Experimental study on heat transfer performance of bionic vein vapor chamber
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摘要: 均热板作为一种高效散热元件已广泛应用于电子器件的热管理，其吸液芯的结构形式是均热板进行高效散热的关键。文章受自然界植物叶片蒸腾作用的启发，通过粉末烧结形成多孔结构的吸液芯以模仿植物叶脉及叶肉组织，设计了以多边形的边（VC-B）和以多边形（VC-G）作为均热板内部支撑两种吸液芯结构进行对比研究，并探究充液率以及冷却水温度对均热板传热性能的影响规律。研究表明：VC-B均热板在充液率为60%左右时具有最优的传热性能，所能承载的最大热流密度为120 W/cm2；VC-G均热板在冷却水温度为10 ℃时所能承载的最大热流密度为130 W/cm2；在较低的冷却水温度下，均热板的传热能力较强，但均温性较差。仿叶脉均热板可为大功率、高热流密度电子设备的散热提供有效的解决途径。Abstract: Vapor chamber, as an efficient heat dissipation component, has been widely used in the thermal management of electronic devices. The structure of its liquid absorbing wick is the key to efficient heat dissipation of vapor chamber. In this study, inspired by the transpiration of plant leaves in nature, the porous wick was made by powder sintering to imitate the leaf veins and mesophyll tissues. Two wick structures with polygonal edge (VC-B) and polygonal (VC-G) as internal support of vapor chambers were designed for comparative research to investigate the influence of liquid filling rate and cooling water temperature on the heat transfer performance. The results show that the VC-B vapor chamber has the optimal heat transfer performance with a filling rate of 60%, and a maximum bearable heat flux of 120 W/cm2, while that VC-G vapor chamber can bear 130 W/cm2 at a cooling water temperature of 10 ℃. At lower cooling water temperatures, the heat transfer capacity was strong, but the temperature uniformity was poor. These bionic vein vapor chambers may provide an effective solution for heat dissipation of electronic devices with high power and high heat flux.
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0. 引言
随着电子及信息技术的快速发展以及航天产品性能要求的不断提高，航天电子设备逐渐朝着高性能、高集成和微型化的方向发展[1]，导致其单位面积热流密度急剧增加。而电子设备内部热量聚集会显著降低其工作性能，严重时甚至会导致器件疲劳损伤[2-3]。因此，如何有效降低电子设备工作过程中的高热流密度至关重要。液−气相变作为一种高效的传热方式已经被广泛应用于大功率电子元件的热管理，例如热管就是一种基于相变传热的主动冷却技术；然而由于接触面积和传热空间的限制，传统热管往往只能实现一维导热。
基于平面热管的概念，均热板提供了一种极具应用前景的解决方案。而将均热板应用于高热流密度传热的关键是不断提高其内部吸液芯的传热性能。随着对工质和吸液芯结构中毛细流动机理研究的不断深化，研究人员对吸液芯的结构设计进行了探索，设计出沟槽吸液芯[4]、粉末烧结吸液芯[5]及复合吸液芯[6]等。除此之外，仿生结构也在均热板吸液芯研究中得到关注：李锦峰等[7]将蜂巢结构应用到均热板吸液芯中，采用数值分析方法对仿蜂巢结构蒸汽通道的蒸发端吸液芯结构进行模拟发现，仿蜂巢通道为气液相工质提供了多条流动路径，使均热板具有更优异的温度均匀性和传热性能。彭毅等[8-10]受植物叶片蒸腾作用启发，使用化学刻蚀法制备了一种仿叶脉分形结构的吸液芯；并通过理论计算、模拟仿真以及实验分析等方法对均热板传热性能进行研究，结果表明仿叶脉分形结构均热板具有优异的传热性能。基于植物叶脉分形仿生的思路，研究人员陆续进行了大量的研究[11-13]，但是已有的研究中均热板所能承载的热流密度仍然偏小[14]。因此，通过探索植物叶片的传热传质机制，优化吸液芯结构，改善均热板的结构特征从而提高其所能承载的热流密度[15]，仍是研究人员亟需解决的难题。
本研究在前期研究的基础上，通过对植物网格状叶脉进行仿生，将蒸发端的吸液芯设计为仿植物网状叶脉结构，冷凝端通过烧结粉末形成吸液芯结构，设计了两种新型的均热板吸液芯结构：一种以多边形叶脉作为均热板内部支撑以及工质回流通道，多边形作为蒸汽腔（VC-B）；另一种以多边形作为支撑结构和工质回流通道，多边形叶脉作为蒸汽腔（VC-G）。然后对这两种结构进行对比研究，并探究充液率以及冷却水温度对均热板传热性能的影响规律。
1. 实验材料与方法
1.1 均热板的制备
本研究在模拟中对植物叶脉系统进行了简化，如图1所示。为了防止均热板在抽真空后出现变形，需要用支撑柱在内部对均热板进行支撑。本研究设计的网状叶脉结构使支撑柱与吸液芯合构为一体，起到支撑作用的同时为工质回流提供通道，并可实现气液分离。多边形网络结构通过泰森多边形随机生成，用来模拟植物网状叶脉，叶脉的宽度为2 mm，高度为1 mm；用多边形网状叶脉中间的烧结粉末来模拟叶肉组织。均热板的冷凝端和蒸发端壳板均为1 mm厚的紫铜板，充液管为外径3 mm、壁厚0.5 mm的紫铜管，直接焊接在壳体上。均热板整体尺寸为74 mm×74 mm×5 mm，内部吸液芯与蒸汽腔的厚度为3 mm。
