第8章 风扇的选型设计

如果已知系统设备内部散热量与允许的总温度上升量，就可在产品设计前期通过公式估算出冷却设备所需的大致风量。举例阐述其过程如下：

假定产品发热量为 P，需要的温升为 \(T_{out} - T_{in}\) ，结合能量守能定律及空气的物理性质，风量 Q 与温升和功耗之间存在如下关联：

\[ P = Q \Delta T \rho C _ {\mathrm{p}} \tag {8-1} \]

风扇需要提供的风量，可以确定为

\[ Q = \frac {P}{\Delta T \rho C _ {\mathrm{p}}} \tag {8-2} \]

空气物理性质按照 \(60^{\circ}C\) 计算，此时空气密度为 \(1.060 ~kg/m^{3}\) ，比热容为 \(1.017 ~kJ/(kg \cdot ^{\circ}C)\) 。式（8-2）可以简化为

\[ Q = \frac {P}{\Delta T \rho C _ {\mathrm{p}}} = \frac {P}{\frac {\Delta T}{1 . 0 7 8}} \tag {8-3} \]

空气温升取 \(20^{\circ}\) C。风扇风量约为

\[ Q = \frac {P}{2 1 . 5 6} \tag {8-4} \]

注意，环境温度为 \(55^{\circ}C\) ，温升 \(20^{\circ}C\) 时，空气已达到 \(75^{\circ}C\) ，此时，大致推测器件的温度为 \(85 \sim 100^{\circ}C\) 。 \(20^{\circ}C\) 是一个相对的中间值，但仍要根据具体的产品要求判定。

此时功耗的单位为 kW，换算成常用的 W，式（8-4）成为

\[ Q = \frac {P}{2 1 . 5 6 \times 1 0 0 0} \tag {8-5} \]

风扇厂家给出的流量，常有不同的单位，比如 \(m^{3}/min\) 或者 \(CFM^{\ominus}\) 。换算完成后如下：

\[ Q = \frac {P}{2 1 . 5 6 \times 1 0 0 0} \times 6 0 = \frac {P}{3 5 9} \tag {8-6} \]

\[ Q = \frac {P}{2 1 . 5 6 \times 1 0 0 0} \times 2 1 1 8. 8 8 = 0. 0 9 8 3 P (\mathrm{CFM}) \tag {8-7} \]

如果某产品预估热耗 35W，则在理想情况下，风扇需要提供的风量为（按照空气 \(20^{\circ}\) C 温升计算）：

\[ Q = 3 5 \times 0. 0 9 8 3 = 3. 4 \mathrm{CFM} \]

如果产品热耗为 180W，则在理想情况下，风扇需要提供的风量为（按照空气 \(20^{\circ}\) C 温升计算）：

\[ Q = 1 8 0 \times 0. 0 9 8 3 = 1 7. 7 \mathrm{CFM} \]

使用这个公式计算出的风量值是产品的工作点对应的风量，并不能说某个风扇的最大风量满足这一数值就可以，因为系统阻力存在，风扇的实际工作风量总是低于最大风量。如图 8-4 所示，阻抗曲线和风扇 \(PQ\) 线的交点对应的风量才是系统实际获得的风量。驱动这一风量需要风扇具备对应的动力，如何根据上述值来选定合适的风扇呢？这就涉及风扇的另一个关键性能参数：风压。

注意，如果产品考虑海拔设计，则需要代入海平面空气的比热与密度的变化属性，在计算风量需求公式中，需要调整空气的相关参数。

8.3 确定风扇风压

确定风压需要掌握系统的阻抗特性。空气在流动过程中，气流在其流动路径上会遇到系统内部零件的干扰，其阻抗会限制空气自由流通。系统阻抗曲线是一个曲线，最准确的方法是风洞测试确定。

