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产品热设计
VCS 项目散热预研
欧国彦 2012-12-4
热设计、冷却方式、散热器、热管技术
电子产品的散热设计
一、 为什么要进行散热设计
在调试或维修电路的时候，我们常提到一个词“**烧了”，这个**有时是电阻、有时是保险丝、有时是芯片，可能很少有人会追究这个词的用法，为什么不是用“坏”而是用“烧”？其原因就是在机电产品中，热失效是最常见的一种失效模式，电流过载，局部空间内短时间内通过较大的电流，会转化成热，热**不易散掉，导致局部温度快速升高，过高的温度会烧毁导电铜皮、导线和器件本身。所以电失效的很大一部分是热失效。
高温对电子产品的影响：绝缘性能退化；元器件损坏；材料的热老化；低熔点焊缝开裂、焊点脱落。
温度对元器件的影响：一般而言，温度升高电阻阻值降低；高温会降低电容器的使用寿命；高温会使变压器、扼流圈绝缘材料的性能下降，一般变压器、扼流圈的允许温度要低于95C ；温度过高还会造成焊点合金结构的变化—IMC 增厚，焊点变脆，机械强度降低；结温的升高会使晶体管的电流放大倍数迅速增加，导致集电极电流增加，又使结温进一步升高，最终导致元件失效。
那么问一个问题，如果假设电流过载严重，但该部位散热极好，能把温升控制在很低的范围内，是不是器件就不会失效了呢？答案为“是”。
由此可见，如果想把产品的可靠性做高，一方面使设备和零部件的耐高温特性提高，能承受较大的热应力（因为环境温度或过载等引起均可）；另一方面是加强散热，使环境温度和过载引起的热量全部散掉，产品可靠性一样可以提高。
二、 散热设计的目的
控制产品内部所有电子元器件的温度，使其在所处的工作环境条件下不超过标准及规范所规定的最高温度。最高允许温度的计算应以元器件的应力分析为基础, 并且与产品的可靠性要求以及分配给每一个元器件的失效率相一致。
三、 散热设计的方法
1、冷却方式的选择
我们机电设备常见的是散热方式是散热片和风扇两种散热方式，有时散热的程度不够，有时又过度散热了，那么何时应该散热，哪种方式散热最合适呢？这可以依据热流密度来评估，热流密度=热量 / 热通道面积。
按照《GJB/Z27-92 电子设备可靠性热设计手册》的规定（如下图1），根据可接受的温升的要求和计算出的热流密度，得出可接受的散热方法。如温升40℃（纵轴），热流密度0.04W/cm2（横轴），按下图找到交叉点，落在自然冷却区内，得出自然对流和辐射即可满足设计要求。
大部分散热设计适用于上面这个图表，因为基本上散热都是通过面散热。但对于密封设备，则应该用体积功率密度来估算，热功率密度=热量 / 体积。下图（图2）是温升要求不超过40℃时，不同体积功率密度所对应的散热方式。比如某电源调整芯片，热耗为0.01W ，体积为0.125cm3，体积功率密度=0.1/0.125=0.08W/cm3，查下图得出金属传导冷却可满足要求
按照上图，可以得出冷却方法的选择顺序：自然冷却一导热一强迫风冷一液冷一蒸发冷却。体积功率密度低于0.122W/cm3传导、辐射、自然对流等方法冷却；0.122-0.43W/cm3强迫风冷；0.43～O.6W/cm3液冷；大于0.6W/cm3蒸发冷却。注意这是温升要求40℃时的推荐参考值，如果温升要求低于40℃，就需要对散热方式降额使用，0.122时就需要选择强迫风冷，如果要求温升很低，甚至要选择液冷或蒸发冷却了。
2、散热器的选择
这里面还应注意一个问题，是不是强迫风冷能满足散热要求，我们就可以随便选择风扇转速呢，当然不是，风扇的转速与气流流速有直接关系，这里又涉及一个新概念——热阻。
热阻=温度差 / 热耗（单位℃/W）
热阻越小则导热性能越好，这个概念等同于电阻，两端的温度差类似于电压，传导的热量类似于电流。风道的热阻涉及流体力学的一些计算，如果我们在热设计方面要求不是很苛刻，可通过估算或实验得出，如果要求很苛刻，可以查阅《GJB/Z27-92 电子设备可靠性热设计手册》，里面有很多系数、假设条件的组合，三言两语说不清楚，个别系数我也没搞明白如何与现实的风道设计结合，比如，风道中有一束电缆、风道的壁不是均匀的金属板，而是有高低不平带器件的电路板，对一些系数则只能估算了，最准确的方式反而是实验测量了。
热阻更多的是用于散热器的选择，一般厂家都能提供这个参数。举例，芯片功耗20W ，芯片表面不能超过85℃，最高环境温度55℃，计算所需散热器的热阻R 。
计算：实际散热器与芯片之间的热阻近似为0.1℃/W，则(R+0.1)=(85-55) ℃/20W，则R=1.4℃/W。依据这个数值选散热器就可以了。
这里面注意一个问题，我们在计算中默认为热耗≈芯片功率，对一般的芯片，我们都可以这样估算，因为芯片中没有驱动机构，没有其他的能量转换机会，大部分是通过热量转化掉了。而对于电源转换类芯片或模块，则不可以这样算，比如电源，它是一个能源输出，它的输入电量一部分转化成了热，另外很大部分转化成电能输出了，这时候就不能认为热耗≈功率。
3、散热器的设计方法
3.1、散热器设计的步骤
通常散热器的设计分为三步
a:根据相关约束条件设计处轮廓图。
b:根据散热器的相关设计准则对散热器齿厚、齿的形状、齿间距、基板厚度进行优化。
c:进行校核计算。
3.2、 自然冷却散热器的设计方法
3.2.1、考虑到自然冷却时温度边界层较厚，如果齿间距太小，两个齿的热边界层易交叉，影响齿表面的对流，所以一般情况下，建议自然冷却的散热器齿间距大于12mm ，如果散热
器齿高低于10mm ，可按齿间距≥1.2倍齿高来确定散热器的齿间距。
3.2.2、自然冷却散热器表面的换热能力较弱，在散热齿表面增加波纹不会对自然对流效果产生太大的影响，所以建议散热齿表面不加波纹齿。
3.2.3、自然对流的散热器表面一般采用发黑处理，以增大散热表面的辐射系数，强化辐射换热。
3.2.4、由于自然对流达到热平衡的时间较长，所以自然对流散热器的基板及齿厚应足够，以抗击瞬时热负荷的冲击，建议大于5mm 以上。
3.3、 强迫冷却散热器的设计方法
