李雪強 邊雅麗 張鐘垚 徐冰清 江 濤 王雅博 諸 凱

(天津商業(yè)大學 天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134)

隨著互聯(lián)網(wǎng)時代的發(fā)展，數(shù)據(jù)中心向新型化、集中化發(fā)展，電子系統(tǒng)性能的功率密度呈不斷上升趨勢，由此帶來了更高的散熱需求[1-2]。研究表明，在70～80 ℃范圍內(nèi)，CPU溫度每升高1 ℃，其可靠性下降約25%[3]，所以電子器件溫度需要穩(wěn)定維持在70 ℃以下，以保證電子器件的正常運行。因此，良好的散熱系統(tǒng)對于大功率電子元器件的性能及正常運行至關重要。

目前國內(nèi)外都在迫切尋求新的冷卻方式，以適應高熱流密度電子器件的需求。傳統(tǒng)的風冷冷卻系統(tǒng)局部熱堆積現(xiàn)象明顯，制冷效率低，無法滿足高熱流密度器件的散熱需求[4-7]。采用熱管技術可及時將CPU產(chǎn)生的熱量通過熱管的蒸發(fā)段傳遞至冷凝段，可降低系統(tǒng)局部熱點的產(chǎn)生，但熱管本身存在的問題也不可避免，如蒸發(fā)段和冷凝段距離不能過長，啟動過程存在啟動失敗等[8-10]。而液體冷卻以傳熱能力強、熱穩(wěn)定性好、適應性強和能耗低等優(yōu)勢得到廣泛關注[11-13]。

射流式水冷散熱利用噴嘴將工質噴射到固體表面來提高散熱性能[14]。較大的射流速度可在換熱面上形成較強的湍流，使換熱表面溫度邊界層變薄，有效消除局部熱點，提高散熱性能。胡廣濤等[15]通過數(shù)值模擬對傳統(tǒng)翅片式水冷散熱器進行優(yōu)化，研究了漸縮噴嘴對散熱性能的影響，結果表明放射式的翅片布置和漸縮噴口均對對流換熱有所加強，相比于常規(guī)式CPU水冷散熱器可有效消除局部熱點。田浩等[16]通過實驗對射流式水冷散熱器的噴射間距和噴嘴數(shù)量等進行研究，結果表明：噴嘴數(shù)量的增加可以使沖擊表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分布相對更均勻，與此同時CPU表面平均溫度會有所升高。侯燕[17]通過數(shù)值模擬系統(tǒng)研究了多噴嘴噴霧冷卻下噴嘴數(shù)量對散熱均勻性的影響，結果表明：噴嘴數(shù)量的增加可以有效改善液滴尺寸分布，提高換熱面的均溫性。柳翠翠等[18]研究了多噴嘴沖擊射流換熱的關鍵影響參數(shù)，結果表明：交錯布置噴嘴結構的換熱分布均勻性優(yōu)于平行布置；被沖擊表面的面積和噴嘴直徑的增大均能提高散熱器的平均努塞爾數(shù)。郭春海等[19]通過數(shù)值模擬分別對單個槽道和整個換熱器進行模擬，分析了流場的速度、壓力變化以及溫度場熱阻溫度變化等，與理論分析結果吻合較好，結果表明：該微型換熱器能有效提高電子元件的散熱效率，限制溫度過高，滿足其工作狀態(tài)的需要。

綜上可知，影響射流式水冷散熱器性能的參數(shù)很多，如噴射間距、噴嘴數(shù)量、噴嘴形狀、微通道布置方式等，但對噴射面積比及微通道對散熱器性能影響的研究較少?；诖?，本文首先對噴射面積比(噴嘴總面積與散熱器進口面積之比)進行研究，得到適合射流式水冷散熱器的最佳噴射面積比；然后對噴嘴數(shù)量展開研究，使其具有更優(yōu)的性能；最后探討了微通道對該散熱器的性能影響，指出射流式水冷散熱器的優(yōu)化方向。研究過程中對散熱器底板平均溫度、散熱器壓力損失、傳熱系數(shù)以及努塞爾數(shù)等進行討論。

