大(dà)功率IGBT散熱(rè)設計的(de)模拟及實驗

  随著(zhe)近年來(lái)電子技術的(de)迅猛發展, 大(dà)功率器件和(hé)集成電路的(de)使用(yòng)越來(lái)越廣泛。功率器件 (如IGBT功率模塊) 有著(zhe)廣闊的(de)發展和(hé)應用(yòng)前景。根據著名的(de)“摩爾定律”推算(suàn):芯片上的(de)晶體管每18個(gè)月(yuè)翻一番[1]。對(duì)于IGBT這(zhè)種大(dà)功率器件, 在其正常工作時(shí), 大(dà)功率損耗會産生大(dà)量的(de)熱(rè)從而造成自升溫, 如果電源結構設計不當, 那麽開關器件所産生的(de)熱(rè)量将不能及時(shí)排出, 開關器件的(de)失效率将随著(zhe)溫度升高(gāo)而大(dà)幅增大(dà)[2]。研究資料表明(míng):半導體元件的(de)溫度升高(gāo)10℃, 可(kě)靠性降低50%[3]。溫度的(de)上升直接影(yǐng)響IGBT的(de)熱(rè)應力, 嚴重時(shí)還(hái)會因溫度過高(gāo)而燒毀開關器件, 直接影(yǐng)響到電源的(de)壽命和(hé)可(kě)靠性[4]。随著(zhe)開關電源不斷朝著(zhe)大(dà)功率、高(gāo)頻(pín)和(hé)高(gāo)功率密度的(de)方向發展, 散熱(rè)設計已成爲影(yǐng)響電源可(kě)靠性的(de)一個(gè)關鍵因素[4]。因此, 有必要對(duì)IGBT這(zhè)種大(dà)功率器件的(de)散熱(rè)特性進行測量和(hé)分(fēn)析, 并對(duì)其散熱(rè)器的(de)結構和(hé)運行參數等的(de)優化(huà)進行研究。

  當前流行的(de)熱(rè)設計軟件種類比較多(duō), 主要有ANSYS、FLOTHERM和(hé)Icepak。相比之下(xià), FLOTHE-RM和(hé)Icepak在這(zhè)方面顯示了(le)專業熱(rè)分(fēn)析軟件的(de)優越性。兩者都具有專業的(de)流體動力學CFD (conputational fluid dynamics) 的(de)求解器, 能夠分(fēn)析各種流體狀态, 同時(shí), 它們提供了(le)電子設備熱(rè)分(fēn)析中常見的(de)所有組件, 使得(de)電子設備熱(rè)分(fēn)析的(de)建模非常簡單。Icepak軟件除了(le)具有以上優點之外, 由于它所用(yòng)的(de)求解器爲FLUNT求解器, 還(hái)具有計算(suàn)精度高(gāo)的(de)優點。

本文所研究的(de)IGBT風冷(lěng)散熱(rè)器示意如圖1所示。利用(yòng)Icepak進行計算(suàn)機模拟, 考慮到發熱(rè)元件以及控制空氣流動的(de)需要[5], 對(duì)模型簡化(huà), 建立機箱尺寸爲550 mm×450 mm×180mm的(de)模型, 機箱内部包括散熱(rè)器、基闆、3個(gè)熱(rè)源、4個(gè)風機和(hé)1個(gè)出風口。

環境溫度爲14.3℃, 每個(gè)IGBT模塊功耗300W, 機箱外表面與空氣自然對(duì)流換熱(rè), 換熱(rè)系數爲15 W/ (m2·K) , 風機總風量爲0.42 m3/s。散熱(rè)器爲鋁型材散熱(rè)器;基闆長(cháng)0.27 m, 寬0.22 m, 散熱(rè)器肋片高(gāo)度爲0.1 m, 散熱(rè)器肋片厚度爲0.002 5 m, 共有21片肋片。求解類型爲穩态。對(duì)建立的(de)模型進行網格劃分(fēn), 劃分(fēn)過程即爲模型建立有限元模型的(de)過程。網格的(de)劃分(fēn)形式對(duì)計算(suàn)的(de)精度和(hé)計算(suàn)規模将産生直接的(de)影(yǐng)響, 本設計采用(yòng)先粗化(huà)後細化(huà)的(de)方式來(lái)劃分(fēn), 使網格更爲精确。