3.3.1、 在散热器表面加波纹齿，波纹齿的深度一般应小于0.5mm 。
3.3.2、增加散热器的齿片数。目前国际上先进的挤压设备及工艺已能够达到23的高宽比，国内目前高宽比最大只能达到8。对能够提供足够的集中风冷的场合，建议采用低温真空钎焊成型的冷板，其齿间距最小可到2mm 。
3.3.3、 采用针状齿的设计方式，增加流体的扰动，提高散热齿间的对流换热系数。 3.3.4、 当风速大于1m/s(200CFM)时，可完全忽略浮升力对表面换热的影响。
3.4、 在一定冷却条件下，所需散热器的体积热阻大小的选取方法
不同冷却条件下对应的散热器体积热阻
冷却条件 自然冷却1.0m/s(200CFM)2.5m/s(500CFM)5.0m/s(1000CFM)
散热器体积热阻 ℃－cm 3/W
500-800150-25080-15050-80
注意：只能作为初选散热器的参考，不能用它来计算散热器的热阻，散热器的实际热阻需按附录A 提供的方法计算。
3.5、 在一定的冷却体积及流向长度下，确定散热器齿片最佳间距的大小
的方法
不同冷却条件及流向长度与散热齿片最佳齿间距的关系
冷却条件流向长度(mm)
[1**********]
自然冷却6.57.51013 1.0m/s(200)4567 2.5m/s(500)2.53.3455.0m/s(1000)22.533.5
3.6、 不同形状、不同的成型方法的散热器的热传递效率比较的大小的方
法
表1 不同形状、不同的成型方法的散热器的传热效率散热器成型方法传热效率，％ 冲压件/光表面散热器10－18带翅片的压铸散热器/常规铝型材15－22铲齿散热器25－32 小齿间距铝型材45－48针装散热器/钎焊/插片成型散热器(冷板散78－90 热器)
成本参考低较低较高高很高
3.7、 散热器的相似准则数及其应用方法
3.7.1、相似准则数的定义
3.7.2、 相似准则数的应用
3.8、散热器的基本的优化方法
3.9、不同风速下散热器齿间距选择方法
3.10、优化散热器齿间距的经验公式及评估风速变化对热阻的影响的经验公式
3.11、辐射换热的考虑原则
①如果物体表面的温度低于50
℃，可忽略颜色对辐射换热的影响。因为此时辐射波长
相当长，处于不可见的红外区。而在红外区，一个良好的发射体也是一个良好的吸收体，发射率和吸收率与物体表面的颜色无关。
②对于强迫风冷，由于散热表面的平均温度较低，一般可忽略辐射换热的贡献。 ③如果物体表面的温度低于50℃，可不考虑辐射换热的影响。
④辐射换热面积计算时，如表面积不规则，应采用投影面积。即沿表面各部分绷紧绳子求得的就是这一投影面积，如下图所示。辐射传热要求辐射表面必须彼此可见。
4、风路的设计方法
4.1、自然冷却的风路设计
4.1.1、设计要点：
✓ ✓ ✓ ✓ ✓
机柜的后门(面板) 不须开通风口。 底部或侧面不能漏风。
应保证模块后端与机柜后面门之间有足够的空间。
机柜上部的监控及配电不能阻塞风道，应保证上下具有大致相等的空间。
对散热器采用直齿的结构, 模块放在机柜机架上后, 应保证散热器垂直放置, 即齿槽应垂直于水平面。对散热器采用斜齿的结构, 除每个模块机箱前面板应开通风口外, 在机柜的前面板也应开通风口。
4.1.2、典型的自然冷机柜风道结构形式
4.2、强迫冷却的风路设计
4.2.1、设计要点：
✓ 如果发热分布均匀，元器件的间距应均匀，以使风均匀流过每一个发热源
.
✓ 如果发热分布不均匀，在发热量大的区域元器件应稀疏排列，而发热量小的区域元
器件布局应稍密些，或加导流条，以使风能有效的流到关键发热器件。 ✓ 如果风扇同时冷却散热器及模块内部的其它发热器件，应在模块内部采用阻流方法，
使大部分的风量流入散热器。 ✓ 进风口的结构设计原则：一方面尽量使其对气流的阻力最小，另一方面要考虑防尘，
需综合考虑二者的影响。 ✓ 风道的设计原则
风道尽可能短，缩短管道长度可以降低风道阻力；
尽可能采用直的锥形风道，直管加工容易，局部阻力小；
风道的截面尺寸和出口形状，风道的截面尺寸最好和风扇的出口一致，以避免因变换截
面而增加阻力损失，截面形状可为园形，也可以是正方形或长方形；
4.2.2、电源系统典型的风道结构-吹风方式
4.2.3、电源系统典型的风道结构-抽风方式
5、热设计的思路
以上部分是定量设计部分的内容，在有了一个定量的设计指导后，也有一些具体的工程技巧来帮助实现理论计算结果的要求。一般的热设计思路有三个措施：降耗、导热、布局。
5.1、降耗
降耗是不让热量产生；导热是把热量导走不产生影响；布局是热也没散掉但通过措施隔离热敏感器件；有点类似于电磁兼容方面针对发射源、传播路径、敏感设备的三个措施。
降耗是最原始最根本的解决方式，降额和低功耗的设计方案是两个主要途径，低功耗的方案需要结合具体的设计进行分析，不予赘述。器件选型时尽量选用发热小的元器件，如片状电阻、线绕电阻(少用碳膜电阻) ；独石电容、钽电容(少用纸介电容) ；MOS 、CMOS 电路(少用锗管) ；指示灯采用发光二极管或液晶屏(少用白炽灯) ，表面安装器件等。除了选择低功耗器件外，对一些温度敏感的特型元件进行温度补偿与控制也是解决问题的办法之一，尤其是放大电路的电容电阻等定量测量关键器件。
降额是最需要考虑的降耗方式，假设一根细导线，标称能通过10A 的电流，电流在其上产生的热量就较多，把导线加粗，增大余量，标称通过20A 的电流，则同样都是通过10A 电流时，因为内阻产生的热损耗就会减小，热量就小。而且因为降额，在环境温度升高时，器件性能下降情况下，但因为有余量，即使性能下降，也能满足要求，这是降额对于增强可靠性的另一个作用。
5.2、导热
导热的设计规范比较多，挑一些比较常见的罗列具体如下：
A 、进风口和出风口之间的通风路径须经过整个散热通道，一般进风口在机箱下侧方角上，出风口在机箱上方与其最远离的对称角上；
B 、避免将通风孔及排风孔开在机箱顶部朝上或面板上；
C 、为防止气流回流，进口风道的横截面积应大于各分支风道截面积之和；