在设计阶段，当不具备测试条件时，可以使用仿真方法来获取系统阻抗。当前产品流道崎岖复杂，有时风扇供风难以使用固定的某个吹风面来替代风源，因此通常直接根据尺寸初选风扇进行仿真，结合仿真所得的压力损失来迭代选定合理的风扇。

举个例子，当通过风洞测试和公式推算，得出系统的风压要求为 42.5Pa，风量要求为 16.5CFM 时，单纯从 PQ 线角度考虑（当然还需要考虑尺寸、噪声、寿命等因素），选择的风扇必须满足：风扇 PQ 线上截取风量为 16.5CFM 的点时，风压必须不小于 42.5Pa。

某些情况下，现存的风扇性能不够，或者产品尺寸所限，可以考虑风扇的串并联运作，如图 8-5 所示。

并联运作就是并列使用两个或两个以上的风扇。两个相同风扇并联所产生的风量体积，仅在自由空间条件下大约为单一风扇风量的两倍。而当并联风扇应用于较高系统阻抗的情况时，系统阻抗越高，并联风扇所能增加的风量越低。因此，并联的应用仅在低系统阻抗的情况下建议使用。

串联运作就是串联使用两个或两个以上的风扇。两个风扇串联产生的静压在零风量条件下可达两倍，但在自由空间的情况下并不能增加风量。多加一个串联风扇，在较高静压的系统中可增加风量。因此，串联适用于高系统阻抗的系统。注意，风扇吹出的风一般是发散状的，并联状态的风扇，当间距较小时，相互之间会出现流场干扰，导致实际并联后两颗风扇的总风量低于风量相加。而两颗相同风扇串联时，当在风扇之间施加一些整流装置消除一些空气杂流后，零风量条件下静压甚至可超过两个风扇风压之和。

8.4 平行翅片散热器流阻计算

强迫风冷设计中的大部分散热器和液冷设计中的部分冷板中都有阵列式翅片结构。正如 8.3 节所述，在选择风扇时，除了要考虑流体流量需求，还需要结合相应流量下系统的流阻。

实际流体都是有黏性的。黏性流体流经固体壁面时，紧贴固体壁面的流体质点将黏附在固体壁面上，它们之间的相对速度等于零，在固体壁面和流体的主流之间形成一个由固体壁面的速度过渡到主流速度的流速变化区域。倘若固体壁面是静止不动的，则要有一个由零到主流速度的流速变化区域。根据牛顿内摩擦定律，存在速度梯度的流体之间就存在阻力，这是流动阻力存在的主要原因之一。其次，流体掠过障碍物时，障碍物壁面凸凹不平的地方被流体层遮盖，流体质点对管壁凸出部分不断产生碰撞，也会产生流阻。另外，在管径突然扩大或缩小，或流经直角、弯管、球体等情况下，流体会与固体壁面发生分离，产生倒流，局部流场中出现大量的漩涡。漩涡中的流体质点彼此碰撞混合，也会导致附加阻力。

系统所需流量可以根据能量守恒定律进行估算，这时，如果设定散热器或冷板的形状，将能简单地获得流体当量流速和各种水力特征长度。

图 8-6 所示为一个典型的翅片式散热器的形状。散热器翅片之间有流体经过，由于流体黏性的存在，造成流阻，宏观反映为散热器两侧存在对应的压强差。本书中所用的公式几何参数和流动方向参考图示散热器的各项标注。

本书所做的流体阻力计算参考 Electronics Cooling 在 2012 年发布的一篇文章来做简要说明 \(^{[1]}\) 。计算在如下的假设前提下进行：

1）不考虑温度差造成的空气密度差；

2）平行翅片式散热器；

3）流动为充分发展的层流，对于平行平板间的流动，最小临界雷诺数通常被认为是 1300，适用于绝大多数散热器工作状态。

忽略入口效应和出口效应，在流体以层流状态流过一个充分发展的散热器通道时，阻力产生的原因主要是流体黏性产生的内摩擦力。这时，压降可以使用范宁公式（Fanning Formula）计算

\[ \Delta P = f \frac {L}{D _ {\mathrm{h}}} \frac {\rho u ^ {2}}{2} \tag {8-8} \]