氣流檢查主要是檢查氣流的(de)雷諾系數, 根據雷諾系數來(lái)确定使用(yòng)的(de)流動方程。一般管道雷諾系數Re4 000爲湍流狀态, Re=2 000~4 000爲過渡狀态。本設計Re爲90 412, 故流動狀态爲紊流。

Icepak使用(yòng)叠代法進行求解計算(suàn), 設置完叠代次數, 開始進行求解, 當殘差收斂曲線完全收斂時(shí), 計算(suàn)完成。

Icepak軟件仿真計算(suàn)的(de)結果, 如圖2顯示。由圖可(kě)見, 散熱(rè)器表面溫度最高(gāo)點位于IGBT下(xià)方中心位置, 且離出風口位置較近, 環境溫度爲14.3℃條件下(xià), 散熱(rè)器最高(gāo)溫度爲57℃。

根據以上參數和(hé)模型, 模拟結果如圖2~圖4所示。

由圖2 (a) 中可(kě)以看出, 發熱(rè)元件IGBT中心最高(gāo)溫度爲57℃, 說明(míng)這(zhè)種散熱(rè)方式達到了(le)控溫目标。圖2 (b) 爲Z-X切面Y=0.225溫度雲圖, 從圖中可(kě)以看出, 溫度流向是逐漸向遠(yuǎn)離發熱(rè)元件方向發展的(de), 熱(rè)量沿散熱(rè)器擴散到空氣中。空氣由風機進入機箱内, 帶走散熱(rè)器的(de)熱(rè)量後, 再經出口流出。

該機箱采取翅片式散熱(rè)器設計, 風機強化(huà)對(duì)流換熱(rè)措施。散熱(rè)器中流阻較大(dà), 使得(de)流線向散熱(rè)器上下(xià)兩個(gè)方向偏折, 減少了(le)通(tōng)過散熱(rè)器的(de)流量。圖4爲Y-X切面Z=0.08速度矢量和(hé)Z-X切面Y=0.22速度矢量圖。可(kě)以看出, 空氣的(de)流向是由風機入口進入, 從出口流出。在散熱(rè)器翅片間空氣流速達到最大(dà), 有利于散熱(rè)器上的(de)熱(rè)量擴散。

利用(yòng)K型熱(rè)電偶測溫儀, 在機櫃組裝時(shí), 将熱(rè)電偶測量探針預留在IGBT模塊處, 利用(yòng)導熱(rè)矽脂固定。整機運行4 h溫度穩定後, 用(yòng)熱(rè)電偶測溫儀讀取3個(gè)IGBT溫度。

環境溫度爲14.3℃時(shí), 測試3個(gè)IGBT中心的(de)平均溫度爲54℃, 模拟IGBT中心最高(gāo)溫度爲57℃。由于測溫探頭無法測量到IGBT中心溫度, 故測試測量到的(de)結果與模拟結果相比略微偏低, 測試結果與模拟結果誤差小于10%, 證明(míng)此模型可(kě)靠。

對(duì)公司主要産品最高(gāo)設計溫度範圍進行了(le)彙總整理(lǐ), 一般室内使用(yòng)溫度範圍0~45℃。除去軍用(yòng)産品, 主要産品一般使用(yòng)最高(gāo)環境溫度爲45℃, 因此, 本文研究的(de)散熱(rè)器最高(gāo)使用(yòng)環境溫度按45℃設計。當環境溫度爲最不利45℃時(shí), 熱(rè)源中心最高(gāo)溫度達到87.2℃, 散熱(rè)器平均溫度爲64℃。按照(zhào)目前的(de)方案, 散熱(rè)已經處于臨界狀态, 如果使用(yòng)環境更爲苛刻, 則無法滿足需求。另外, 從産品可(kě)靠性方面考慮也(yě)需要更優化(huà)的(de)散熱(rè)結構。

