来说就是通过散热片将热传导出来,再通过风扇转动,加强空气流动,通过强制对流的方式将散热片上的热量传至周围环境。风冷式散热法的主要优点是结构简单,价格低廉(比较其它散热方法),安全可靠,技术成熟。所以适合广大一般用户。

依据散热片的材料,市场上的风冷散热器主要有全铝、全铜和铜铝复合式三种。一般说来,铜的导热率比铝要高,但并不是全铜的散热器就比铝的和铜铝复合的好,因为铜虽然在吸热速度上比铝快,但在放热速度上却恰好相反。铜铝复合式兼顾了两者的优点,成为主流产品。

前人的研究[3,4,5,6,7]主要是对平直翅片型风冷散热器,大多将其放在流速均匀的水平流道中做实验测试和数值模拟来分析其散热性能,获得了一些有益结论。文中对一款典型的铜铝复合型散热器的散热性能进行了实验测评,散热器结构如图1所示。

1 实验测试装置及过程

由于CPU冷却一般是采用轴流风扇加散热器的冷却方式,即射流式。该实验将散热器放在圆形截面形状的风道中进行研究,对散热器进行射流送风,如图2所示,风道长度足够使来流充分发展,以便电球式热风速计测量风速。采用电阻丝模拟实际的CPU芯片发热,将其置于保温盒中,使其产生的热量几乎全部由散热器导出。散热器与发热装置间放有云母片和2 mm厚的铜板,在铜板上布置E型热电偶测量散热器底部中央温度,近似为CPU表面温度。散热器与铜板间涂上导热硅脂,填充散热片下表面与铜板表面之间的细小缝隙,把CPU所产生的热量迅速均匀地传递给散热片,从而最大限度的增加散热片与CPU的接触面积,使散热效果达到最佳。实验通过接触式调压器改变输入功率和风机送风量,测量在不同功率、不同风速下的CPU表面温度,利用温度计测量进出口风温。

2 散热性能评价方法

Christian Belady[8]提出了对散热器性能的评价应该标准化,陈希章等[9,10]探索出从散热器的瞬时储热能力和热阻,以及CPU表面温度三个方面进行散热器性能评价的标准方法。瞬时储热能力即是迅速吸热能力,使CPU通电瞬间所产生的高热量不会将芯片烧坏。散热器的总热阻R $_{t}^{[11]}$ 包括CPU表面到散热器底部的接触热阻Rc和散热器自身的热阻R。其中R为导热热阻与对流换热热阻之和。为减少接触热阻Rc,在接触表面涂上导热硅脂。这部分热阻相对散热器自身的热阻R,可以忽略不计。则散热器的总热阻计算公式为:Rt=(Tc-Ta)/Q。其中,Tc,Ta分别为CPU表面温度和周围环境温度;Q为散热量。CPU表面温度最直接反映了散热器的散热性能好坏,温度越低,计算机工作性能更稳定,更可靠。

3 实验结果及讨论

实验首先测试了在相同风速条件下,改变输入功率时散热器的散热性能。图3反映的是风速为1.0 m/s时,功率分别为65 W,86 W,100 W,120 W,130 W时的CPU表面温度的变化过程。从图3中可以看出,对模拟芯片加热后,在开始的一段时间,由于CPU通电瞬间,发热量很大,CPU表面温度迅速上升,后逐渐趋缓至稳定值,即达到热平衡状态。在相同风速下,输入功率越大,CPU表面平衡温度越高,且阶跃值越大。当功率从120 W上升至130 W时,CPU表面最高温度从57.2 ℃跃至65.7 ℃,接近CPU最高容许温度。图4和图5是风速分别为1.5 m/s和2.4 m/s时的散热全过程,当功率为130 W时,CPU表面最高温度分别为53.6 ℃和49.6 ℃。可见,风速对散热器的散热性能影响较大。

