大功率IGBT散热设计的模拟及实验

  随着近年来电子技术的迅猛发展, 大功率器件和集成电路的使用越来越广泛。功率器件 (如IGBT功率模块) 有着广阔的发展和应用前景。根据著名的“摩尔定律”推算:芯片上的晶体管每18个月翻一番[1]。对于IGBT这种大功率器件, 在其正常工作时, 大功率损耗会产生大量的热从而造成自升温, 如果电源结构设计不当, 那么开关器件所产生的热量将不能及时排出, 开关器件的失效率将随着温度升高而大幅增大[2]。研究资料表明:半导体元件的温度升高10℃, 可靠性降低50%[3]。温度的上升直接影响IGBT的热应力, 严重时还会因温度过高而烧毁开关器件, 直接影响到电源的寿命和可靠性[4]。随着开关电源不断朝着大功率、高频和高功率密度的方向发展, 散热设计已成为影响电源可靠性的一个关键因素[4]。因此, 有必要对IGBT这种大功率器件的散热特性进行测量和分析, 并对其散热器的结构和运行参数等的优化进行研究。

  当前流行的热设计软件种类比较多, 主要有ANSYS、FLOTHERM和Icepak。相比之下, FLOTHE-RM和Icepak在这方面显示了专业热分析软件的优越性。两者都具有专业的流体动力学CFD (conputational fluid dynamics) 的求解器, 能够分析各种流体状态, 同时, 它们提供了电子设备热分析中常见的所有组件, 使得电子设备热分析的建模非常简单。Icepak软件除了具有以上优点之外, 由于它所用的求解器为FLUNT求解器, 还具有计算精度高的优点。

本文所研究的IGBT风冷散热器示意如图1所示。利用Icepak进行计算机模拟, 考虑到发热元件以及控制空气流动的需要[5], 对模型简化, 建立机箱尺寸为550 mm×450 mm×180mm的模型, 机箱内部包括散热器、基板、3个热源、4个风机和1个出风口。

环境温度为14.3℃, 每个IGBT模块功耗300W, 机箱外表面与空气自然对流换热, 换热系数为15 W/ (m2·K) , 风机总风量为0.42 m3/s。散热器为铝型材散热器;基板长0.27 m, 宽0.22 m, 散热器肋片高度为0.1 m, 散热器肋片厚度为0.002 5 m, 共有21片肋片。求解类型为稳态。对建立的模型进行网格划分, 划分过程即为模型建立有限元模型的过程。网格的划分形式对计算的精度和计算规模将产生直接的影响, 本设计采用先粗化后细化的方式来划分, 使网格更为精确。

气流检查主要是检查气流的雷诺系数, 根据雷诺系数来确定使用的流动方程。一般管道雷诺系数Re4 000为湍流状态, Re=2 000~4 000为过渡状态。本设计Re为90 412, 故流动状态为紊流。

Icepak使用迭代法进行求解计算, 设置完迭代次数, 开始进行求解, 当残差收敛曲线完全收敛时, 计算完成。

Icepak软件仿真计算的结果, 如图2显示。由图可见, 散热器表面温度最高点位于IGBT下方中心位置, 且离出风口位置较近, 环境温度为14.3℃条件下, 散热器最高温度为57℃。

根据以上参数和模型, 模拟结果如图2~图4所示。

由图2 (a) 中可以看出, 发热元件IGBT中心最高温度为57℃, 说明这种散热方式达到了控温目标。图2 (b) 为Z-X切面Y=0.225温度云图, 从图中可以看出, 温度流向是逐渐向远离发热元件方向发展的, 热量沿散热器扩散到空气中。空气由风机进入机箱内, 带走散热器的热量后, 再经出口流出。

该机箱采取翅片式散热器设计, 风机强化对流换热措施。散热器中流阻较大, 使得流线向散热器上下两个方向偏折, 减少了通过散热器的流量。图4为Y-X切面Z=0.08速度矢量和Z-X切面Y=0.22速度矢量图。可以看出, 空气的流向是由风机入口进入, 从出口流出。在散热器翅片间空气流速达到最大, 有利于散热器上的热量扩散。

利用K型热电偶测温仪, 在机柜组装时, 将热电偶测量探针预留在IGBT模块处, 利用导热硅脂固定。整机运行4 h温度稳定后, 用热电偶测温仪读取3个IGBT温度。

环境温度为14.3℃时, 测试3个IGBT中心的平均温度为54℃, 模拟IGBT中心最高温度为57℃。由于测温探头无法测量到IGBT中心温度, 故测试测量到的结果与模拟结果相比略微偏低, 测试结果与模拟结果误差小于10%, 证明此模型可靠。

对公司主要产品最高设计温度范围进行了汇总整理, 一般室内使用温度范围0~45℃。除去军用产品, 主要产品一般使用最高环境温度为45℃, 因此, 本文研究的散热器最高使用环境温度按45℃设计。当环境温度为最不利45℃时, 热源中心最高温度达到87.2℃, 散热器平均温度为64℃。按照目前的方案, 散热已经处于临界状态, 如果使用环境更为苛刻, 则无法满足需求。另外, 从产品可靠性方面考虑也需要更优化的散热结构。