D 、对靠近热源的热敏元件，采用物理隔离法或绝热法进行热屏蔽。热屏蔽材料有：石棉板、硅橡胶、泡沫塑料、环氧玻璃纤维板，也可用金属板和浇渗金属膜的陶瓷；
E 、将散热>1w的零件安装在机座上，利用底板做为该器件的散热器，前提是机座为金属导热材料；
F 、热管安装在热源上方且管与水平面夹角须>30度；
G 、PCB 用多层板结构（对EMC 也有非常非常大的好处），使电源线或地线在电路板的最上层或最下层…
H 、热源器件专门设计在一个印制板上，并密封、隔离、接地和进行散热处理；
I 、散热装置(热槽、散热片、风扇) 用措施减少热阻：
a 、扩大辐射面积，提高发热体黑度；
b 、提高接触表面的加工精度，加大接触压力或垫入软的可展性导热材料； c 、散热器叶片要垂直印制板；
d 、大热源器件散热装置直接装在机壳上；
J 、密封电子设备内外均涂黑漆可辅助散热；为避免辐射热影响热敏器件、热源屏蔽罩内面的辐射能力要强（涂黑），外面光滑（不影响热敏器件），通过热传导散热； K 、密封电子设备机壳内外有肋片，以增大对流和辐射面积；
L 、不重复使用冷却空气；
M 、为了提高主要发热元件的换热效率、可将元件装入与其外形相似的风道内；
N 、抽鼓风冷却方式的选择…
O 、风机的选择…
P 、被散热器件与散热器之间充填导热膏(脂) ，以减小接触热阻；
Q 、被散热器件与散热器之间要有良好的接触，接触表面光滑、平整，接触面粗糙度Ra≤6.3μm；
R 、辐射是真空中传热的唯一方法 a 、确保热源具有高的辐射系数，如果处于嵌埋状态，利用金属传热器传至冷却装置上； b 、增加辐射黑度ε； c 、增加辐射面积s ；
d 、辐射体对于吸收体要有良好的视角，即角系数φ要大； e 、不希望吸收热量的零部件，壁光滑易于反射热。
S 、机壳表面温度不高于环境温度10℃；
T 、液体冷却设计注意事项…
U 、半导体致冷适用于…
V 、变压器和电感器热设计检查项目…
W 、减小强迫对流热阻的措施…
X 、降低接触热阻的措施… ……
5.3、布局
A 、元器件布局减小热阻的措施：
a 、元器件安装在最佳自然散热的位置上；
b 、元器件热流通道要短、横截面要大和通道中无绝热或隔热物； c 、发热元件分散安装；
d 、元器件在印制板上竖立排放。
B 、元器件排放减少热影响：
a 、有通风口的机箱内部，电路安装应服从空气流动方向：进风口→放大电路→逻辑电路→敏感电路→集成电路→小功率电阻电路→有发热元件电路→出风口，构成良好散热通道；
b 、发热元器件要在机箱上方，热敏感元器件在机箱下方，利用机箱金属壳体作散热装置。
C 、合理布局准则：
a 、将发热量大的元件安装在条件好的地方，如靠近通风孔；
b 、将热敏元件安装在热源下面。零件安装方向横向面与风向平行，利于热对流。 c 、在自然对流中，热流通道尽可能短，横截面积应尽量大；
d 、冷却气流流速不大时，元件按叉排方式排列，提高气流紊流程度、增加散热效果； e 、发热元件不安装在机壳上时，与机壳之间的距离应>35—40cm 。
D 、冷却内部部件的空气进口须加过滤装置，且不必拆开机壳即可更换或清洗； E 、设计上避免器件工作热环境的稳定性，以减轻热循环与冲击而引起的温度应力变化。温度变化率不超过1℃/min，温度变化范围不超过20℃，此指标要求可根据产品不同由厂家自行调整；
F 、元器件的冷却剂及冷却方法应与所选冷却系统及元件相适应，不会因此产生化学反应或电解腐蚀；
G 、冷却系统的电功率一般为所需冷却热功率的3%一6%；
H 、冷却时，气流中含有水分，温差过大，会产生凝露或附着，防止水份及其它污染物等导致电气短路、电气间隙减小或发生腐蚀。
措施：a 、冷却前后温差不要过大；
b 、温差过大会产生凝露的部位，水分不会造成堵塞或积水； c 、如果有积水，积水部位的材料不会发生腐蚀；
d 、对裸露的导电金属加热缩套管或其他遮挡绝缘措施；
上面对降耗、导热、布局的三类措施作了简要的罗列，在我们设计一个系统时，也要有一些系统的指标进行评价和作为设计目标，比如电子设备的进口空气与出口空气温差应
四、 热设计的计算
1、热设计的基础理论
1.1、自然对流换热
1.1.1、大空间的自然对流换热
n
Nu =C(Gr .P r ) . 定性温度：t m =(tf +tw )/2
定型尺寸按及指数按下表选取
1.1.2、有限空间的自然对流换热
垂直封闭夹层的自然对流换热问题分为三种情况：
(1) 在夹层内冷热壁的两股流道边界层能够相互结合，形成环流；
(2) 夹层厚度δ与高度之比δ/h>0.3时，冷热的自然对流边界层不会相互干扰，也不会出现环流，可按大空间自然对流换热计算方法分别计算冷热的自然对流换热；
33
(3) 冷热壁温差及厚度均较小，以厚度为定型尺寸的Gr=(Bg△t δ)/υ
水平夹层的自然对流换热问题分为三种情况： (1) 热面朝上，冷热面之间无流动发生，按导热计算； (2) 热面朝下，对气体Gr.Pr
m n
Nu =C(Gr .P r ) (δ/h)
定型尺寸为厚度δ，定性温度为冷热壁面的平均温度T m =(tw1+tw2 )
Nu 准则方程式适用范围
垂直夹层0.197 (Gr .P r ) 1/4(δ/h)1/96000
0.073 (Gr .P r ) 1/3(δ/h)1/92×105
水平夹层(热面在0.059 (Gr .P r ) 0.41700
0.212 (Gr .P r ) 1/47000
3.2 ×107
1.2、流体受迫流动换热
1.2.1管内受迫流动换热
管内受迫流动的特征表现为：流体流速、管子入口段及温度场等因素对换热的影响。 入口段：流体从进入管口开始需经历一段距离后管两侧的边界层才能够在管中心汇合，这时管断面流速分布及流动状态才达到定型。这段距离称为入口段。入口段管内流动换热系数是不稳定的，所以计算平均对流换热系数应对入口段进行修正。在紊流时，如果管长与管内径之比L/d>50则可忽略入口效应，实际上多属于此类情况。 管内受迫层流换热准则式：
0.330.430.10.25
N u =0.15Re P r G r (Pr /Prw ) 管内受迫紊流换热准则式：
0.80.4.