式中， \(f, D_{h}, L, \rho, u\) 分别为摩擦阻力系数（Friction Factor）、水力直径、翅片长度、流体密度和流体流速。当流量已知，散热器的几何参数也定下来之后，式（8-8）中的摩擦阻力系数成为唯一的未知量。因此，在求解流动阻力时，确定摩擦阻力系数是关键。

在无限大平行平板层流流动中，摩擦阻力系数可按式（8-9）计算

\[ f = 9 6 / \mathrm{Re} \tag {8-9} \]

式中，Re 为流体力学中最关键的无量纲数之一，即雷诺数，其计算式为

\[ \mathrm{Re} = \frac {\rho u D _ {\mathrm{h}}}{\mu} \tag {8-10} \]

式中， \(\mu\) 为流体的动力黏度。

将雷诺数代入公式，得到压降的计算式为

\[ \Delta P = f \frac {L}{D _ {\mathrm{h}}} \frac {\rho u ^ {2}}{2} = \frac {9 6 \mu}{\rho u D _ {\mathrm{h}}} \frac {L}{D _ {\mathrm{h}}} \frac {\rho u ^ {2}}{2} = \frac {4 8 \mu L u}{D _ {\mathrm{h}} ^ {2}} \tag {8-11} \]

在一些文献中，对于高 \(H\) ，翅片间距为 \(S\) 的平行平板水力直径还经常近似为 \(2S\) ，其推算过程如下：

\[ D _ {\mathrm{h}} = \frac {4 A}{C} = \frac {4 H S}{2 (H + S)} = 2 \frac {H S}{H + S} \tag {8-12} \]

当 \(H \gg S\) 时，式（8-12）可以近似为

\[ D _ {\mathrm{h}} = 2 \frac {H S}{H + S} = 2 \frac {H}{H + S} S \approx 2 S \tag {8-13} \]

实质上，散热器的进出口处流阻是不可避免的。流体从开放区域进入散热器区域时，流体会出现突然收缩；当流体离开散热器进入开放空间时，又会出现突然扩展。进出口处，流动空间的突变将导致流速突变形成局部较大的速度梯度，诱发漩涡，而漩涡会消耗能量。

如图 8-7 所示，在散热器入口处，流体从开放空间进入相对窄小的翅片间隙，流线弯曲，流束收缩，在缩颈附近的流束与管壁之间形成一个充满小旋涡的低压区，在大直径截面与小直径截面连接的凸肩处也常有旋涡。所有漩涡的旋转都需要消耗能量，在流线弯曲、流体的加速和减速过程中，流体质点碰撞、速度分布变化等也都要造成能量损失。在出口处，翅片拐角与流束之间将形成旋涡，旋涡靠主流束带动着旋转，主流束把能量传递给旋涡，旋涡又把得到的能量消耗在旋转运动中，变成热而散逸。在出口处，从散热器中流出的流体有较高的速度，会与开放流域中流速较低的流体产生碰撞，从而造成碰撞损失。

当考虑进出口效应时，压降公式可以近似为

\[ \Delta P = \left(K _ {\mathrm{c}} + 4 f _ {\mathrm{app}} \frac {L}{D _ {\mathrm{h}}} + K _ {\mathrm{e}}\right) \frac {\rho u ^ {2}}{2} \tag {8-14} \]