表1 IGBT散熱(rè)系統實驗測試數據Tab.1 Test data from the IGBT heat sink system

在原模型的(de)基礎上對(duì)散熱(rè)器幾何尺寸及風機進行優化(huà), 通(tōng)過對(duì)各種情況下(xià)的(de)散熱(rè)器熱(rè)阻的(de)比較, 得(de)出最優幾何尺寸及匹配風機。散熱(rè)器由肋片和(hé)基座構成, 主要的(de)幾何參數包括肋片長(cháng)、肋片厚, 肋片數、基座厚、基座寬等。确定散熱(rè)器優化(huà)設計軟件采用(yòng)的(de)Icepak軟件, 它采用(yòng)計算(suàn)流體動力學求解器, 有限體積法, 非結構化(huà)網格可(kě)以逼近複雜(zá)的(de)幾何形狀, 同時(shí)能實現散熱(rè)器肋片高(gāo)度、厚度等幾何參數的(de)優化(huà)。同時(shí)還(hái)需要考慮以下(xià)幾點:安裝散熱(rè)器允許的(de)空間、氣流流量和(hé)散熱(rè)器的(de)成本等。

強迫風冷(lěng)散熱(rè)滿足的(de)方程[6]爲

式中:Q爲單位時(shí)間内由散熱(rè)器傳遞到環境的(de)熱(rè)量, W;α爲對(duì)流換熱(rè)系數, W/m2·K;A爲散熱(rè)器與空氣接觸的(de)面積, m2;Ts爲散熱(rè)器表面的(de)平均溫度, ℃;Ta爲環境溫度, ℃。

散熱(rè)器熱(rè)阻表達式爲

在散熱(rè)器優化(huà)設計軟件中, 其他(tā)幾何參數和(hé)環境條件均保持不變, 分(fēn)析肋片高(gāo)度不同時(shí), 散熱(rè)器熱(rè)阻和(hé)熱(rè)源中心最高(gāo)溫度的(de)變化(huà), 分(fēn)析結果如圖5所示。

由圖5可(kě)以看出, 散熱(rè)器肋片高(gāo)度HL對(duì)散熱(rè)器熱(rè)性能及熱(rè)源中心溫度有很大(dà)影(yǐng)響。在相同條件下(xià), 随著(zhe)肋片高(gāo)度的(de)增加, 熱(rè)源的(de)熱(rè)量更容易通(tōng)過肋片傳至空氣中, 從而使散熱(rè)器平均溫度和(hé)熱(rè)源中心溫度降低;但是随著(zhe)肋片高(gāo)度的(de)增加, 散熱(rè)效果的(de)改變逐漸變緩;當肋片高(gāo)度增加到一定高(gāo)度時(shí), 熱(rè)源中心溫度基本不再降低;同時(shí)肋片高(gāo)度也(yě)受到設備内部空間、重量和(hé)材料成本的(de)制約, 因此散熱(rè)器肋片高(gāo)度不宜過高(gāo)[7]。由圖中可(kě)以得(de)出肋片高(gāo)度爲0.09 m較合适, 與原始模型相比熱(rè)源中心溫度降低了(le)2℃。

對(duì)肋片厚度進行模拟優化(huà), 結果如圖6所示。由圖6 (a) 可(kě)以看出, 散熱(rè)器肋片個(gè)數一定時(shí), 肋片越厚導熱(rè)效果越好, 但當肋片厚度達到6 mm後, 散熱(rè)器平均溫度及散熱(rè)器熱(rè)阻基本不再降低。而熱(rè)源中心最高(gāo)溫度在肋片厚度達到8 mm後, 溫度不再降低反而略微升高(gāo)。這(zhè)是由于肋片間隙過小會造成氣流無法順利流過散熱(rè)器, 在散熱(rè)器兩旁形成繞流, 無法将散熱(rè)器中心肋片上的(de)熱(rè)量帶走。當肋片厚度過小, 熱(rè)傳導造成的(de)熱(rè)阻爲影(yǐng)響其散熱(rè)的(de)主要熱(rè)阻;肋片厚度達到8 mm後散熱(rè)器平均溫度基本不再變化(huà), 這(zhè)時(shí)影(yǐng)響散熱(rè)器換熱(rè)的(de)主要因素是對(duì)流換熱(rè)。在肋片總厚度不變的(de)情況下(xià), 增加肋片個(gè)數, 增大(dà)換熱(rè)面積, 肋片數對(duì)熱(rè)阻、溫度的(de)影(yǐng)響結果如圖6 (b) 所示。工業制造肋片散熱(rè)器時(shí), 考慮到其加工難度, 肋片一般最薄加工到2 mm。由圖6 (b) 中可(kě)以看出, 肋片個(gè)數增加到61, 且肋片厚度爲2mm時(shí), 散熱(rè)器的(de)散熱(rè)效果最好。