t w >tf Nu =0.023Re Pr
0.80.3
t w
1.3、 流体动力学基础
1.3.1、流量与断面平均流速
流量：单位时间内流过过流断面的流体数量。如数量以体积衡量称为体积流量Q ；单位为3
m /s(CFM)；如数量用重量衡量称为重量流量G ，单位为Kg/s。二者的关系为： G=γQ
断面平均流速：由于流体的粘性，过流断面上各点的流速分布不均匀，根据流量相等原则所确定的均匀流速称为断面平均流速。单位m/s(CFM) V＝Q/A
1.3.2、湿周与水力半径
湿周：过流断面上流体与固体壁面相接触的周界长度。用x 表示，单位m 。
水力半径：总流过过流断面面积A 与湿周x 之比称为水力半径，应符号R 表示，单位M 。
1.3.3、恒定流连续性方程
对不可压缩流体：V 1A 1=V2A 2. 对可压缩流体：ρ1V 1A 1=ρ1V 2A 2
1.3.4、恒定流能量方程
2
对理想流体：Z ＋p/γ+v/2g=常数
实际流体:由于粘性作为会引起流动阻力，流体阻力与流体流动方向相反作负功，使流体的
2
总能量不断衰减，每个断面的Z ＋p/y+v/2g≠常数，假设流体从断面1到断面2的能量损失为h w ，则元流的能量方程式为：
22
Z1＋p 1/γ+v1/2g＝Z 2＋p 2/γ+v2/2g＋h w
1.3.5、流体流动的阻力:由于流体的粘性和固体边界的影响，使流体在流动过程中受到阻力，这个阻力称为流动阻力，可分为沿程阻力和局部阻力两种。
沿程阻力：在边界沿程不变的区域，流体沿全部流程的摩檫阻力。
局部阻力：在边界急剧变化的区域，如断面突然扩大或突然缩小、弯头等局部位置，是流体的流体状态发生急剧变化而产生的流动阻力。
1.3.6、层流、紊流与雷诺数
层流：流体质点互不混杂，有规则的层流运动。 Re =Vde /ν
1.3.7、管内层流沿程阻力计算(达西公式)
2
hf =λ(L/de )(ρV /2) λ－沿程阻力系数，λ＝64/Re
1.3.8、管内紊流沿程阻力计算
2
hf =λ(L/de )(ρV /2)
λ＝f(Re ，ε/d)，即紊流时沿程阻力系数不仅与雷诺数有关，还与相对粗糟度ε有关。尼古拉兹采用人工粗糟管进行试验得出了沿程阻力系数的经验公式：
5
紊流光滑区：4000
0.25
λ＝0.3164/Re
1.3.9、非园管道沿程阻力的计算
引入当量水力半径后所有园管的计算方法与公式均可适用非园管，只需把园管直径换成当量水力直径。 d e =4A/x
1.3.10、局部阻力
2
hj ＝ξρV /2 ξ－局部阻力系数
突然扩大：按小面积流速计算的局部阻力系数：ζ1＝(1-A1/A2) 按大面积流速计算的局部阻力系数：ζ2＝(1-A2/A1) 突然缩小：可从相关的资料中查阅经验值。
2、机箱的热设计计算
密封机箱
1.253
WT =1.86(Ss +4St /3+2Sb /2)Δt +4ζεT m ΔT
对通风机箱
1.253
W T =1.86(Ss +4St /3+2Sb /2)Δt +4ζεT m ΔT+1000uAΔT
对强迫通风机箱
1.253
W T =1.86(Ss +4St /3+2Sb /2)Δt +4ζεT m ΔT+ 1000Qf ΔT
[案例]有一电子设备其总功耗为55W ，其外形尺寸长、宽、高分别为400mm 、300mm 和250mm ，外壳外表面的黑度为ε=0.96，外表面的温度为35℃，周围环境温度为25℃，设备内部的空气允许温度为40℃，设备的四个侧面及顶面参与散热，试进行自然冷却设计计算。 解: 密封机箱的最大散热量
1.253
QT =1.86(Ss +4St /3+2Sb /3)Δt +4ζεT m F 辐射Δt
1.25- 8
＝1.86(1.4×0.25+0.4×0.3×4/3)×10+4×5.67×10×0.96×(0.4× 0.3+1.4×0.25)
3
×308×10 =16.87+29.9=46.78W
显然，密封机箱不能够满足散热要求，需开通风口。 通风机箱的通风面积计算
1.253
QT =1.86(Ss +4St /3+2Sb /2)Δt +4ζεT m F 辐射Δt+1000uSin Δt
1.25-8
55＝1.86(1.4×0.25+0.4×0.3×4/3)×10+4×5.67×10×0.96××(0.4
3
× 0.3+1.4×0.25) ×308×10＋1000×0.1×S in ×10
S in =82.2cm
3、自然冷却时进风口面积的计算
在机柜的前面板上开各种形式的通风孔或百叶窗，以增加空气对流，进风口的面积大小按下式计算：
-51.5
Sin =Q/(7.4×10 H×Δt )
2
s-通风口面积的大小，cm Q-机柜内总的散热量，W
H-机柜的高度，cm ，约模块高度的1.5-1.8倍，
Δt=t2-t 1－内部空气t 2与外部空气温度 t1之差 ， ℃ 出风口面积为进风口面积的1.5-2倍
4、强迫风冷出风口面积的计算
模块
有风扇端的通风面积:
22
Sfan =0.785(φin －φhub ) 无风扇端的通风面积S=(1.1-1.5) Sfan
系统
在后面板(后门) 上与模块层对应的位置开通风口，通风口的面积大小应为： S＝(1.5-2.0)(N×S模块) N---每层模块的总数
S模块---每一个模块的进风面积
[案例] 铁道信号电源机柜模块及系统均为自然冷却，每层模块的散热量为360W ，模块的高
度为7U ，进出口温差按20℃计算，机柜实际宽度为680mm ，试计算每层进出风口的面积？
H按2倍模块的高度计算，即 H=2×7U=14U 进风口的面积按下式计算：
-51.5
Sin =Q/(7.4×10×H ×△t )
-51.52
=360/(7.4×10×14 ×4.44×20)=875 cm 进风口高度h
机柜的宽度按B=680mm计，则进风口的高度为： H=Sin /B=875/68=128.7mm b 出风口面积S out
2
Sout =(1.5-2.0)Sin =2×875=1750 cm
5、实际冷却风量的计算方法
q`=Q/(0.335△T)
q`---实际所需的风量，M3/h Q----散热量，W
△T-- 空气的温升，℃，一般为10－15℃。 确定风扇的型号经验公式：
按照1.5-2倍的裕量选择风扇的最大风量：
q=(1.5-2)q` 按最大风量选择风扇型号。
[案例]10K UPS主功率管部分的实际总损耗为800W ，空气温升按15℃考虑，请选择合适的
风扇。
实际所须风量为：
3
q`=Q/(0.335△t)=800/(0.335×15)=159.2m/h 按照2倍的裕量选择风扇的最大风量：
3
q=2q`=2×159.2=318.4m/h 下表风扇为可选型号
4715KL －B 404715 M S -23 T-B 5 0
8.4 W15W
0.33 in.H2O 63.7 Pa
118 CFM150 m3/h
两只 吹 风两只 吹 风
6、型材散热器的计算
散热器的热阻
散热器的热阻是从大的方面包括三个部分。 R SA =R对+R导+ R辐
R对=1/（h c F1）