式中， \(K_{c}\) 和 \(K_{e}\) 分别为入口和出口处的压降效应参数； \(f_{app}\) 为表观摩擦系数。式（8-14）中的一系列参数由以下公式近似：

\[ K _ {\mathrm{c}} = 0. 4 2 \left(1 - \frac {W ^ {2} - N _ {\mathrm{f}} ^ {2} t ^ {2}}{W ^ {2}}\right) \tag {8-15} \]

\[ K _ {\mathrm{e}} = \left(1 - \frac {W ^ {2} - N _ {\mathrm{f}} ^ {2} t ^ {2}}{W ^ {2}}\right) ^ {2} \tag {8-16} \]

\[ f _ {\mathrm{app}} = \frac {\sqrt {\frac {3 . 4 4 ^ {2} \mathrm{Re} D _ {\mathrm{h}}}{L} + f ^ {2} \mathrm{Re} ^ {2}}}{\mathrm{Re}} \tag {8-17} \]

\[ f = \frac {2 4 - 3 2 . 5 2 7 \lambda + 4 6 . 7 2 1 \lambda^ {2} - 4 0 . 8 2 9 \lambda^ {3} + 2 2 . 9 5 4 \lambda^ {4} - 6 . 0 8 9 \lambda^ {5}}{\mathrm{Re}} \tag {8-18} \]

\[ \lambda = \frac {S}{H} \tag {8-19} \]

式中， \(N_{\mathrm{f}}\) 为翅片数目。作为对比进出口效应，表 8-1 列出了某具体散热器使用经验公式计算出的压降值。

表 8-1 散热器计算结果

散热器长度×宽度×高度/(mm×mm×mm)	散热基板厚/mm	翅片数目 $N_{\mathrm {f}}$	翅片厚度/mm	风量/CFM	忽略进出口效应时散热器压降/Pa	考虑进出口效应时散热器压降/Pa
100×75×15	3	30	0.4	6	26.8	31.7

虽然做了大量简化，但上述计算平行翅片式散热器风阻的公式看起来仍旧相对复杂。然而，即便是这么复杂的公式，计算出的风阻也会有不可忽略的误差，准确度更高的经验公式则需要在流体力学文献中查阅大量图表才能算得。而这还仅仅是形状非常规则的平行翅片式散热器的流阻。在电子产品中，系统中与流体接触的所有的固体部件均会诱发流阻。可以说，通过经验公式去准确判定一个系统的流阻大小是非常困难的。在有风扇的系统中，风速与流阻二者还是相互确定的。当流阻不确定时，由于风扇工作点不定，流速也无法确定。这时，只能先假定一个流速，推算其流阻，然后校核此流阻与风扇在此工作风量下的风压是否匹配。如果不匹配，则要重新假设流速来进行推算，直至符合。这也是仿真计算中实际使用的方法。不难理解，当风扇工作在失速区时（很小的风阻变化会带来风量的大幅变化，导致试算难以稳定），热仿真也将难以收敛。

8.5) 风扇的抽风和吹风设计

对于轴流风扇，安装方向旋转 \(180^{\circ}\) 就可以实现从抽风到吹风的转换。从风扇强化换热的机理上看，无论是抽风还是吹风都能够达到效果。现实中，抽风和吹风设计确实也都大量存在。有些系统中甚至同时存在抽风和吹风情况。因此，抽风和吹风各有优劣，需要依据具体场景需求来定。

8.5.1 抽风设计

抽风设计中，系统内流场比较均匀，适合热源比较分散的场景。而且抽风的设计使得系统中所有缝隙都能用来做进风口，因此通常结构紧凑、阻力较大的产品也适合使用抽风，从而能够利用产品各位置的开孔。

单纯从热设计角度讲，抽风设计的缺点主要有三个方面：

8.5.2 吹风设计

吹风设计和抽风设计的优缺点基本上是对应的。吹风设计中，系统内是正压状态，灰尘、碎屑等不易进入。另外，吹风设计中，风扇位于整个设备的进风口，流过风扇的空气是新鲜的、未经系统内元器件加热的，因此风扇工作在常温或低温下，风扇的寿命相对更长。

从散热的角度，风扇的出风口空气流动状态通常是湍流，且空气流向经过了扇叶的整理后更加受控。这种情况下，将个别高散热风险器件置于风扇出口处，其散热效果更好。因此，吹风设计更适合应用于热量集中的产品。