测试散热器在不同气体流速下的散热性能是评价散热器的最主要方法。图6即显示了风速对散热器散热性能的影响,在相同功率下,风速越大,CPU表面平衡温度越低。在低风速下,功率对散热性能的影响较大;但随着功率的增大,风速的增加对其性能影响的显著性降低。当风速达到2.4 m/s时,噪音增加,散热器综合性能降低。可见在不同功率下,都存在最优冷却风速。所以在散热器上加装可调节转速的风扇,那么在CPU闲置时和发热量低的情况下可以低速运转,降低了噪音。在CPU满负荷运行状态下高速运转,满足其散热需求,从而提高了散热器的综合性能,能较好地满足CPU发热量在120 W以下的散热需求。

上述各图是从瞬间储热能力和CPU表面温度两个方面反映散热器的散热性能,图7则是从热阻方面来分析散热器的性能,从图中可以看出在相同功率下,风速越大,热阻越小,风速从1.0 m/s升至1.5 m/s,热阻减小幅度大;风速从1.5 m/s升至2.4 m/s,热阻降低幅值减小,特别是功率在65～86 W时,且并非风速越大热阻越小;功率在100～120 W之间时,风速增大对热阻的降低影响较为明显,可见在功率较低时采用高风扇转速,不仅增加了噪音,且不能显著提高散热性能,甚至降低散热性能。在相同风速下,功率从65 W上升至86 W时,随功率的增大,热阻明显增大;功率增至100 W时,热阻降低,此时散热器的性能得到了很好地发挥;功率继续增大,热阻增大的幅值降低。可见相对风速对散热性能的影响,功率对其影响较小。

4 结语

通过对该款散热器性能的测试,在Intel设计要求下,满足Intel Core2 Duo系列,Intel P4 LGA 775 3.4 GHz的散热需求。一般来说,在相同功率下,风速逐渐增大,CPU表面平衡温度越低,热阻越小,散热性能越好。但并非风速越大其性能越好,风速增大所产生的噪音,降低了散热器的综合性能。所以应该在散热和静音之间找到平衡点,以保证计算机的整体性能。实验所设计的的测试平台具有通用性,为后面对其结构上的进一步研究打下了基础。虽说现在许多新型散热器不断涌现,但因其技术的不成熟,价格昂贵等原因都不能得到广泛应用。传统的风冷散热器技术已经相当成熟,对其进行结构上的改进,使其满足现今日益飙升的发热量是可行的,且有一定的研究价值。

参考文献

[1]Vladimir G Pastukhov,Yury F Maydanik.Low-noise Cool-ing System for PC on the Base of Loop Heat Pipes[J].Ap-plied Thermal Engineering,2007:894-901.

[2]Cohen A Bar,Kraus A D,Davidson S F.Thermal Frontiersin the Design and Packaging Microelectronic Equipment[J].Mechanical Engineering,1983,105(6):53-59.

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[4]黄洁,杜平安.CPU散热器热学性能的有限元分析[J].计算机应用技术,2006,33(10):29-31.

[5]李斌,陶文铨,何雅玲.电子器件空气强制对流冷却研究[J].西安交通大学学报,2006,40(11):1 241-1 245.

[6]李,张永恒.CPU散热器换热特性的数值研究[J].制冷与空调,2007,21(4):98-100.

[7]陈占秀,孙春华,周泽平.CPU散热器数值模拟分析及其材料选择的研究[J].河北工业大学学报,2008,37(1):86-89.

[8]Christian Belady.Standardizing Heat Sink Characterization forForced Convection[EB/OL].http://www.coolingzone.com,2007.

[9]陈希章,刘中良,马重芳,等.电子芯片散热器特性的测试研究[J].工程热物理学报,2004,25(6):995-997.

[10]陈希章.台式计算机中微处理散热器散热特性的研究[D].北京:北京工业大学,2004.