2
F1--对流换热面积(m), hc –对流换热系数(w/m.k)
R辐--辐射换热热阻，对强迫风冷可忽略不计
3
对自然冷却R 辐＝1/(4бεT m )
R导＝R 基板＋R 肋导 ＝δ/(λF 2)+（(1/η）-1)R 对流 λ--导热系数，w/m.h.℃ δ-- 散热器基板厚度(m) η-- 肋效率系数
F2--基板的导热面积(m)
2
F 2=0.785*(d+δ) d-发热器件的当量直径（m)
对流换热系数的计算 自然对流 垂直表面
0.25
hcs =1.414(△t/L)，w/m.k
式中: △t--散热表面与环境温度的平均温升，℃
L--散热表面的特征尺寸，取散热表面的高，m 水平表面，热表面朝上
0.25
hct =1.322(△t/L)，w/m.k
式中: △t--散热表面与环境温度的平均温升，℃
L--散热表面的特征尺寸，取L ＝2(长×宽)/(长＋宽) ，m 水平表面，热表面朝下
0.25
hcb =0.661(△t/L)，w/m.k
式中: △t--散热表面与环境温度的平均温升，℃
L--散热表面的特征尺寸，取L ＝2(长×宽)/(长＋宽) ，m 强迫对流
5
层流 Ref
0.5
hc ＝(1.1-1.4) λ空气 0.66Ref /L
5
湍流 Ref >10
0.8
hc ＝(1.1-1.4) λ空气 0.032Ref /L
肋片效率
对直齿肋：
η=th(mb)/(mb)) m=(2 hc /λδ0)
δ0：肋片根部厚度(m)
b. 肋高(m)
散热器的流阻计算
散热器的流阻包括沿程阻力损失及局部阻力损失 △P ＝h f +hj
22
=λf ·L/de ·ρV 2/2+ζρV 2/2 λf --沿程阻力系数
L--流向长度(m)
de --当量水利直径(m)，d e =4A流通/湿周长 V--断面流速(m/s) 沿程阻力系数计算λf
层流区：Re=Vd/υ≤2300 λf =64/Re
50.25
紊统光滑区 4000
2
υ--运动粘度系数（m /s），从文献中查找 局面阻力系数ζ 突然扩大
按小面积流速计算的局部阻力系数：ζ1＝(1-A1A 2) 按大面积流速计算的局部阻力系数： ζ2＝(1-A2/A1) 突然缩小
可从相关的资料中查阅经验值。
2
【案例】散热器DXC-616(天津铝合金厂编号) ，截面图略，散热器的截面积为77.78cm ，周长为2.302m ，单位长度的重量为21KG/m。风扇采用PAPST 4656Z ，风扇功率19W ，最大风
3
量为160m /h，压头为70Pa 。 风道阻力曲线的计算
222
入口面积：F in =0.785×D =0.785×0.119=0.01116m
-32
流通面积：F f =Fin -Fc=0.01116-0.007778=3.338×10m
-3-3
水力直径： de ＝4F f /x=4×3.338×10/2.302=5.8×10m
由于风速较低，一般最大不会超过6m/s，雷诺数
沿程阻力按下式计算：
22
hf =λ(L/de )(ρV /2)=(64 ν/Vde )(L/de )(ρV /2)
-622
=(64×16.96×10×0.24/(V×0.0058))(ρV /2)
2
=(8.07/V)(ρV /2) 局部阻力按下式计算：
2
hj ＝ξρV /2
对于突然缩小，A 2/A1=0.003338/0.01116=0.3，查表得ξ＝0.38
2
总阻力损失 H=hf + hj =(0.38+8.07/V )(ρV /2) 确定风扇的工作点
10KVA UPS 的选择风扇为PAPST 4656Z，我们把风道曲线与风扇的曲线进行叠加，其交点即为风扇的工作点，给工作点对应的风速为5m/s，压力为35Pa.
散热器的校核计算
-64
雷诺数 Ref =V×L/ν=5×0.24/16.96×10=5.6604×10
0.540.5
努谢尔特数： Nuf =0.66Ref =0.66(5.6604×10) =157 对流换热系数：h c =1.4λN uf /L=21.7w/m.k
0.5
m=(2 hc /λδ) =9.82
ml=9.82×0.03=0.295，查得：η＝0.96
该散热器的最大散热量为（散热器台面温升按最大40℃考虑) ： Q＝h c F △t η=460.4W
计算结果表明，散热器及风扇选型是合理的。
7、冷板的计算方法
传热计算
确定空气流过冷板后的温升：t=Q/qm C p
确定定性温度 tf =(2ts +t1+t2)/4， 冷板台面温度 ts 为假定值 设定冷板的宽度为b ，则通道的横截面积为A c ，A c =b×A c0 确定定性温度下的物性参数(μ、C p 、ρ、P r ) 。
流体的质量流速和雷诺数 G=qm /Af Re=de G/μ
5
根据雷诺数确定流体的状态(层流或紊流) ， Re 10, 湍流 根据流体的状态(层流或紊流) 计算考尔本数J
0.9850.2
Re 10, 湍流 J=0.023/Re 也可以根据齿形及雷诺数从GJB/Z 27-92 图12－18查得
2/3
计算冷板的换热系数： h= JGCp P r
0.5，
计算肋片的效率 m=(2h/λδ) ηf =th(ml)/ml（也可以根据ml 值查相应的图表得到肋片效率)
计算冷板的总效率：忽略盖板及底版的效率，总效率为： A ＝A t +Ar ＋A b ， η0＝1－A r (1-ηf )/A 计算传热单元数 NTU＝h η0A/qm C p 计算冷板散热器的台面温度
NTU NTU
t s =(et 2-t 1)/(e-1)
流体流动阻力计算
计算流通面积与冷板横截面积之比 ζ=Af /Ac
查空气进入冷板时入口的损失系数K c =f(Re,ζ) ：根据雷诺数R e 及ζ从GJB/Z 27-92 图12－16及图12－16查得
查摩擦系数f=f(Re,ζ) ： 根据雷诺数R e 从GJB/Z 27-92 图12－18查得 计算流动阻力
222
△P ＝G [(Kc +1-ζ)+2(ρ2/ρ1-1)+f ρ1A/(Af ρm) -(1-ζ-K e ) ρ1/ρ2]/(2ρ1)
判断准则
确定是否满足ts
确定是否满足△P
【案例】10KVA UPS 冷板散热器，器件的损耗为870.5W ，要求冷板散热器台面温升小于30℃(在40℃的环境温度下) 。
冷板散热器的截面图略
2
梯形小通道面积：Ai=(3.8+2.6)×9.5/2=30.4mm 每排有29个梯形小通道，共22排，n=29×22=638个 基板厚度为：9mm
2
总的流通面积 Af =30.4×29×22=0.0193952 m
2
冷板的横截面积 Ac =120×120×2=0.0288 m
水力半径：d e =4Afi /х=4×30.4/(2×9.5+3.8+2.6)=4.787mm 确定风扇的工作点
Re =de G/μ=de q m /μA f
-63
在40℃空气的物性参数为：μ＝19.1×10kg/m.s, ρ１＝1.12kg/m
-33-6
