大功率LED散热器自然对流方向效应实验

单 龙，胡学功，王际辉，田 红

(中国科学院工程热物理研究所，北京 100190)

1 引 言

节能环保已成为本世纪的主旋律，LED以高效、节能、长寿命、环境友好等优点受到广泛关注。目前LED尚未达到理想的电光转化效率，同时为了追求更高的光照强度，LED芯片的集成度越来越高，大功率LED芯片的热流密度甚至超过300 W/cm2［1］，但 LED 作为半导体器件，对温度十分敏感，如此高的热流密度若不采取有效、可靠的散热措施将导致芯片结温急剧升高，引起光谱红移、芯片热应力累积、光强和效能下降［2］等，结温的升高还会导致灯具使用寿命和可靠性呈指数级衰减［1］。因此，随着LED向高功率、高集成度方向发展，高效、优化的散热技术成为大功率LED可靠运行的关键。

微槽群复合相变换热技术是一种利用微槽群结构形成的毛细压力梯度驱动液体在微槽群内流动，在扩展弯月面薄液膜区域高强度蒸发、厚液膜区域核态沸腾的微细尺度高强度取热换热技术。LED灯具作为一种照明设备，需满足多样化的使用需求和使用环境，像投光灯、外墙灯、探照灯、投射灯等特别需要变换照射角度，即调节灯具的出光倾角(安装角度)以实现理想的照明效果。对于采用微槽群复合相变换热技术的太阳花散热器，调节灯具的出光倾角会导致:(1)散热器的自然对流散热能力与换热表面形状、大小、换热表面与流体运动方向的相对位置以及换热表面特性有密不可分的关系，表现出强烈的方向效应［3-5］，改变出光倾角必然影响散热器外部自然对流散热能力;(2)散热器内部液体分布受重力和毛细力的共同作用，改变出光倾角必然影响微槽群内的液体分布，影响微槽群的取热能力。因此，研究出光倾角对采用微槽群复合相变换热技术的太阳花散热器取热散热能力的影响非常有必要。

针对自然对流条件下散热器的方向效应，研究人员采用实验或数值模拟等方法分析了方向效应、散热面积的匹配性及散热器结构参数等对散热性能的影响［6-8］，对空心或实心的径向散热器［9］、太阳花散热器［10］、射孔径向散热器［11-12］等进行了出光倾角、自然对流传热特性的研究。还针对LED灯具散热研究了导热塑料［13］、热电制冷［14］、叠片散热器［15］等的自然对流散热能力。对于微槽群复合相变换热技术已开展了如微槽群换热特性及气泡动力学［16］、机械振动作用下微槽群热沉内换热特性［17］、微槽群热沉液体润湿长度［18］等研究工作。

国内外关于倾斜角度对热管类散热器散热性能的研究较少，对于采用微槽群复合相变换热技术的太阳花散热器(以下简称微槽群散热器)出光倾角对散热器散热性能影响的研究鲜有报道。本文通过实验方法研究太阳花型材散热器与微槽群散热器在不同散热器高度、功率的散热性能随出光倾角的变化规律，获得散热器的综合换热性能，用于指导太阳花散热器及热管类散热器的设计与优化。

2 实 验

出光倾角θ的定义如图1所示，热源朝下时θ定义为0°，热源朝上时θ定义为180°。对于翅片向外辐射状的太阳花散热器，该定义方式可涵盖LED灯具的全部出光倾角。实验使用的太阳花散热器由内腔、上下盖板构成封闭空腔，由若干沿径向延伸的翅片构成扩展表面。实验时将旋转轴左侧中间及右侧中间的翅片分别定义为A翅片和B翅片，翅片上布置12根热电偶测量径向和轴向各测点的温度，测点位置如图2所示。

图1 出光倾角θ的定义Fig．1 Definition of the installation angle θ

图2 测点位置示意图Fig．2 Location ofmeasuring points

图3 出光倾角测试实验台Fig．3 Test bench of installation angle

图3 为出光倾角测试实验台，主要由固定支架、旋转轴、指针和角度盘组成。工作原理是:散热器与指针固定在旋转轴上，实现散热器与指针的旋转角度一致，通过固定在支架上的角度盘读取指针转过的角度即可获得对应图1中的出光倾角。

散热器光源面贴附陶瓷加热片作为LED的模拟热源，陶瓷加热片与散热器光源面之间涂抹导热硅脂减小接触热阻，聚四氟乙烯(PTFE)板作为隔热材料减少陶瓷加热片向其他方向的热量传递。陶瓷加热片由精密直流稳流稳压电源供电，热源温度通过在陶瓷加热片正下方的散热器光源面布置0．1 mm的极细热电偶测量得出。在PTFE表面布置热电偶计算热损失。