根據以上模拟結果對(duì)模型進行優化(huà)後, 在不同風量情況下(xià), 對(duì)模型進行模拟, 分(fēn)析風量不同時(shí), 散熱(rè)器熱(rè)阻和(hé)溫度的(de)變化(huà), 結果如圖6所示。

由圖可(kě)以看出, 随著(zhe)風機風量的(de)增大(dà), 熱(rè)源中心溫度和(hé)散熱(rè)器平均溫度均有下(xià)降。當風量增加到0.38 m3/s時(shí), 溫度下(xià)降趨勢減緩;風量繼續增大(dà), 溫度雖仍呈下(xià)降趨勢但溫度變化(huà)并不明(míng)顯;随著(zhe)風量的(de)增大(dà), 熱(rè)阻也(yě)相應呈降低趨勢;但風機風量增加的(de)同時(shí)也(yě)造成空氣流速和(hé)噪音(yīn)的(de)增加。所以不能一味地依靠增加風機風量來(lái)提高(gāo)散熱(rè)。

最終優化(huà)方案如表2所示。按優化(huà)方案模拟得(de)到:當環境溫度爲14.3℃時(shí), 熱(rè)源中心最高(gāo)溫度爲37.4℃, 散熱(rè)器平均溫度爲25.2℃;相比優化(huà)之前測量的(de)散熱(rè)器中心最高(gāo)溫度降低了(le)16.6℃。在最不利環境溫度45℃條件下(xià), 熱(rè)源中心最高(gāo)溫度爲68.7℃, 散熱(rè)器平均溫度52.9℃;将熱(rè)源功率增大(dà)到500 W, 熱(rè)流密度達到105 W/m2, 而熱(rè)源中心最高(gāo)溫度爲84.6℃, 散熱(rè)器平均溫度61.4℃, 散熱(rè)器仍可(kě)達到要求, 遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于IGBT結溫 (處于電子設備中實際半導體芯片的(de)最高(gāo)溫度) 最高(gāo)設計值125℃, 電子器件的(de)可(kě)靠性得(de)到了(le)充分(fēn)保證。

表2 最終優化(huà)方案Tab.2 Final optimization scheme

本文分(fēn)析了(le)大(dà)功率熱(rè)源風冷(lěng)散熱(rè)器的(de)肋片高(gāo)度、風機風量和(hé)肋片厚度對(duì)散熱(rè)器熱(rè)阻的(de)影(yǐng)響, 得(de)到結論以下(xià)。

(1) 肋片高(gāo)度和(hé)散熱(rè)器散熱(rè)性能密切相關, 在一定範圍内高(gāo)度越高(gāo), 散熱(rè)器換熱(rè)性能越好, 熱(rè)阻越小。實驗條件下(xià)肋片高(gāo)度應不小于0.09 m。

(2) 風機風量越大(dà), 散熱(rè)器熱(rè)阻越小, 溫度持續降低。風量增大(dà)到0.38 m3/s後, 熱(rè)源中心溫度和(hé)散熱(rè)器平均溫度呈降低趨勢, 但降低趨勢逐漸減緩。

(3) 肋片厚度在一定範圍内可(kě)以增加熱(rè)量的(de)傳導, 肋片個(gè)數爲21時(shí), 厚度達到0.008 m, 導熱(rè)熱(rè)阻不再是影(yǐng)響散熱(rè)的(de)主要因素。繼續增大(dà)肋片厚度, 間隙變小會阻礙空氣對(duì)流換熱(rè), 溫度不再降低反而升高(gāo), 熱(rè)阻也(yě)相應增大(dà)。增加換熱(rè)面積即增加肋片個(gè)數, 經模拟得(de)到肋片厚度爲2 mm, 個(gè)數爲61個(gè)爲最優。