表1 IGBT散热系统实验测试数据Tab.1 Test data from the IGBT heat sink system

在原模型的基础上对散热器几何尺寸及风机进行优化, 通过对各种情况下的散热器热阻的比较, 得出最优几何尺寸及匹配风机。散热器由肋片和基座构成, 主要的几何参数包括肋片长、肋片厚, 肋片数、基座厚、基座宽等。确定散热器优化设计软件采用的Icepak软件, 它采用计算流体动力学求解器, 有限体积法, 非结构化网格可以逼近复杂的几何形状, 同时能实现散热器肋片高度、厚度等几何参数的优化。同时还需要考虑以下几点:安装散热器允许的空间、气流流量和散热器的成本等。

强迫风冷散热满足的方程[6]为

式中:Q为单位时间内由散热器传递到环境的热量, W;α为对流换热系数, W/m2·K;A为散热器与空气接触的面积, m2;Ts为散热器表面的平均温度, ℃;Ta为环境温度, ℃。

散热器热阻表达式为

在散热器优化设计软件中, 其他几何参数和环境条件均保持不变, 分析肋片高度不同时, 散热器热阻和热源中心最高温度的变化, 分析结果如图5所示。

由图5可以看出, 散热器肋片高度HL对散热器热性能及热源中心温度有很大影响。在相同条件下, 随着肋片高度的增加, 热源的热量更容易通过肋片传至空气中, 从而使散热器平均温度和热源中心温度降低;但是随着肋片高度的增加, 散热效果的改变逐渐变缓;当肋片高度增加到一定高度时, 热源中心温度基本不再降低;同时肋片高度也受到设备内部空间、重量和材料成本的制约, 因此散热器肋片高度不宜过高[7]。由图中可以得出肋片高度为0.09 m较合适, 与原始模型相比热源中心温度降低了2℃。

对肋片厚度进行模拟优化, 结果如图6所示。由图6 (a) 可以看出, 散热器肋片个数一定时, 肋片越厚导热效果越好, 但当肋片厚度达到6 mm后, 散热器平均温度及散热器热阻基本不再降低。而热源中心最高温度在肋片厚度达到8 mm后, 温度不再降低反而略微升高。这是由于肋片间隙过小会造成气流无法顺利流过散热器, 在散热器两旁形成绕流, 无法将散热器中心肋片上的热量带走。当肋片厚度过小, 热传导造成的热阻为影响其散热的主要热阻;肋片厚度达到8 mm后散热器平均温度基本不再变化, 这时影响散热器换热的主要因素是对流换热。在肋片总厚度不变的情况下, 增加肋片个数, 增大换热面积, 肋片数对热阻、温度的影响结果如图6 (b) 所示。工业制造肋片散热器时, 考虑到其加工难度, 肋片一般最薄加工到2 mm。由图6 (b) 中可以看出, 肋片个数增加到61, 且肋片厚度为2mm时, 散热器的散热效果最好。

根据以上模拟结果对模型进行优化后, 在不同风量情况下, 对模型进行模拟, 分析风量不同时, 散热器热阻和温度的变化, 结果如图6所示。

由图可以看出, 随着风机风量的增大, 热源中心温度和散热器平均温度均有下降。当风量增加到0.38 m3/s时, 温度下降趋势减缓;风量继续增大, 温度虽仍呈下降趋势但温度变化并不明显;随着风量的增大, 热阻也相应呈降低趋势;但风机风量增加的同时也造成空气流速和噪音的增加。所以不能一味地依靠增加风机风量来提高散热。

最终优化方案如表2所示。按优化方案模拟得到:当环境温度为14.3℃时, 热源中心最高温度为37.4℃, 散热器平均温度为25.2℃;相比优化之前测量的散热器中心最高温度降低了16.6℃。在最不利环境温度45℃条件下, 热源中心最高温度为68.7℃, 散热器平均温度52.9℃;将热源功率增大到500 W, 热流密度达到105 W/m2, 而热源中心最高温度为84.6℃, 散热器平均温度61.4℃, 散热器仍可达到要求, 远远低于IGBT结温 (处于电子设备中实际半导体芯片的最高温度) 最高设计值125℃, 电子器件的可靠性得到了充分保证。

表2 最终优化方案Tab.2 Final optimization scheme

本文分析了大功率热源风冷散热器的肋片高度、风机风量和肋片厚度对散热器热阻的影响, 得到结论以下。

(1) 肋片高度和散热器散热性能密切相关, 在一定范围内高度越高, 散热器换热性能越好, 热阻越小。实验条件下肋片高度应不小于0.09 m。

(2) 风机风量越大, 散热器热阻越小, 温度持续降低。风量增大到0.38 m3/s后, 热源中心温度和散热器平均温度呈降低趋势, 但降低趋势逐渐减缓。

(3) 肋片厚度在一定范围内可以增加热量的传导, 肋片个数为21时, 厚度达到0.008 m, 导热热阻不再是影响散热的主要因素。继续增大肋片厚度, 间隙变小会阻碍空气对流换热, 温度不再降低反而升高, 热阻也相应增大。增加换热面积即增加肋片个数, 经模拟得到肋片厚度为2 mm, 个数为61个为最优。