铝质散热器替代铜质散热器的分析篇3

铜质散热器转换为铝质散热器, 有如下几方面的优势。

1 抗拉强度高

散热器的主要失效模式是焊缝漏水。焊缝焊接强度的高低是决定漏水几率的主要因素。从上表可以看出, 在焊缝强度上, 铝质散热器比铜质散热器有明显的提高。

2 散热性能好

通常大家认为, 由于铜的导热系数远比铝的导热系数高, 因此铜质散热器的散热能力要比铝质的高。实际铝质散热器的散热能力要比铜质的高。铜质散热器在制造的过程中多采用炉中及火焰软钎焊焊接, 焊接温度较低, 散热管与散热带 (片) 及各零部件的连接是通过锡铅焊料连接在一起的 (如图1所示) 。散热管向散热带 (片) 传递热量时中间要经过锡铅焊料层的间隔, 使得传热效率大大降低, 从而造成了散热器的散热效率较低, 影响了散热器的散热量。

管带式铝质散热器在制造过程中多采用炉中高温硬钎焊焊接, 经焊接完成后散热管与散热带 (片) 已完全熔合在一起 (如图2所示) , 这样热量在传递时由散热管直接传到散热带, 中间没有热量传递的损失。因此其散热效率较高, 散热器的散热量较大。

通过对两种不同材质的散热器进行散热性能的对比试验表明, 在散热面积相同的情况下, 铝质散热器的散热量要比铜质散热器的散热量高出30%以上 (管带式) 。

3 成本低

铜的密度为8.9g/cm3, 铝的密度为2.7g/cm3, 因此在同样体积大小下, 铝的重量仅为铜的1/3;但由于以下三方面的因素, 导致铝质散热器的成本较铜质散热器的成本降低约10%~17%左右:

1) 铝质散热器使用的材料要比铜质散热器用的材料料厚;

2) 铝质带材为覆合层料, 加工费用较高;

3) 铝质散热器成品率 (或材料利用率) 较铜质的低。

4 使用寿命长

由于铝质散热器的焊缝强度的提高, 散热管所用材料内部为防腐层 (Al-Zn) ;或采用冷拨料 (虽无防腐层) 料厚, 铝质散热器的设计使用寿命为7年;而铜质散热器的设计使用寿命为5年。

5 生产保证能力强

铝质散热器采用NOCOLOK焊接炉, 可通过的芯体的最大尺寸为:1200*160 (芯宽*芯厚) , 可以连续不断的进行焊接, 该焊接炉的生产能力为100万台/年/炉。

综上所述, 铜质散热器转换为铝质散热器具有成熟的生产经验, 经过市场验证, 结合多方面因素, 该方案是完全可行的。

摘要：通常大家认为, 由于铜的导热系数远比铝的导热系数高, 因此铜质散热器的散热能力要比铝质的高。实际铝质散热器的散热能力要比铜质的高。

关键词：铜材,铜质散热器,铝质散热器,散热量

参考文献

[1]张欢, 由世俊, 高佛佑.一种带异形肋片的新型散热器的热工性能及技术经济评价[A].全国暖通空调制冷1996年学术年会资料集[C].1996.

[2]马文霞.金属热强度是衡量散热器品质的一项重要指标[A].全国暖通空调制冷1998年学术年会资料集 (1) [C], 1998.

散热能力篇4

随着电子组件发热密度的不断增加, 散热需求也日益增加, 散热设计的困难度也越来越高, 花费的成本也越来越多[1]。在电子设备散热方式中, 空气冷却的散热器是经济性可靠性最好的散热方式, 也是目前使用的最为广泛的散热器形式, 以往空气冷却散热器以增加散热面积为最基本的提高散热的方法, 但有时该方法会受到结构因素影响而不能采用, 因此如何有效提高散热效率已成为一个非常重要的研究课题。机柜散热系统的好坏对机柜稳定安全运行是很重要的一个影响因素, 散热系统的失效会导致机柜温度过高, 可能会导致死机甚至烧毁元件, 散热系统有效运行能保持机柜在适当的范围内的温度, 保证机柜能稳定、高效、安全地运行。本文利用CFD软件对机柜散热系统进行模拟, 分析模拟结果, 并对散热系统结构进行优化设计。

1系统概述

本文机柜散热系统主要由热管、散热主板、显卡散热器、各部位风扇及风道所组成, 主要部件散热原理如下:

①CPU散热系统由热管将CPU的热量传递至散热主板, 散热主板反面位于机柜背面风道, 散热主板正面位于机柜正面风道, 系统风扇维持机柜内部空气流动, 并在散热主板正反面通道中带走散热主板热量, 维持CPU温度于一定温度值;②显卡散热系统由显卡散热器和显卡风扇组成, 显卡芯片工作产生的热量直接传递至与芯片直接接触的散热器上面, 风扇将外部空气吹过散热器表面, 空气与散热器进行对流传热带走散热器中的热量, 维持显卡芯片温度在一定温度值;③电源散热由电源内部结构和电源风扇组成, 电源风扇将外部空气吹入电源元器件表面, 由空气与元器件的对流传热带走元器件产生的热量保证电源温度维持在一定值;④其他元器件由系统风路中的空气对流带走热量, 保证合理温度值;⑤机柜中风道受结构影响, 建模时在机柜整体模拟中进行考虑。

2建模过程

在Proe 5.0软件中对单风道系统和双风道系统进行结构分析, 进行散热系统结构建模初选, 主要结构区别在于单风道系统在主板下方背板进口处有横梁挡住背板进风口, 使系统仅有主板正面一个风道, 而双风道系统主板下方背板进口处无横梁挡住背板进风口, 使系统有主板正面和主板背面两个风道, 结构如图1所示。

将Proe 5.0中初选的单风道系统和双风道系统结构模型导入Flotherm前置建模软件Flo MCAD进行散热系统建模。

在Flo MCAD中将Proe 5.0建立的单风道系统和双风道系统结构模型进行转换成Flotherm能识别处理的散热系统模型 (图2) 。

在Flotherm软件中定义模拟环境参数、计算参数, 定义散热系统各部件材料属性, 定义风扇属性、边界属性、热源属性等相关参数, 主要参数定义如表1所示。

在Flotherm软件中定义所需要的监视点, 进行相关属性设置;

在Flotherm软件中的网格处理模块对系统进行网格划分和相关参数设置, 单风道系统和双风道系统结构模型网格划分为1117256个网格;

将散热模型作认真核对检查, 设置合理的分析类型及分析条件, 进行仿真。

3分析结果

单双风道系统比较仿真分八次仿真, 分别为两种不同风道系统下环境温度25℃、35℃、45℃、55℃时的仿真。

3.1环境温度25℃时仿真结果单双系统和风道系统仿真在环境温度25℃时仿真结果为单风道系统最高温度62.1℃, CPU核心温度34℃, 双风道系统最高温度61.6℃, CPU核心温度33.5℃。双风道系统最高温度比单风道系统最高温度低0.5℃, CPU核心温度低0.5℃, 双风道系统散热效果较好。单双系统和风道系统仿真在环境温度25℃时仿真结果温度分布图如图3所示。

3.2环境温度35℃时仿真结果单双系统和风道系统仿真在环境温度35℃时仿真结果为单风道系统最高温度72.1℃, CPU核心温度44℃, 双风道系统最高温度71.5℃, CPU核心温度43.5℃。双风道系统最高温度比单风道系统最高温度低0.6℃, CPU核心温度低0.5℃, 双风道系统散热效果较好。单双系统和风道系统仿真在环境温度35℃时仿真结果温度分布图如图4所示。

3.3环境温度45℃时仿真结果单双系统和风道系统仿真在环境温度45℃时仿真结果为单风道系统最高温度82.2℃, CPU核心温度53.9℃, 双风道系统最高温度81.3℃, CPU核心温度53.5℃。双风道系统最高温度比单风道系统最高温度低0.9℃, CPU核心温度低0.4℃, 双风道系统散热效果较好。单双系统和风道系统仿真在环境温度45℃时仿真结果温度分布图如图5所示。

3.4环境温度55℃时仿真结果单双系统和风道系统仿真在环境温度55℃时仿真结果为单风道系统最高温度91.6℃, CPU核心温度63.7℃, 双风道系统最高温度91.6℃, CPU核心温度63.4℃。双风道系统最高温度比单风道系统最高温度低0℃, CPU核心温度低0.3℃, 双风道系统散热效果较好。单双系统和风道系统仿真在环境温度55℃时仿真结果温度分布图如图6所示。

3.5单双风道仿真结论在四种不同环境温度下的模拟结果比较关键数据如表2所示。

由表中可以看出在四种不同的环境温度下双风道散热效果均比单风道散热效果好, 在散热结构改进设计时可以进行结构优化调整, 让机柜散热结构形成双风道的散热形式, 能提高整个机柜的散热效果。