1 射流式水冷散熱器模型

1.1 模型建立

本文建立了射流式水冷散熱器的三維模型，使用Pointwise軟件對模型進行網(wǎng)格劃分，隨后使用Fluent研究了射流式水冷散熱器在不同工況下的傳熱特性，圖1所示為其結構示意圖。散熱器分為分配層與射流孔層。分配層主要收集冷卻工質，并將冷卻工質分配到各個噴嘴，射流孔層中噴嘴呈均勻式布置。射流孔層通過噴嘴將冷卻工質噴射到散熱器壁面，通過強制對流帶走熱量，底部可采用不同結構的微通道。具體結構參數(shù)如表1所示。

圖1 射流式水冷散熱器結構剖面Fig.1 Structure profile of jet impingement liquid cooling heat sink

表1 射流式水冷散熱器模型尺寸參數(shù)Tab.1 Parameters of jet impingement liquid cooling heat sink

本文設置4組模擬工況，如表2所示。工況1首先確定噴射面積比的最優(yōu)工況[18]；在此基礎上，工況2確定噴嘴的數(shù)量及位置分布，使散熱器達到最佳性能[16]；然后研究微槽道對散熱性能的影響，工況3和工況4對比了不同流量下有無微槽道對散熱性能影響[16]。

表2 工況設置Tab.2 Working conditions

1.2 控制方程

在模擬計算時，對流體流動作如下假設：介質為連續(xù)介質，做不可壓縮定常流動，流體在進口處屬于完全發(fā)展，忽略重力影響。根據(jù)上述假設，模擬中所需的控制方程包括：

對于不可壓縮流體的定常流動，其連續(xù)性方程為[20]：

(1)

能量方程[20]：

(2)

式中：E為能量，J，流體單元的動能、內(nèi)能以及勢能三者之和，即E=h-p/ρ+u2/2；Sh為外界傳輸?shù)膬?nèi)能,J，一般為熱源的交換熱量；h為焓，J/kg；Jj為熱擴散通量，J；keff為流體的導熱系數(shù)，W/(m2·K)。

流動為湍流流動，采用k-ε模型，k方程及ε方程為[21]：

(3)

(4)

(5)

(6)

式中：Gk為由于平均速度梯度而引起的湍流動能，J；μt為湍流黏性系數(shù)，Pa·s；ρ為密度，kg/m3；c1，c2，cμ均為常數(shù)。

1.3 參數(shù)定義及性能指標

射流式水冷散熱器是由于流動面積減小導致流速增大，進而達到強化換熱的目的，因此定義噴射面積比K為：

K=A0/A1

(7)

式中：A0為各個噴嘴口面積之和，mm2；A1為流體進口面積，mm2。

取散熱器底板的平均溫度為T，該溫度可直觀地反映大功率電子元器件是否處于安全的工作溫度。

射流式水冷散熱器內(nèi)的壓力損失為Δp由式(8)計算：

Δp=pin-pout

(8)

式中：pin為入口流體的壓強，Pa；pout為出口流體的壓強，Pa。

為研究射流式水冷散熱器的換熱能力，定義傳熱系數(shù)為：

h=qw/(tw-tf)

(9)

式中：qw為加熱表面的熱流密度，W/m2；tw為散熱器底板平均溫度，℃；tf為散熱器內(nèi)流體溫度，℃。

為了量化射流式水冷散熱器對流換熱的強烈程度，定義努塞爾數(shù)為：

(10)

式中：h為傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；l為特征長度，m，在本文中為散熱器底面厚度；λ為流體的導熱系數(shù)，W/(m2·K)。

為了衡量散熱器的綜合換熱效果，以考慮Nu和壓力損失的影響，定義了綜合傳熱系數(shù)[22]：

η=(Nu/Nu∞)/(Δp/Δp∞)(1/3)

(11)