使用陶瓷加热片作为模拟热源具有以下优点:(1)直接使用LED作为散热器的实验热源既发光又对外辐射散热，因此无法获得散热器的净输入功率，而陶瓷加热片的输入功率减去PTFE热损失即为散热器的净输入功率;(2)无光污染，对实验人员友好;(3)排除了LED内部热阻随温度变化导致的散热器净输入功率的变化。在实验开始前进行了热源温度相等的情况下陶瓷加热片(输入功率100 W)与LED光源(输入功率约为162 W)的对比测试，各测点温度最大偏差约0．8℃，陶瓷加热片可替代LED进行实验。

为了计算散热器的净输入功率，对PTFE板的热损失进行了计算:

公式(1) ～(3)中，Qtotal、Qloss和 Qnet分别为散热器总输入功率、热损失和净输入功率，U和I分别对应输入电压和电流，λPTEF、APTEF、δPTEF分别为 PTFE的导热系数、截面面积及厚度，T!为环境温度。在本实验研究中，估计最大热损失小于总输入热量的0．1%。

过余温度定义为:

其中，T为被测点温度。

根据牛顿冷却公式，翅片的平均表面对流换热系数havg定义为:

其中，A为散热器总散热面积，Tavg为散热器各测点的平均温度。

Nu(Nusselt number)定义为:

其中，H 为翅片(散热器)高度［10］，λair为空气导热系数。

引入与自然对流相关的无量纲数Ra数:

其中，g、β、ν、α分别为重力加速度、流体的体膨胀系数、运动粘度和热扩散系数。

3 结果与讨论

实验进行了型材散热器和微槽群散热器各测点温度测量，型材散热器作为微槽群散热器的对照组，两者主要区别是微槽群散热器经过注液和抽真空封装，两者在其他方面如外形尺寸、结构、测点位置则完全一致。

3．1 各测点"T随θ的变化规律

图4为型材散热器，H=90 mm，Q=100W时翅片各测点"T随θ的变化规律。从图4翅片A、B冷端肋根到肋尖的"T可以看出，沿翅片径向向外温度梯度逐渐变小。随着θ的增大，"T先增大后减小，θ=90°时"T最大，散热性能最差。对比A翅片和B翅片各测点"T，θ＜90°时，B翅片"T普遍大于A翅片"T，θ＞90°时规律相反。原因是θ＜90°时随着散热器的旋转及热空气向上半球空间运动，A翅片旋转至下半球空间成为冷空气进口，B翅片旋转至上半球空间成为热空气出口，B翅片所处位置周围的空气温度高于A翅片，因而导致B翅片"T偏大。

图4 型材，H=90 mm，Q=100 W时翅片各测点"T随θ的变化规律。Fig．4 Section heatsink，the variation of"T ateachmeasuring pointwithθwhen H=90 mm，Q=100W．

图5 型材和微槽群，Q=100W时不同H的热源"T随θ的变化规律。Fig．5 Microgrooves and section heat sink，the variation of heat source"T withθunder different H conditions when Q=100W．

图6 型材和微槽群，H=60 mm(a)和H=90 mm(b)时不同Q的热源"T随θ的变化规律;型材、微槽群和型材-真空，H=90 mm，Q=120W(c)和Q=200 W(d)时热源"T随θ的变化规律。Fig．6 Microgrooves and section heat sink，the variation of heat source"T with θunder different Q conditionswhen H=60 mm(a)and H=90 mm(b)．Section，microgrooves and section-vacuum heat sink，the variation of heat source"T with θ when H=900 mm，Q=120W(c)and Q=200W(d)．

图5 为型材和微槽群散热器，Q=100W时不同H的热源"T随θ的变化规律。图6(a)、(b)为型材和微槽群散热器，H=60 mm、90 mm时不同Q的热源"T随θ的变化规律。从图5和图6可以看出，θ＞90°时，微槽群散热器热源"T略高于型材散热器，为了分析出现该现象的原因，进行了H=90 mm、Q=120 W时的散热器内腔抽真空(型材-真空)实验以及H=90 mm、Q=200 W 时的型材、微槽群、型材-真空实验，实验结论如图6(c)、(d)所示。可以看出，散热器抽真空后，在任意θ其热源"T最高，散热器取热散热性能最差，随着输入功率的增加，微槽群散热器热源"T逐渐低于型材及型材-真空散热器，说明增大功率后，微槽群散热器内的蒸汽具备一定的换热能力。因此θ＞90°时，微槽群散热器热源"T略微高于型材散热器可做如下解释:对于同一款散热器，热源"T不只受θ的影响，还与散热器内的真空环境、液体分布(受重力及毛细力的综合影响)有关。当θ＞90°时，微槽群散热器内的液体受重力作用全部汇集到冷端，功率较低时，液体所在区域的温度低于液体的沸点(饱和温度)而未沸腾，此时内腔处在真空或蒸汽稀薄状态，内腔壁面基本处于绝热状态;而型材散热器内腔充满空气，因存在温差形成腔内空气自然对流，增强了腔内的换热能力，散热器均温性相对更好一些。散热器均温性越好其外部自然对流换热效率越高，因而出现θ＞90°时型材散热器热源"T低于微槽群散热器热源"T的现象。