从热设计角度，吹风设计中需要特别注意的有三点：

8.6) 风扇转速控制方式

根据转速侦测和控制方式的不同，风扇主要分为两线风扇、三线风扇和四线风扇，如图 8-8 所示。

本书第 13 章将对风扇智能调速相关设计有系统性讲解。

8.7) 风扇噪声考量

风扇运转时会产生噪声。更高的风速虽然能够强化散热，但通常情况下风速变高时噪声也将提高。热设计方案必须同时满足温度和噪声两个变量。对于终端桌面类产品，通常只考虑声压级噪声。风扇规格书中的噪声值可以作为产品设计中的一个参考值，在产品设计之初，进行风扇选型时做一个定性的判断。

通常，风扇规格书中的噪声测试环境为：额定电压满转速，自由场进风口 \(1\mathrm{m}\) 处。这一点会在规格书中说明，如图 8-9 所示。

如果实际设计的产品噪声超标，则有以下几个经验性的解决方法：

详细的噪声知识及降噪设计思路将在第 12 章进一步介绍。

8.8) 风扇相似定理

依据相似原理，风扇自身各项参数变更时，存在以下的规律 \(^{[2]}\) ，这些规律对于快速评估风扇的关键参数有重要意义。

\[ \begin{array}{l} Q _ {2} = Q _ {1} \left(\frac {N _ {2}}{N _ {1}}\right) \left(\frac {D _ {2}}{D _ {1}}\right) ^ {3} \\ P _ {2} = P _ {1} \left(\frac {N _ {2}}{N _ {1}}\right) ^ {2} \left(\frac {D _ {2}}{D _ {1}}\right) ^ {2} \left(\frac {\rho_ {2}}{\rho_ {1}}\right) \\ W _ {2} = W _ {1} \left(\frac {N _ {2}}{N _ {1}}\right) ^ {3} \left(\frac {D _ {2}}{D _ {1}}\right) ^ {5} \left(\frac {\rho_ {2}}{\rho_ {1}}\right) \\ \end{array} \]

式中，Q 为风量；D 为风扇直径；N 为风扇转速；W 为风扇功率；P 为风扇风压； \(\rho\) 为流体介质的密度。

即：

流体工质密度的一次方成正比。

8.9) 风扇寿命可靠性

散热设计中，风扇是动件，也是最容易出现故障的部件，热设计方案的可靠性多数取决于风扇的运行寿命。风扇寿命影响因素繁多，包括但不限于材料、控制芯片、制程、转速、使用环境等。其中，轴承、控制芯片和使用温度对风扇的运行寿命影响尤为显著。在评估风扇是否满足要求时，务必要论述清楚产品使用环境，查清产品的设计寿命，向供应商确认风扇的实际寿命是否能够满足要求。

当运行环境已定时，风扇轴承是影响风扇寿命的瓶颈因素，同时也对风扇的工作噪声、制造成本有重要的影响。风扇的轴承系统按成本由低到高可排列如下：

1）含油轴承（2 sleeves）；

2）单滚珠轴承（1 ball 1 sleeve）；

3）双滚珠轴承（2B，2 balls），如图 8-10 所示。

从运行寿命看，则是双滚珠轴承＞单滚珠轴承＞含油轴承，如图 8-11 所示。双滚珠轴承使用滚珠支撑动静件，扇叶转动时，滚珠也转动，可靠性高，运转相对稳定，但成本较高（滚珠的机械精度要求很高），且在运行初期噪声比含油轴承大。含油轴承中使用大量润滑剂保证风扇的平稳运转，早期由于润滑剂足量，风扇噪声低，但润滑剂本身逐渐挥发，致使转动摩擦加剧，摩擦加剧又反过来使得局部温度升高，温度越高，润滑剂的挥发便越快，因此含油轴承类型的风扇寿命及其对环境