式中：Nu∞和Δp∞分別為無微通道的散熱器在噴嘴數(shù)量為1時的努塞爾數(shù)和壓力損失。

1.4 模型驗證

為了保證結果的可靠性，本文選取了文獻[18]中的相關實驗數(shù)據(jù)對模型進行驗證。模擬條件如表3所示。由驗證結果(表4)可知，在射流速度為1.8～5.7 m/s時，CPU表面平均溫度的仿真結果趨勢與實驗數(shù)據(jù)很好的吻合。在模擬流量范圍內(nèi)，最大溫差在1 ℃以內(nèi)，說明仿真結果的準確性。

表3 模擬條件Tab.3 Simulation conditions

表4 驗證結果Tab.4 Validation results

2 結果與討論

2.1 網(wǎng)格獨立性驗證

表5所示為不同網(wǎng)格數(shù)量對計算精度的影響。本文選取散熱器底板平均溫度作為參數(shù)，量化了不同網(wǎng)格數(shù)量對計算精度的影響。由表5可知，隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，計算結果變化越小。當網(wǎng)格點數(shù)達到1 435 786時，計算結果變化很小。與使用最大網(wǎng)格點的情況相比，使用1 435 786個網(wǎng)格點時溫差僅為0.4 ℃。通過對比仿真結果，并考慮計算精度和計算時間，最終選取網(wǎng)格點個數(shù)為1 435 786。

表5 網(wǎng)格獨立性驗證Tab.5 Grid independence verification

2.2 噴射面積比K對散熱器性能的影響

圖2所示為不同噴射面積比對射流式水冷散熱器性能的影響(工況1)。隨著噴射面積比的增大，散熱器底板平均溫度逐漸上升，壓力損失、Nu和傳熱系數(shù)呈下降趨勢。當噴射面積比由0.02升至0.11時，底板平均溫度由43.4 ℃升至50.6 ℃，壓力損失由417 kPa降至25.6 kPa，Nu由49.3降至32.7，傳熱系數(shù)由6.06 kW/(m2·K)降至4.02 kW/(m2·K)。這是由于噴射面積比很小時，射流速度極大，而隨著噴射面積比的增加，射流速度迅速減小，沖擊表面的壓力梯度減小，速度和溫度邊界層變厚，同時工質的徑向速度減小，工質沿徑向流動的湍流度變小，換熱能力降低。當噴射面積比由0.14升至1時，溫度上升的速率下降；同時，壓力損失、Nu和傳熱系數(shù)下降的趨勢也變小。底板平均溫度由55.8 ℃升至65.9 ℃，壓力損失由5.35 kPa降至0.60 kPa，Nu由28.1降至20.8，傳熱系數(shù)由3.45 kW/(m2·K)降至2.56 kW/(m2·K)。這是由于隨著噴射面積比的增加，射流速度逐漸變低，壓力損失逐漸變小，但散熱器的換熱能力亦逐漸降低。因此，綜合模擬計算結果可得，最佳的噴射面積比為0.14。若大于該值，雖然可能得到更小的散熱器壓力損失，但散熱器的底板平均溫度、Nu及傳熱系數(shù)均呈降低的趨勢。因此后續(xù)的模擬均以該噴射面積比作為基準。

圖2 噴射面積比對射流式水冷散熱器的影響Fig.2 Influence of jet area ratio on the jet impingement liquid cooling heat sink

2.3 噴嘴數(shù)量對散熱器性能的影響

圖3所示為不同噴嘴數(shù)量對散熱器性能的影響(工況2)。由圖3可知，在相同噴射面積比的情況下，隨著噴嘴數(shù)量的增加，散熱器底板平均溫度變化幅度較小(維持在約52 ℃)。這是由于當噴射面積比為定值時，散熱器的噴射流量為定值，并不會對散熱器底板的平均溫度產(chǎn)生較大影響。但當噴嘴數(shù)量為4時，散熱器底板平均溫度達到最小值，為51.4 ℃。隨著噴嘴數(shù)量的增加，散熱器的壓力損失呈上升趨勢，當噴嘴數(shù)量由1增至6時，壓力損失由5.47 kPa增至5.52 kPa，但當噴嘴數(shù)量超過6時，壓力損失驟然增大。這是由于隨著噴嘴數(shù)量的增多，單個噴嘴的面積減小使得噴嘴射流速度顯著提高，導致工質流經(jīng)噴嘴的壓力損失變大。同時，由圖4中噴嘴數(shù)量為4、6、8時散熱器底板附近的流場分布圖可知，噴嘴數(shù)量的增加使流場分布更加紊亂，形成更多的湍流渦，進而引起壓損快速增長。隨著噴嘴數(shù)量的增加，Nu和傳熱系數(shù)呈現(xiàn)出類似的變化規(guī)律。當噴嘴數(shù)量為4時，Nu和傳熱系數(shù)達到最大值，說明在此工況下，散熱器的換熱能力達到最優(yōu)。