Re =(4.787×10×1.12×0.3048 qm1/(60×19.1×10×0.0193952) =6.831 qm1(qm1的单位为：CFM) ζ=Af /Ac =0.0193952/0.0288=0.673
先忽略空气密度的变化, 不同流量的流阻计算如下表所示: 50
100150200
雷诺数R e 341.54683.11,366.21,024.62
质量流速G(kg/s)1.392.794.185.57
K c +1-ζ21.021.021.021.02
1-ζ2-K e -0.4-0.4-0.4-0.4
f A/Af 5.633.943.272.59
△P(Pa)5.1815.12942.3
我们把两个NMB4715的风扇流量相加，静压不变，得出两个风扇并联后的静压曲线，再把上表的数据绘制成风道曲线并与风扇静压曲线进行画在同一张图上，其交点即为风扇的工作点，即为(170CFM，0.13in.H 2O) ，工作点对应的风速为4.14m/s。 空气流过冷板后的温升
3
空气口温度为40 ℃，ρ１＝1.12kg/m，C p =1005.7J/kg. ℃
-6
μ=19.1×10kg/m.s， Pr =0.699 质量流量 qm =0.080231×1.12=0.08986kg/s
△t= Q/qm C p =870.5/0.08986×1005.7=9.63℃ 定性温度： tf =(2ts +t1+t2) = (2×80+40+49.63)/4=62.4 ℃
3
按定性温度查物性得： ρ１＝1.06kg/m，C p =1005.7J/kg.℃
-6
μ=20.1×10kg/m.s，P r =0.696
换热系数
2
质量流速 G=qm /Af =4.14×1.12=4.64kg/m.s
-3-6
雷诺数 Re=de G/μ=4.787×10×4.64/(20.1×10)=1105.1
0.980.98-3
层流 J=6/Re =6/1105.1=6.25×10
-2/3-3-2/32
h= JGCp P r =6.25×10×4.64×1005.7×0.696 =37.14W/m. ℃
0.50.5
肋片效率 m=(2h/λδ) =(2×37.14/(180 ×0.001)) =20.3 ml=20.3×0.11=2.23
ηf =th(ml)/ml=th(2.23)/2.23=0.433
传热单元数：NTU ＝h η0A/qm C p =37.14×0.433×3.241 =0.5772
NTU NTU
冷板的表面温度： Ts =(et 2-t 1)/(e-1)=61.9 ℃
8、元器件的工作结温计算
如果已知道散热器台面温度T s , 则器件的工作结温为： Tj =Ts + PT ×R th(j-s) R th(j-s) =Rjc +Rcs +Rb
Rth(j-s)－器件结到散热器的热阻，℃/W。
Rjc －器件结壳热阻，℃/W，从器件使用手册中查得 Rcs -- 壳到散热器的热阻，即接触热阻, ℃/W，可根据从器件使用
手册中查得的值乘以适当的系数得到。
Rb - 绝缘垫片的热阻，℃/W，可绝缘垫片的数据资料中查得，无
绝缘垫片时该项热阻为零。
如果已知散热器的热阻，环境温度，则器件的工作结温为： Tj =Ta + PT ×R th(j-a) R th(j-a) =Rsa +Rjc +Rcs +Rb
Rth(j-a)－器件结到环境的热阻，℃/W。 Rsa －散热器热阻，℃/W
[案例1]30A模块中，输出二极管处散热器的台面温度为94.6 ℃，二极管的最大结温为175 ℃，结壳热阻为0.45 ℃/W，接触热阻为0.15 ℃/W，绝缘垫片的热阻为0.3 ℃/W，计算二极管的工作结温。
Rjs = Rjc + Rcs ＋R b =0.45+0.15+0.3=0.9℃/w Tj= Ts +Pd ×R js =94.6+44.2×0.9=134.4 ℃
[案例2]如把[案例1]中的二极管在一散热器中央，散热器的热阻为0.8 ℃/w，环境温度为40 ℃。
Rjs = Rsa +Rjc + Rcs ＋R b =0.8+0.45+0.15+0.3=1.7℃/w Tj =Ta + PT ×R th(j-a). ＝40＋44.2×1.7=115.2 ℃
9、风扇的基本定律及噪音的评估方法
9.1、风扇定律
Basic (corrected) fan laws
When fan speed
When air density changes
WRONG! CFM2 = CFM1
Air
CFM 2 = CFM1
Pressu
P 2 =P1 HP 2 = HP1
N 2 = N1 + 50 log10
P 2 = P1 (density2/density1) HP 2 = HP1 (density2/density1)
N 2 = N1 + 20 log10
Powe
Noise
9.2、风扇的噪音问题
风扇产生的噪音与风扇的工作点或风量
有直接关系，对于轴流风扇在大风量， 低风压的区域噪音最小，对于离心风机 在高风压，低风量的区域噪音最小，这 和风扇的最佳工作区是吻合的。注意不 要让风扇工作在高噪音区。
风扇进风口受阻挡所产生的噪音比其出
风口受阻挡产生的噪音大好几倍，所以 一般应保证风扇进风口离阻挡物至少 30mm 的距离，以免产生额外的噪音。 对于风扇冷却的机柜，在标准机房内噪
音不得超过55dB ，在普通民房内不得超 过65dB 。
对于不得不采用大风量，高风压风扇从而产生较大噪音的情况，可以在机柜的进风
口、出风口、前后门内侧、风扇框面板、侧板等处在不影响进风的条件下贴吸音材料，吸音效果较好的材料主要是多孔介质，如玻璃棉，厚度越厚越好。
有时由于没有合适的风机而选择了转速较高的风机，在保证设计风量的条件下，可
以通过调整风机的电压或其他方式降低风扇的转速，从而降低风扇的噪音。相应的噪音降低变化按下式计算：
N2 = N1 + 50 log10 (RPM2/RPM1)
【案例】：一电源模块采用一个轴流风扇进行冷却，为了有效抑止噪音，要求风扇只有在监控点的温度高于85℃才全速运转，其余情况风扇必须半速运转。已知风扇全速运转时转速为2000RMP ，噪音为40db ，求在半速运转时风扇的噪音为多少？如果已知全速运转时风扇的工作点为(50CFM,0.3IN.H2O) ，试求风扇在半速运转时的工作点。
解：根据风扇定律
N2 = N1 + 50 log10 (RPM2/RPM1) ＝40＋50 log10 (1000/2000) ＝24.9db
2
P2 =P1 (RPM2/RPM1)
2
＝0.3(1000/2000)=0.075 IN.H2O CFM2 = CFM1 (RPM2/RPM1) ＝50(1000/2000)=25CFM
10、 海拔高度对热设计的影响及解决对策
10.1、海拔高度对自然冷却条件的热设计要求
对于自然对流，其传热机理是由于冷却空气吸热后其密度减小，迫使重力场中的空气上升而形成冷热空气的对流而产生热量传递。由于随着海拔高度的增加，空气的密度逐渐减小，空气上升的能力也就减少，自然对流换热的能力减弱。自然对流换热能力的变化最终体现在对流换热系数的变化上，根据美国斯坦伯格的经验公式，如果忽略空气温度的变化，可按下式计算海拔高度对自然对流的影响强弱。