4结论

从Flotherm的详细建模过程以及仿真结果分析中, 可以得到如下结论:①Flotherm可以通过建模时候设置实测时使用的相关参数改进模拟精确程度, 使仿真结果尽量接近实验, 对分析和设计有较强的指导作用。②通过Flotherm仿真, 可以获得无法通过实验得到的数据, 如散热系统内部的温度分布和速度分布。③通过Flotherm仿真, 可以在改进设计早期阶段对多种方案进行分析比较, 获得优选方案, 从而大量减少实验次数, 缩短了研发周期, 降低了研发成本。总之, 在Flotherm散热仿真模拟中, 综合考虑各种影响因素后, 可以确保仿真结果一定精度内的可靠性, 对于热设计工程师, 可获得常规实验所无法得到的数据, 对所研究的散热系统进行优化设计。利用Flotherm散热仿真技术, 热设计工程师可以大大减少实验次数, 缩短产品开发周期, 节约开发成本。

参考文献

[1]陈翔, 史雪辉.基于Flotherm的散热器的优化设计[J].机械电子微波结构工艺学会学术会议论文集, 2008:236-239.

[2]徐维新.电子设备可靠性热设计指南[M].北京:电子工业出版社, 1995.

散热能力篇5

CPCI主板如安装在强迫风冷或自然通风散热的机箱内,一般选择整体上盖结构进行主板加固,安装模块时无需辅助零件、通用性较强,可用于标准6UCPCI商用、工控和其他特种计算机。本文基于牛顿冷却对流方程,使用迭代法计算整体上盖散热片的散热效果,并在最后给出有限元分析法的结果作为对比。

2结构形式

散热片的具体结构为设计一块整体上盖覆盖在主板上,并通过两侧和中心的螺钉固定牢固,以增加主板整体刚度。主板上主要发热元件(CPU、网络控制器)通过局部散热片(上盖的一部分)散热,其他发热元件直接通过自然通风散热。主板前面板高度为6HP。模块整体结构尺寸为233.35×175.84×30mm(不含助拔器),如图1所示。

整体上盖的中部为局部散热片,散热片下部设有对应主要发热器件(CPU、网络控制器)的局部导热块,使发热器件上的热量经过散热片的散发到空气中。整体上盖其他部分为镂空的框架结构,以方便空气的流通,其外形尺寸为227×149×22mm,具体结构如图2所示。

3热功耗统计

CPCI主板上的主要发热元件的热功耗如表1所示(均选取合理的假定值),合计主板总热功耗为5.53W。

4散热计算

CPCI主板上热流密度最大的元器件是CPU和网络控制器,通过设计局部散热片散热,并在其接触面涂抹软性导热材料以减小接触热阻,而其他元器件直接通过自然通风散热。局部散热片为上盖的一部分,为方便计算,等效为图3所示散热片的结构。为减小自然对流条件下散热肋片间的空气阻塞,取肋片间距为10mm。CPCI主板位于计算机机箱内,设置机箱内温度为65℃,压力为一个标准大气压。

C P U表面的工作温度TCPU=th+△tc+△tsc+△t1,网络控制器表面的工作温度Tw=th+△tc+△tsw+△t2,其中:

th—机箱内部空气温度,取值为65℃(高于一般机箱外部最高工作环境温度55℃);

△tc—局部散热片对机箱内部空气温升;

△tsc—局部散热片CPU导热块部分的下表面到上表面的温升,采用稳态传导热流的基本关系式进行计算△t=QL/(KA)(公式1),Q=1.5W=0.36cal/s(CPU的耗散功率),L=11.9mm(CPU导热块部分的高度),K=0.0343cal/s·mm·℃(铝合金的导热系数),A=29×29mm2(CPU导热块部分的截面积),计算结果为△tsc=0.15℃;

△tsw—局部散热片网络控制器导热块部分的下表面到上表面的温升,计算原理参照△tsc,计算过程略,结果为0.17℃;