圖3 噴嘴數(shù)量對射流式水冷散熱器的影響Fig.3 Influence of the number of nozzles on the jet impingement liquid cooling heat sink

圖4 不同噴嘴數(shù)量下底板附近的流線分布Fig.4 Distribution of streamlines near the bottom plate with different numbers of nozzles

散熱器底板的平均溫度可以直觀的反映散熱器的散熱性能，但在應用過程中，散熱器底板的均溫性也很重要。圖5所示為射流式水冷散熱器底板的溫度云圖。當噴嘴數(shù)量由1增至4時，局部熱點逐漸減小直至消失。圖6所示為不同噴嘴數(shù)量下的散熱器溫度分布。由圖6可知，散熱器底板均溫性由8.6 ℃降至1.9 ℃。這是由于隨著噴嘴數(shù)量的增加，射流沖擊區(qū)域擴大，散熱器內(nèi)工質流動更加充分，強化了換熱；當噴嘴數(shù)量由4增至8時，再次出現(xiàn)局部熱點，此時散熱器底板均溫性由1.9 ℃增至2.5 ℃，這是由于隨著噴嘴數(shù)量的增加，噴嘴直徑顯著減小，單個噴嘴射流影響區(qū)域顯著減小，導致工質在散熱器內(nèi)的工質流動不充分。綜上所述，最佳噴嘴數(shù)量為4個，此時不會出現(xiàn)局部熱點，散熱器的均溫性最好。

圖5 不同噴嘴數(shù)量下溫度云圖Fig.5 Temperature contours under different nozzle numbers

圖6 不同噴嘴數(shù)量下散熱器的溫度分布Fig.6 The temperature distribution of heat sink under different nozzle numbers

2.4 微通道對散熱器性能的影響

圖7和圖8所示為工況3和工況4的模擬結果。通過對比圖7(a)、圖7(b)可知，有無微通道的散熱器性能整體變化趨勢基本一致。但在圖7(a)中，當噴嘴數(shù)量增至2時，有微通道時底板平均溫度呈下降趨勢，而無微通道時呈上升趨勢，這是由于微通道具有擾動作用，使得流體流動更加充分，而此時微通道對流動的影響大于射流速度減小的影響，因此出現(xiàn)趨勢不同的點。且有微通道與無微通道相比，在相同噴嘴數(shù)量下，散熱器底板平均溫度降低3～6 ℃。微通道的增加使得散熱器壓力損失整體略上升，壓力損失的變化約為20～60 Pa，變化并不顯著，Nu由35.2升至43.3，傳熱系數(shù)由4.33 kW/(m2·K)增至5.32 kW/(m2·K)。這是由于在微通道的擾動作用下，工質沿徑向流動的湍流度變大，散熱器的換熱性能顯著增強，有效強化了換熱。圖7(c)所示為微通道對綜合傳熱系數(shù)的影響，有微通道的散熱器其綜合傳熱系數(shù)整體高于無微通道的散熱器，這是由于微通道的存在使Nu大幅提高，而壓力損失的差異較小。由此可以得出，微通道可以提高散熱器的綜合換熱效果。

圖7 微通道對噴射式水冷散熱器的影響Fig.7 Influence of micro-channel on the jet impingement liquid cooling heat sink