0.5
hc (高空) ＝hc (海平面) (ρ高空/ρ海平面)
0.5
=hc(海平面) (p高空/p海平面)
hc (高空) ，hc (海平面) －分别为高空及海平面的自然对流换热系数，W/m.k
3
ρ高空，ρ海平面－分别为高空及海平面的空气密度，Kg/m p高空，p 海平面－分别为高空及海平面的空气压力，帕斯卡
10.2、海拔高度对强迫冷却条件的热设计要求
海拔高度对强迫风冷影响的机理是由于随着海拔高度的增加，空气密度减小，质量流速减小，空气分子间碰撞的概率降低，对流换热能力减弱。同样，强迫对流换热随海拔高度的变化最终体现在对流换热系数的变化上，美国军用标准规定，低于5000米以下的高空，如果忽略空气温度的变化，可按下式计算海拔高度对强迫风冷换热影响的强弱。
0.5
层流：hc (高空) ＝hc (海平面) (ρ高空/ρ海平面)
0.8
湍流： hc(高空) ＝hc (海平面) (ρ高空/ ρ海平面)
hc(高空) ，hc (海平面) －分别为高空及海平面的强迫风冷对流换热系数，W/m.k p高空，p 海平面－分别为高空及海平面的空气压力，帕斯卡
10.3、自然对流时的解决对策
预先计算出海拔高度对自然对流换热系数的影响大小，通过增加相应的对流换热面积来弥补高空换热能力的减弱，按下式计算：
0.5
F 对流(高空) ＝ F对流(海平面) /(ρ高空/ρ海平面)
10.4、强迫对流时的解决对策
增大面积法
预先计算出海拔高度对自然对流换热系数的影响大小，通过增加相应的对流换热面积来弥补高空换热能力的减弱，按下式计算：
0.5
F 对流(高空) ＝ F对流(海平面) /(ρ高空/ρ海平面)
提高风扇的转速
RPM2/RPM1＝ρ海平面/ρ高空
五、 热仿真技术
1、为什么要进行热仿真分析
提高产品的性能及可靠性。 更快地将产品投放市场。
降低设计、生产和重复设计、生产的费用。 减少试验和测量的次数
2、仿真分析技术及软件介绍
电子设备热设计软件是基于计算传热学技术（NTS ）和计算流体力学技术（CFD ）发
展电子设备散热设计辅助分析软件，它可以帮助热设计工程师验证、优化热设计方案，满足产品快速开发的需要，并可以显著降低产品验证热测试的工作量。 目前商业的热设计软件种类繁多，有基于有限体积法的Flotherm 、I-deas 、Ice-pack 、
Tas －Harvard thermal 、Cool it 、Betasoft ，及基于有限元的Ansys 等，其中Flotherm 、I-deas 、Ice-pack 占据大部分的市场份额。
Ansys 软件是由美国Ansys 公司推出的多物理场有限元仿真分析软件，涉及结构、
热、计算流体力学、声、电磁等学科，能够有效地进行各种场的线性和非线性计算
及多种物理场相互影响的耦合分析。Structure 是该软件面向结构分析研究的专用模块。Flortran 是该软件面向流场分析研究的专用模块。Thermal 是其中面向热设计研究的专用模块。
Flotherm 是英国的FLOMERICS 公司开发的电子设备热设计软件，其最显著的特点是
针对电子设备的组成结构，提供的热设计组件模型，根据这些组件模型可以快速的建立机柜、插框、单板、芯片、风扇、散热器等电子设备的各组成部分。
Flotherm 软件基本上可以分为前处理、求解器和后处理三个部分。前处理包括
Project Manager、Drawing Board和Flogate 。Project Manager用于项目管理、物性参数、网格参数、计算参数的设定等；Drawing Board提供了一个可视化的建立机柜、插框、单板、芯片几何模型的界面和计算网格划分工具。通过在Project Manager 和Drawing Board中的互动操作，就可以完成具体的建模工作。 Flogate是一个数据接口模块，它可以把单板的装配图文件（IDF 格式）导入Flotherm ，直接完成单板的建模设计。 求解器是Flosolve 模块，它可以完成模型的瞬态和稳态温度场和流场计算。后处理部分包括Visulation 、Flomotion 和Table ，Visulation 完成仿真计算结果的可视化显示；Flomotion 除了也可以实现可视化显示外，还可以制作流场的动画显示；热分析模型的大量计算数据如某区域的平均温度、空气流量等可以通过Table 模块查询。
ICEPAK 是全球CFD 的领导者FLUENT 公司通过集成ICEM CFD 公司的网格划分及后处
理技术而开发成功的针对电子设备冷却分析的专用热设计软件。具有如下优点： ①建模能力：除了有矩形，圆形模型外，还有多种复杂形状模型，如椭球体、多面体、管道、斜板等模型； 有thin-conduction 薄板模型。
②网格技术：有结构化，非结构化网格；有四面体网格；有四面体、六面体混合网格；能够对复杂模型快速生成高质量网格；支持结构化与非结构化的non-conformal 网格 。
③求解器：Fluent 求解器能够求解多种流体介质问题；能够求解结构化，非结构化网格问题；支持网络并行。
3、仿真分析技术软件在产品开发的作用
对产品的温度场作出预测，使我们在进行产品设计开发时关注热点区域。 进行各种设计方案的优劣分析，得出最佳的设计方案。 对产品的风路进行优化，最大限度的提高散热效率。
任何先进的仿真软件已永远无法代替人，软件只是热设计人员所利用的工具之一。所以仿真软件结果的可靠性决定于热设计人员的经验及理论水平。
4、传统的热设计方法与仿真分析方法的比较 在操作流程上面的差异
传统的热设计方法利用设计者的经验确定出设计方案，然后利用经验公式进行估算，在通过试验进行验证，并根据试验结果进行优化。
仿真分析软件可以同时对多种设计方案的优劣进行分析比较，并能够确定出最佳的设计方案。如果软件使用者具有足够的热设计经验，则完全可以省略试验验证的环节。从而达到缩短设计周期的目的。
六、 热设计的发展趋势
1、电源模块的热设计发展趋势
一次电源模块的热设计发展趋势
随着电源模块功率密度的升高，热设计已逐渐成为瓶颈问题。传统的集中散热的方式(所有的功率管全部集中在一个散热器上) 无法满足模块体积逐步减小的要求。分散式散热成为解决这一难题的主要技术。
二次电源模块热设计的发展趋势
二次电源模块正朝着高效率、超轻、超薄、高功率密度的方向发展。以OPENFRAME 结构为代表的新一代模块，通过电路技术上的改进，提高了模块的工作效率，降低了模块的热损耗，同时功率器件及PCB 耐温等级的提高，使得模块可以省掉金属或陶瓷底板，进而省掉了笨重的散热器，有效的节省了系统的可见，同时提高了模块抗震动的能力。
2、大功率UPS 及变频器热设计的发展趋势
大功率UPS 及变频器由于其热损耗较大，往往需要较大的散热器。
如何有效的提高散热器的传热效率成为引导该类产品热设计发展的原动力。由于传统的型材散热器传热效率最低，而以铲齿散热器/针装散热器/钎焊/插片成型散热器为代表的新的散热器成型方式将逐步取代传统笨重的型材散热器。