（尤其是高温环境）的适应性相对较差。目前，许多风扇企业提出了各种改进的轴承类型，但实质上都是在上述三种之内，不同之处是改善轴承材质（如陶瓷轴承）或结构（如来福轴承）来提高轴承耐磨性或减缓润滑剂的挥发渗出。单滚珠轴承则是双滚珠轴承和含油轴承之间的一种综合体，成本、可靠性都介于两者之间。值得注意的是，受限于空间，微薄风扇的轴承类型仍多是含油轴承。

风扇运行寿命通常使用 \(\mathrm{L}_{10}\) 准则，参考的标准是 IPC9591。风扇的可靠性影响因素复杂，在不同应用场景下，寿命变化很大。读者可以参阅 IPC9591 深入了解。

8.10) 风扇失速区

散热风扇存在一个危险工作区域，就是所谓的失速区。本节将介绍这一区域的形成机理和产生危害的原因 \(^{[3]}\) 。

散热风机的叶轮结构、尺寸都是按照额定的风量设计的，当散热风机在正常的风量工作时，气体进入叶轮的方向与叶片风量进口安装角基本一致，气体平稳地流过叶片，如图 8-12a 所示。当进入叶轮的气体流量小于额定流量时，气流与叶片进口形成正冲角，即 \(\alpha>0\) ，且此正冲角超过某一临界值时，叶片背面流动工况开始恶化，边界层受到破坏，在叶片背面尾端出现涡流区，即所谓的失速现象，如图 8-12b 所示。冲角大于临界值越多，失速现象越严重，流体的流动阻力越大，使叶道阻塞，同时风机风压也随之迅速降低。

散热风机的失速通常是逐叶传递的，风扇失速区在 PQ 线中的反馈如图 8-13 所示。风扇在加工及安装过程中，由于各种原因，其叶片不可能有完全相同的形状和安装角。因此，当运行工况变化而使流动方向发生偏离时，在各个叶片进口的冲角就不可能完全相同。当某一叶片进口处的冲角达到临界值时，会首先在该叶片上发生失速，这种现象继续进行下去，使失速所造成的堵塞区沿着与叶轮旋转相反的方向推进，即产生所谓的旋转失速现象。

当散热风机进入到不稳定工况区运行后，叶轮内将产生一个到数个旋转失速区（形成的旋转失速区取决于风机工作状态、风机叶片设计以及该风机叶片之间的差异）。由于失速伴随的是气流脱离点的迁移，因此，失速区的叶片会受到激振力。于是，在旋转过程中，叶片每经过一次失速区，就会受到一次激振力的作用，从而使叶片产生共振。此时，叶片的动应力增加，可能导致叶片断裂。对于电子产品，风量风压相对都是比较小的，因此叶片断裂的现象很少出现。但在矿山机械、能源动力等重工业中，由于乱流的增加，风机的噪声表现也会同时恶化。虽然不会出现叶片断裂，但持续的湍振对叶片造成的机械冲击会严重影响风机运行寿命。设计者在进行风机选型时，应当尽量避免使风机处于这一位置。

风扇的理想工作状态是转速、噪声波动小，能效也比较高。通常情况下轴流风扇的最优工作区间位于 PQ 线中间偏右的区域，如图 8-14 所示。

8.11) 风扇选型方法汇总

风扇对产品形态、热设计方案影响巨大，其选型需要在产品早期阶段确定初步型号，中期尝试优化确认，后期一般无法再做改动。不同风扇的考虑因素可能各有侧重，但归根结底，都是根据产品需求，结合对热设计要求的本质理解，将具体需求转化成风扇相关参数。图 8-15 分类汇总了风扇选型时应考虑的因素和对应的风扇参数。