△t1—局部散热片CPU导热块的下表面到CPU封装接触面的温升,中间为软性导热材料,计算原理参照△tsc,计算过程略,结果为1.9℃;

△t2—局部散热片网络控制器导热块部分的下表面与网络控制器封装接触面的温升,中间为软性导热材料,计算原理参照△tsc,计算过程略,结果为1.5℃。

△tc计算。

由于此散热片为薄片结构(厚度不含肋片为3mm),忽略四周侧壁的散热和上下表面的温差,对△tc采用牛顿冷却对流方程(单位转换为英制)进行计算:Q=hcA△t(公式2),其中:

Q—耗散功率(此处为CPU和网络控制器的耗散功率之和2.55W);

hc—自然对流换热系数,增加散热片肋片后的换热系数需要修正;

A—热流路径横截面积;

△t—散热片与空气的温差。

单位转换为英制,涉及的单位中Btu为英制热量单位、h为小时、ft为英尺、℉为华氏度。

CPCI主板上的局部散热片水平放置,使用简化层流自然对流方程计算上表面hcs、下表面hcx和肋片的垂直侧面hcc:

其中:L—热流路径,水平面,肋片的L约等于肋片长度;η—肋片自然对流换热系数的修正值。

取△t为5℃=41℉;(℉为华氏度)

(上表面无肋片的等效热流路径);

(下表面的等效热流路径);

(肋片侧表面的热流路径)。

η的计算如下:

K=83Btu/hft2℉(铝合金的导热系数,Btu为英制热量单位、h为小时、ft为英尺、℉为华氏度);

(上表面无肋片的自然对流换热系数);

(下表面的自然对流换热系数);

(肋片侧表面的自然对流换热系数)。

(散热器上表面无肋片的热流路径横截面积);

(散热器下表面的热流路径横截面积);

(肋片侧表面的热流路径横截面积)。

由公式2,得出:

即

反复把△t带入公式3、4、5进行迭代计算,得到最终的△tc值约为2.7℃。

b)结论

CPU表面的工作温度TCPU=th+△tc+△tsc+△t1=65+2.7+0.15+1.9=69.75℃,网络控制器表面的工作温度Tw=th+△tc+△tsw+△t2=65+2.7+0.17+1.5=69.37℃,均小于芯片表面的允许正常工作温度(85℃)。

5有限元分析结果

使用ANSYS中的Icepak模块对CPCI主板散热片进行热仿真。建立热力学模型并且划分网格,环境空气温度设为65℃(模拟机箱内环境),压力为一个标准大气压,热模型流态为湍流。经Icepak计算求解,得出具体结果如图4、5所示。

经Icepak仿真计算,CPCI主板主要器件仿真温度如下:CPU的工作温度TCPU=69.83℃,网络控制器的工作温度Tw=69.43℃,与上节公式计算结果相近。

6总结

由于公式计算简化了其他发热元件(内存、硬盘等)、整体上盖其他部分(除散热片外)、PCB印制板等散热因素,所以计算结果与热仿真结果有一定误差。随着计算机仿真技术的发展,越来越多设计人员直接使用有限元分析进行电子产品的热设计,但传统工程公式的计算方法作为热设计的基础,对有限元分析中边界条件设置、参数选择、热模型简化和原理性知识的学习等仍然具有重要意义。

摘要：以覆盖整体上盖散热片的典型CPCI计算机主板为例,在自然通风散热方式的情况下,使用迭代法计算散热片的散热效果,并比对有限元分析法的结果。

关键词：散热片,热设计,迭代法,热仿真

参考文献

[1]D.S.斯坦伯格.电子设备冷却技术[M].北京:航空工业出版社,1989(10).