热管技术由于其传热温差小，传热效率高已在电子设备上逐步获得应用。应用热管
技术可以有效减小散热器的体积，减小传导热阻。
Material
Heat
Aluminum
Copper
Diamond
Effective Thermal Conductivity
50,000 - 200,000 W/m °C
180 W/m °C 386 W/m °C 2,000 W/m °C
3、分散式散热技术
优势
可以自由根据各部分的损耗大小来设计散热器，从而保证散热器的最佳化。 散热器可以自由置于最有利的通风位置，从而提高散热器的散热效率。 可以最大限度的发挥风扇的作用，提高了风扇的利用率。 由于散热器分散，部分区域的功率管可以省掉导热绝缘膜。 产品的功率密度可以达到很高。
劣势
由于各部分散热器已达到最佳化，散热器抗热冲击能力会减弱，应引起特别关注。
基本理念
4、热管技术
4.1什么叫热管
热管是一种具有高效导热性能的传热器件。它能够在热源与散热片间以较小的温差实现热传递，也可以在散热器基板表面实现等温以提高散热器的效率。
4.2热管的发展史
1942年前：简单的二相热虹吸管 J. Perkins及他的孙子L. P. Perkins发明并改进了“Perkins tube”即热虹吸
管——简单的重力热管。
1960~1970年：发明热管并成功应用于航天事业
1942~1944年，R. S. Gaugler提出了现代热管的原理，但未实际应用； 1963年，G. M. Grover再次提出了这一原理，并以热管命名； 六十年代，成功应用于空间飞行和原子反应堆；
七十年代至今：热管在地面上各领域的应用蓬勃发展
4.3热管的基本结构
热管通过工作流体的蒸发与冷凝来实现热量传递。热管内部为真空，一般都有吸液芯。加热端的液体在受热后即汽化形成一个压力梯度迫使蒸气沿着管道流向冷凝端，蒸气在冷凝端释放汽化潜热而冷凝，冷凝液体在吸液芯的毛细作用下或在重力的作用下回到加热端，形成循环。
热管的基本结构－内部结构
热管的基本结构－毛细吸液芯
主要型式：金属丝网/金属粉末烧结/轴向槽道
热管的基本结构－工作流体性能要求
①与热管外壳及毛细吸液芯材料的相容性 ②热稳定性
③与管壁及吸液芯间的润湿性
④在工作温度范围下的蒸气压力不要太高或太低
γ高 ⑤汽化潜热 λ高 ⑥导热性能
μ低 ⑦蒸气及液体的粘性
⑧表面张力 σ高
⑨允许的冰点及倾点温度
ρσγN =l 即品质因数 要大
热管的基本结构－常用介质
μl
4.4热管工作原理之一
籍助于工质的相变潜热传输热量
二大优点：
1. 高的传热效率（潜热>>显热）
2.低的传热温差（理论上ΔT → 0）
4.5热管工作原理之二
4.6热管工作原理之三----重力热管工作原理
冷凝液籍助重力回流，优点：结构简单工作可靠
注意：1. 必须工作在重力场； 2.加热段必须位于放热段下。
4.6热管的形式
①按不同的冷凝液体回收方式可分为
冷凝液回收方式 重力
毛细力 离心力
热管形式 重力热管
标准热管 回转热管
②按热管的结构形状，可分为： 单管型热管
平板型热管（下左图）
分离型（回路）热管（下右图）
4.7热管的特性
由于热管的特有结构，使它具有许多独特的性质，它的应用正是以这些特性为基础。 ①良好的导热性： 导热方式：
热管——工质相变
铜、银——显热, 自由电子, 分子热运动
34
λeff 导热系数：倍 ≈10~10
d 0=20mm l =1m Q =1000W λcu =386W /(m ⋅K ) l eff =0. 8m
Q ⋅l eff
∆t =6598对实心铜棒： ℃ A -B =
A ⋅λcu
∆t A -B 为10℃ 对于铜热管：如
Q ⋅l eff
则热管的 λeff ==254696W
m ⋅k ) A ⋅∆t A -B
式中：A ——热管的当量横截面积 λ254696 eff ==且这一比值随d 0↓，l↑而增大。 660
386 λcu
②理想的等温性
热管正常工作时，内部处于汽液两相的平衡状态
t
dp ——Clausius-Clapeyron Eq. dt = v p γ
v
dp ——热管内蒸气由蒸发段流向冷凝段的压差
dt ——蒸发段与冷凝段间温差
dt 很小，所以 dp 也很小 因
dt ）随Q 的增加而增加，可用于对等温要求很高的黑体炉、等温炉等
dp （ 但
③热流密度可调性
Q 即Q e =Q c =Q in =热量： Q out
热流密度： q =Q /A q out =Q c /A c
in e e
q in A c
=所以
q out A e
④传热方向的可逆性
⑤对外界要求的适应性
热源：热流体的对流，热固体的辐射热、固体的导热
单向传热：热二极管，美国阿拉斯加输油管道的永久冻土层热管保护系
支热管，长度最长可达21m 。
温度控制：可控热导热管。
⑥热管的传热极限
统，114000
粘性极限声速极限携带极限毛细极限沸腾极限
4.8、热管传热的热阻模型
R1：热源与蒸发段外壁面间的（对流）换热热阻 R2：蒸发段管壁的径向导热热阻。 R3：蒸发段吸液芯的（径向）导热热阻 R4：蒸发段内表面的 蒸发换热热阻 R5：蒸汽的轴向流动热阻
R6：冷凝段内表面的冷凝换热热阻 R7：冷凝段吸液芯的（径向）导热热阻 R8：冷凝段管壁的（径向）导热热阻
R9：冷源与冷凝段外壁面的（对流）换热热阻 R10：管壁与吸液芯的轴向导热热阻
R5
R10
Tc
T h
4.9、热管的应用
4.9.1、空间飞行器温度控制：卫星、航天飞行器、宇宙服
高传热量小温差的传热
4.9.2、核反应堆堆芯的热控制
4.9.3、余热回收系统
特点：传热温差小；传递热量大
热管锅炉热管省煤器热管空预器
加热炉余热回收 水泥窑炉余热发电 高炉热风炉余热回收
窑炉余热回收
干燥机余热回收 锅炉空气预热器
4.9.3、热管散热器
电子器件冷却：有效的散热已成为十分重要的问题，常规金属（单相）散热器已无法满足不断增长的散热要求，高效、被动、紧凑型的相变散热器——热管散热器的应用已势在必行。
高端CPU 热管散热器
Note Book - RHE Type
IPC or Server - RHE Type
Desktop PC
计算机CPU 用热管散热器
thermal resistance .45°C/W C/W at 90 0.35°
at 400 ft/min
watts with 2 m/s air flow
笔记本电脑用热管散热器及大功率IGBT 用热管散热器
Therma-Base heat sinks 利用了热管的工作原理, 但更符合大功率的散热方式 传热效率较传统的型材散热器高。
散热器基板温度低使元器件的可靠性更高。
风扇尺寸或数量的减少可以有效降低成本。
风扇的可以以较低的运转速度使风扇的可靠性提高。
对冷却风量的需求减小可以降低系统的噪音。
散热器较轻可以减少振动损坏。
元器件的布局具有更大的灵活性。
Therma-Base heat sinks与型材散热器的比较
Therma-Base heat sinks的工作原理
Phase plane
材料：AL MR－162。 Fill fluid：丙酮 热阻：