8.12 散热器和风扇的综合设计

散热器和风扇总是需要相互结合才能实现最优的设计。表 8-2 汇总了散热器和风扇设计变量的一些耦合关系。

表 8-2 散热器和风扇热设计变量耦合因素影响汇总

类型	变量	对散热产生的影响
散热器	材质	通常使用铝和铜:铝便宜、轻;铜贵、重,但散热性能稍好
	齿长	齿越长,散热面积越大,一般情况散热效果会更好齿越长,风阻越大,占用空间越多,需要考虑与风扇的空间分配
	齿高	齿越高,散热面积越大,一般情况散热效果会更好齿越高,风阻越大,翅片效率越低,考虑与风扇的空间分配,限高要求
	齿厚	齿越厚,翅片效率越高齿加厚,风阻增加;散热器更重,成本提高
	齿间距	齿间距缩小,齿数会增多,散热面积会增加,有时会优化散热齿间距缩小,风阻增加,影响风量
	基板长	基板越长,通常效果越好,且可以辅助解决器件温度需要考虑单板空间
散热器	基板宽	基板越宽,通常效果越好,且可以辅助解决器件温度需要考虑单板空间
	基板厚	基板越厚,越有利于克服扩散热阻基板厚,会占用整体散热空间,使得翅片变矮,减少散热面积;加大风阻;散热器变重,成本提高
	热管(HP)	有热管,利于均温,降低扩散热阻成本提升,散热器可靠性降低
	均温板(VC)	有均温板,利于均温,降低扩散热阻,效果比热管更好成本比热管有提升,散热器可靠性比热管式散热器低
	表面处理	阳极氧化等措施增加表面辐射率,对自然散热产品有明显效果;翅片间做表面凸起处理会轻微强化强迫风冷散热效果增加成本,影响外观;表面凸起处理将增加风阻;阳极氧化影响 EMC
风扇	长宽	长宽越大,实现相同风量风压产生的噪声越低;长宽越大,能够提供的最大风量和风压越高占用单板空间,可能影响散热器宏观尺寸;风扇功率会提高
	厚度	厚度越大,最大风压会有提升占用单板空间,可能影响散热器宏观尺寸;风扇功率会提高
	风量	风量加大,空气温升降低,有利于散热风量是风扇固有性能,热设计工程师只能通过降风阻来实现提高风量
	风压	风压增大,有利于在相同情况下增加风量,改善散热风压是风扇固有性能,热设计工程师只能通过提高转速来实现,而这将增大噪声
	噪声	噪声要求越宽松,风扇风量风压越大,有利于散热客户体验差,受限于噪声设计标准

8.13 本章小结

风扇是强迫风冷中的核心物料，也是体现热设计综合性的部件之一。本章阐述了风扇的关键参数和选型准则，并将其与散热器的综合设计考虑方法汇总成表。不同于散热器、导热界面材料，风扇本身就是一个电子产品，风扇与系统结构、电磁的匹配性设计（DC 风扇本身还会产生电磁干扰）是精益产品设计必须要考虑的，是结构、热学、声学、电学四方综合点。作者水平有限，暂未总结出普适性的定律，读者可根据产品需求深入研究。感兴趣的读者也可以联系作者，针对特定问题进行讨论。

参考文献

第 章

热管和均温板

从传热学理论中可以看出，提高导热系数能够有效强化传热。以导热为例，当传热面积很小时，传递相同的热量，导热系数越高，需要的温差越小。当前，芯片尺寸越来越小，发热量越来越大，将这些热量转移到一定位置所 “耗费” 的温差也越来越大。为缓解这一趋势，人们不断采用更高导热系数的材料制成传热通路。但这些材料的导热系数多数在约 \(100\mathrm{W / (m\cdot K)}\) ，即便是石墨片，也仅约为 \(1000\mathrm{W / (m\cdot K)}\) 。而由于石墨片越厚（代表横向热流截面积），其水平方向导热系数越低，因此其热流动效率并不高。因此，设计更高传热效率的传热部件就变得越来越关键。在这种需求下，热管和均温板应运而生。

9.1 热管和均温板的特点和典型应用

热管（Heatpipe）和均温板（Vapor Chamber，VC）在高功率或高集成度电子产品中应用广泛。当使用得当时，它可以被简单地理解为一个导热系数非常高的部件。不难理解，热管和 VC 可以有效消除扩散热阻。