从图5和图6还可以看出，θ≤90°时，随θ的增加微槽群散热器热源"T大幅低于型材散热器，如在 H=90 mm、θ=30°时，Q=80，100，120，200 W 时分别降低了 11．6，13．3，18．9，26．7 K，呈现出功率越大降低程度越大的趋势，微槽群散热器表现出优异的取热散热性能。

3．2 h avg随 θ 的变化规律

图7和图8为型材、微槽群散热器，不同H、Q条件下，havg随θ的变化规律。从图7可看出，对于不同的H、Q，havg在 θ=90°时最差且差距很小。H=90 mm 的 θ=90°与 θ=0°相比，Q=80，100，120W 的havg降低了 25．1%、29．0%、31．6%，说明对于特定的散热器，功率越高havg随θ的变化程度越大，其方向效应越明显。havg随高度的增加而降低，θ=0°时的H=60 mm 与 H=90 mm 相比，Q=80，100，120 W的 havg分别提高了 1．42 W/(m2·K)、1．31 W/(m2·K)和1．39 W/(m2·K)，百分比为 27．5%、23．8%和24．2%，原因是热边界层沿翅片高度方向不断发展，因自然对流流速低，热边界层不容易破坏，导致对流换热系数降低，因此在进行大功率LED散热器设计时，不能为了增大换热面积而无限制地增加散热器高度。

从图8可以看出，在θ≤90°时微槽群散热器的havg好于型材散热器的havg，这是因为这两种散热器的外形尺寸完全一致，微槽群散热器的均温性好于型材散热器，平均对流换热系数较高，因此散热器的散热效率高。

图7 型材，不同H、Q条件下，h avg随θ的变化规律。Fig．7 Section heat sink，the variation of h avg with θunder different H and Q conditions．

图8 型材、微槽群，Q=100W，不同H条件下，h avg随θ的变化规律。Fig．8 Microgrooves and section heat sink，the variation of h avg withθunder different H conditionswhen Q=100W．

3．3 Ra与Nu的变化关系

通过实验方法对太阳花型材散热器与微槽群散热器在不同功率、散热器高度的散热性能随出光倾角的变化规律进行了研究，获得了表征散热器自然对流换热特性的特征数Ra与Nu的关联式［4］:

表1给出了公式(8)中出光角度θ对应的C和m，拟合可信度为95%。图9给出了θ为0°、60°、90°时的实验数据及拟合值。

表1 公式(8)中的系数Tab．1 Coefficients in equation(8)

图9 型材、微槽群，Nu数随Ra数的变化关系。Fig．9 Section and microgroove heat sink，the relationship between Nu number and Ra number．

4 结 论

本文以太阳花散热器为研究对象，实验研究了太阳花型材散热器与微槽群散热器不同功率、不同高度的过余温度、平均对流换热系数随出光倾角的变化规律，分析了散热器的综合换热性能，并获得了各出光倾角Ra与Nu关联式。研究结果表明:沿翅片径向向外温度梯度逐渐变小;出光倾角θ≤90°时，微槽群散热器热源过余温度"T大幅低于型材散热器，如在高度H=90 mm、出光倾角θ=30°时，功率 Q=80，100，120，200 W 热源过余温度分别降低了 11．6，13．3，18．9，26．7 K，呈现出功率越大降低程度越大的趋势，微槽群散热器表现出优异取热散热性能;出光倾角θ＞90°时，微槽群散热器热源过余温度"T略高于型材散热器，其原因是散热器内部的真空环境影响散热器的均温性;对于不同高度H、功率Q，平均对流换热系数havg在出光倾角θ=90°时最差且差距较小;对于特定的散热器，功率越高平均对流换热系数havg随出光倾角θ的变化程度越大，其方向效应越明显，如高度H=90 mm，出光倾角θ=90°与出光倾角 θ=0°相比，功率 Q=80，100，120 W 的平均对流换热系数 havg分别降低了 25．1%、29．0%和31．6%;散热器高度越高，其平均对流换热系数越小，θ=0°时的 H=60 mm与 H=90 mm 相比，Q=80，100，120 W 的 havg分别提高了1．42，1．31，1．39W/(m2·K)，百分比为 27．5%、23．8%和24．2%。因此，在设计大功率LED灯具散热器时要充分考虑散热器散热效率(对流换热系数)、输入功率、方向效应等之间的关系。