大功率电源模块的散热设计

大功率电源模块的散热设计

散热器设计

用Icepak软件进行优化设计

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

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150mm（150和200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δ＝1.5mm。

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。