圖8所示為不同噴嘴數(shù)量下散熱器底板溫度的分布規(guī)律。當噴嘴數(shù)量由1增至4時，散熱器底板均溫性由9.4 ℃降至3.2 ℃，這是由于隨著噴嘴數(shù)量的增加，射流沖擊區(qū)域擴大，散熱器內(nèi)工質流動更加充分，減少了局部熱點，強化了換熱；當噴嘴數(shù)量由4增至8時，此時散熱器底板均溫性維持在3.0～4.3 ℃之間。同時，對比圖6和圖8可知，增加微通道時散熱器底板溫度顯著降低(3～6 ℃)，當噴嘴數(shù)量為4時，增加微通道使得均溫性曲線由1.9 ℃增至3.2 ℃。這是由于在微通道的擾動作用下，射流區(qū)域溫度顯著下降，而流體在散熱器邊緣流動受限，邊緣溫度降低較少，導致均溫性上升。

圖8 不同噴嘴數(shù)量下微通道對散熱器溫度分布規(guī)律的影響Fig.8 Influence of micro-channels on the temperature distribution of heat sink with different numbers of nozzles

圖9所示為噴嘴數(shù)量為4時，體積流量由0.6 L/min增至2 L/min時的模擬結果?？梢钥闯觯弘S著流量的增大，底板平均溫度呈現(xiàn)逐漸下降趨勢且速率逐漸減緩。當體積流量由0.6 L/min增至2.0 L/min且無微通道時，底板平均溫度由58.7 ℃降至42.7 ℃；當有微通道時，底板平均溫度由53.8 ℃降至40.7 ℃。這是由于隨著流量的增加，射流速度也隨之增大，使沖擊表面壓力梯度增大，速度和溫度邊界層變薄，提高了換熱性能。與此同時，壓力損失隨著流量的增加逐漸上升且速率逐漸增大。當體積流量由0.6 L/min增至2.0 L/min時，散熱器壓力損失由1.98 kPa升至21.15 kPa，且有無微通道對散熱器壓力損失無顯著影響。通過該模擬計算得出，流量的增加可以降低底板平均溫度，但過高的流量將大幅提高散熱器的壓力損失，因此在實際應用中應合理考慮其底板平均溫度和壓力損失之間的關系。

圖9 流量對射流式水冷散熱器的影響Fig.9 Influence of flow rate on the jet impingement liquid cooling heat sink

綜上所述，噴射式水冷散熱的優(yōu)化方向應為在噴射面積比和噴嘴數(shù)量及位置確定的前提下，重點對微通道展開優(yōu)化工作，增大散熱器傳熱面積，以提高散熱器的換熱性能。

3 結論

本文針對射流式水冷散熱器，系統(tǒng)研究了噴射面積比、噴嘴數(shù)量以及微通道對散熱器換熱性能的影響，指出了該散熱器優(yōu)化方向。通過分析溫度、壓力損失、努塞爾數(shù)、傳熱系數(shù)、綜合傳熱系數(shù)等因素對該散熱器性能的影響，得到如下結論:

1)該散熱器的最佳噴射面積比為0.14，此時散熱器底板平均溫度為55.8 ℃，壓力損失為5.35 kPa，Nu和傳熱系數(shù)分別為28.1和3.45 kW/(m2·K)。

2)當噴嘴數(shù)量為4時(均勻分布)，散熱器整體換熱性能最強，散熱器底板平均溫度為51.4 ℃，壓力損失為5.52 kPa，Nu為35.2，傳熱系數(shù)為4.33 kW/(m2·K)，并且可以有效消除局部熱點，散熱器底板的均溫性最佳。

3)與無微通道時相比，微通道的增加使平均溫度降低3～6 ℃，當噴嘴數(shù)量為4時，Nu由35.2升至43.3，傳熱系數(shù)由4.33 kW/(m2·K)增至5.32 kW/(m2·K)，且散熱器的綜合換熱性能顯著增強。

4)射流式水冷散熱器的優(yōu)化應在噴射面積比和噴嘴數(shù)量及位置為最優(yōu)時，從微通道的方向進行優(yōu)化，以進一步提高散熱器的性能。

本文受天津市自然科學基金項目(18JCZDJC97100,18JCYBJC90500)資助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Tianjin(No.18JCZDJC97100 &No.18JCYBJC90500).)