热管最常见的应用实例就是镶嵌在散热器中，将芯片的热量充分均摊在散热器基板或翅片上。如图 9-1a 所示，当芯片发出的热量经由导热界面材料传递到散热器上后，由于热管导热系数极高，热量可以以极低的热阻沿热管传播。此时，热管又与散热器翅片相连，热量便可以更有效地通过整个散热器散失到空气当中。图 9-1b 所示为基板中镶嵌热管的散热器，

当芯片发热面积相对较小时，直接传递到散热器的基板会使得基板温度分布具备较大的不均匀性。加装热管后，由于热管导热系数很高，便可以有效缓解温度的不均匀性，提高散热器的散热效率。

热管的另一种应用场景是热量的高效转移，这种设计在笔记本电脑中非常常见，如图 9-2 所示。具体的设计起因是：芯片发热的地方没有足够的空间安装散热器，而在产品的另外较远处，有相关空间可以安装散热强化部件。这时，可以用热管将芯片发出的热量转移到合适的空间进行散热。

VC 均温板的使用相对单纯很多，因为均温板不能像热管那样灵活弯曲。但当芯片热量非常集中时，均温板的优势就可以体现出来。这是因为均温板类似一个 “拍扁” 的热管，它可以将热量非常顺畅地均布到整个板面上。而使用热管镶嵌基板的设计，那些不被热管覆盖的 “盲区” 仍会存在较大的扩散热阻，如图 9-3 所示。

当芯片热量非常集中时，这些盲区有时会导致很明显的温差。这时，如果使用均温板，就会消除这些盲区，散热器的整个基板都会被完整地覆盖，扩散热阻被更有效地削弱，进而提高散热器的散热效率，如图 9-4 所示。

9.2 热管和 VC 的基本工作原理

热管和 VC 的工作原理类似，其实质都是利用了相变传热的高换热效率。如图 9-5 所示，热管通常分为蒸发段、绝热段（视具体情景需求设置）和冷凝段。

当热管蒸发段受热时，蒸发段内侧吸液芯内液体蒸发，此处压强升高，蒸汽在压差的作用下向冷凝段转移。当气体转移到冷凝段后被冷凝成液体。冷凝后的液体在吸液芯内通过毛细力的作用转移到蒸发段，形成循环。

热管内的传热热阻分解如下：

\(R_{1}\) ：热源与蒸发段外壁面间的（对流）换热热阻

\(R_{2}\) ：蒸发段管壁的径向导热热阻

\(R_{3}\) ：蒸发段吸液芯的（径向）导热热阻

\(R_{4}\) ：蒸发段内表面的蒸发换热热阻

\(R_{5}\) ：蒸汽的轴向流动热阻

\(R_{6}\) ：冷凝段内表面的冷凝换热热阻

\(R_{7}\) ：冷凝段吸液芯的（径向）导热热阻

\(R_{8}\) ：冷凝段管壁的（径向）导热热阻

\(R_{9}\) ：冷源与冷凝段外壁面的（对流）换热热阻

\(R_{10}\) ：管壁与吸液芯的轴向导热热阻

热管和 VC 的当量导热系数高，是因为它们内部的传热机理是相变换热。从第 2 章的表面传热系数范围可知，相变换热是对流换热中效率最高的，常见对流换热系数范围见表 9-1。在热管或 VC 中，蒸发段进行的就是沸腾换热，而冷凝段进行的便是蒸汽凝结。

表 9-1 常见对流换热系数范围 \(^{[1]}\)

	过程	对流换热系数 $h/[W/(m^{2} \cdot K)]$
自然对流	空气	1~10
	水	200~1000
强制对流	气体	20~100
	高压水蒸气	500~35000
	水	1000~1500
水的相变换热	沸腾	2500~35000
	蒸汽凝结	5000~25000