散热能力篇6

1 散热片的结构模型和边界条件

为了便于模拟分析和计算,我们对CPU芯片作了简化,在Pro/E中建立了其三维模型如图1所示。散热片的材料是纯铜[2],密度ρ=8930kg/m3,比热容c=386J/(kg·K),导热系数λ=398W/(m·K)。基底尺寸是32×4×32,肋片的尺寸是32×0.5×10,肋片间隔3mm,基底与肋片通过爆破焊工艺连接。散热片放在均匀加热的金属平板上,其表面温度T=60℃,周围空气温度Tf=23℃,散热片与空气的自然对流系数h=5.42W/(m2/K)。图中灰色的位置安装5个热电偶来测量5组温度数据。

2 计算散热片5个测点的温度

散热片的热传递公式为[1]:

式中:A为散热面积,p为散热片的周长。

结合给定的边界条件,得到相应的传导矩阵和热载荷矩阵分别为:

再结合基座边界条件T=60℃,得到5个测点的温度是:

人们一直用式(1)来计算散热片的散热大小,但该式只考虑了对流换热,而忽略了辐射散热的影响[1]。

3 试验测量散热片的温度

把室温控制为23℃,给金属板通电加热,在温度稳定在60℃时,放上散热片,1min、2min和3min以后纪录5个测点的温度。把3次的结果取平均值如表1所示。

4 利用ANSYS对散热片进行热传递分析

4.1 散热片的有限元模型

选择PLANE55热分析单元进行分析求解,在计算过程中使用AUX12辐射矩阵生成器[3]。在ANSYS中直接建模,材料性能参数和载荷(即边界条件)如上所述。划分网格的散热片有限元模型如图2所示,施加对流和辐射载荷的有限元模型如图3所示。用Current LS求解器分析计算。

4.2 ANSYS的分析结果

进入通用后处理器POST1查看结果。图4是只考虑对流散热的散热片节点温度场等值线图,图5是同时考虑对流和辐射的散热片节点温度场等值线图。测点1~5分别对应着有限元中的节点892、873、853、833和814。应用List Results命令查看5个节点的温度值如表2所示。

5 对比分析所得结果

把式(2)中数据、表1和表2汇总如表3,三者温度梯度的变化如表4所示。

分析以上数据可知:

(1)只考虑对流散热,计算数据与ANSYS分析结果很相近。作者认为产生测点4和5的差异是因为热传递公式(1)以单个的肋片为分析对象,忽略了肋片之间的相互影响。

(2)比较实测结果和ANSYS综合结果可知,两者在测点3、4、5处的差别较小,而测点1、2的数据相差依次增大。产生这些差别原因:一是实际热电偶的测点与ANSYA中的节点存在差异;二是ANSYS中的材料是各向均匀传热[4],考虑加工等因素可知实际散热片在各个方向的热传递是不同的;三是试验中存在着诸多不定和人为因素会加大测量结果的不准确性。但两者的温度都趋于稳定且很相近,考虑上述因素,可以认为ANSYS的分析结果符合散热片的实际散热情况。

(3)对比ANSYS两组数据可知,两者第1个测点的温度差别较小,为0.275℃,其他4个测点的差别较大,最大为2.936℃。原因是测点1在基座上,所以温度梯度变化不大,而靠近基底的2、3测点受辐射的影响最大,其温度梯度变化最大。

(4)在ANSYS中只考虑对流散热,散热片温度降低了7.785℃,加入辐射散热,其温度降低了10.721℃。试验结果得到的温差为9.63℃,即辐射散热至少使散热片多降低了1.845℃,是对流散热温度变化的23.7%。

6 结语

通过以上的计算、测量、分析和比较表明,对于表面温度为几十摄氏度的一类散热片的散热问题,对流散热量与辐射散热量都是不容忽略的重要因素,必须同时给予考虑,才能更准确地反应散热片的真实热量传递,从而为散热片的设计和制造提供可靠的依据。

摘要：利用ANSYS对CPU芯片散热片进行了对流和辐射热分析,并对其进行了温度场模拟试验和热传递的数值计算,比较三者的差异可知在散热片的散热过程中,辐射散热是不容忽略的,从而为散热片的设计和制造提供了可靠的依据。

关键词：散热片,对流,热辐射,ANSYS

参考文献

[1]杨世铭,陶文铨.传热学(第三版)[M].北京:高等教育出版社,1998.

[2]周美玲,谢建新,朱宝泉.材料工程基础[M].北京:北京工业出版社,2001.

[3]张朝晖.ANSYS8.0热分析教程与实例解析[M].北京:中国铁道出版社,2005.