本研究中均热板的吸液芯采用铜粉烧结形成，需要在石墨板上加工出吸液芯的烧结模具。考虑到均热板吸液芯内部流通与毛细力的平衡[5]，选取200目的纯铜粉（粒径约为75 μm）均匀填充到石墨模具中，再放入真空热压炉进行烧结，烧结温度为840 ℃。烧结出的吸液芯样品如图2所示，将它们组装为基于植物网状叶脉仿生的均热板，结构如图3所示。
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图 3 基于网状叶脉的仿生均热板结构示意Figure 3. Structure of bionic vapor chamber based on reticulated leaf vein1.2 实验装置
实验测试平台如图4所示，主要包括加热模块、冷却模块、数据采集模块和升降模块。加热模块由加热棒、加热块、保温盒、直流电源及功率仪组成。加热块材料为纯铜，用于模拟热源；采用隔热材料制作保温盒，并在保温盒与加热块之间填充保温棉，以减小热量损失、降低实验误差。为减小接触热阻，在加热块与均热板之间以及均热板与水冷板之间涂抹导热系数为6.0 W/(m·K)的导热硅脂。冷却模块采用型号为DC0530的智能恒温水浴槽外接水冷板，恒温水浴槽的温度控制范围为-5～100 ℃，冷却水流量为13 L/min。数据采集模块由K型热电偶、数据采集卡及计算机组成。升降模块主要用来夹紧均热板，以减小测试过程中的接触热阻。
为了研究均热板在不同热流密度下的热阻以及均温性能，测试时首先启动加热模块为均热板加热，启动功率为10 W，并记录均热板各测试点的稳态数据。其中加热块（尺寸为10 mm ×10 mm）及测温热电偶的布置如图5所示。按照梯度10 W调节热源功率，直到热源温度达到设定的温度时停止测试。另外，可通过恒温水浴槽的温度调节，研究均热板在不同冷却水温度下的传热性能。
当电子元器件温度超过85 ℃时，其工作性能就会急剧下降[16]。因此，本研究中将热源温度设定为85 ℃。为了评价均热板的传热性能，设定均热板整体热阻RVC、冷凝端表面最大温差ΔTc，max以及蒸发端与冷凝端平均温差ΔTe, c为评价参数，分别定义为：
$$ {{R}}_{\text{VC}}=\frac{{{T}}_{\text{e},\text{ave}}-{{T}}_{\text{c}\text,\text{ave}}}{{Q}} \text{；} $$ (1) $$\begin{split} \Delta T_ {\rm{c, max}} =&{\rm{max}}\{{T_{5}, T_{6}, T_{7}, T_{8}, T_{9}}\}- \\& \min\{{T_{5}, T_{6}, T_{7}, T_{8}, T_{9}}\}\text{；} \end{split}$$ (2) $$ \Delta {T}_{\text{e,c}} =T_{{\rm{e}}, {\rm{ave}}}- T_{{\rm{c}}, {\rm{ave}}}。 $$ (3) 式(1)～(3)中：Te, ave和Tc, ave分别为均热板蒸发端和冷凝端测温点的平均温度；Q为输入功率。
2. 实验结果与讨论
改变测试条件，记录仿叶脉均热板各测温点的温度变化，并对均热板热阻、冷凝端表面最大温差以及蒸发端与冷凝端平均温差进行计算，详细讨论均热板在不同充液率、热流密度和冷却水温度下的传热性能。
2.1 结构对传热性能的影响
两种结构均热板的热阻如图6(a)所示，在10 ℃冷却水温度下，两种均热板均能承载120 W/cm2的高热流密度，说明本研究中吸液芯拥有的多孔结构可以为工质提供大量的汽化核心，强化沸腾传热，提升均热板的传热性能；但VC-G均热板的热阻整体低于VC-B均热板的，且VC-G均热板在10 ℃的冷却水温度下所能承载的最大热流密度为125 W/cm2，当热流密度为120 W/cm2时VC-G均热板的热阻最低仅为0.118 8 ℃/W。其原因主要为VC-G均热板的冷凝端具有流动通道结构以及更密集的回流通道，当蒸汽在冷凝端释放潜热凝结成液体时能够更加快速地回到蒸发端，即VC-G均热板的内部工质循环速率更快，更有利于热量的传递，因此热阻更低。
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图 6 冷却水温度为10 ℃下两种结构均热板的热阻及冷凝端表面最大温差对比Figure 6. Comparison of thermal resistance and maximum temperature difference on condenser surfaces of two types of vapor chambers with a cooling water temperature of 10 ℃为对比评价均热板的均温性能，选取两种结构的均热板样品，并将充液率控制在60%左右，比较它们在10 ℃冷却水温度下的冷凝端表面最大温差ΔTc, max，结果如图6(b)所示。
热负荷启动后，VC-B和VC-G均热板的冷凝端表面最大温差均随着热流密度的增大而增加，不同热流密度下VC-B均热板的冷凝端表面最大温差均低于VC-G均热板的，且前者随着热流密度的增大而增加的速度低于后者。这是由于VC-G均热板内部蒸汽腔的体积小于VC-B均热板的，导致工质受热蒸发时产生的蒸汽不能在VC-G均热板蒸汽腔内均匀分布[16]，造成局部高温。
再对比40 ℃冷却水温度下两种结构均热板的热阻及冷凝端表面最大温差，结果如图7所示，发现两种结构均热板这两项参数的变化均与10 ℃冷却水温度下的表现一致。表明两种结构拥有各自的优势：VC-G均热板可以承载更大的热流密度，但均温性较差；VC-B均热板则与之相反。
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图 7 冷却水温度为40 ℃下两种结构均热板的热阻及冷凝端表面最大温差对比Figure 7. Comparison of thermal resistance and maximum temperature difference on condenser surfaces of two types of vapor chambers with a cooling water temperature of 40 ℃2.2 充液率对于均热板传热性能的影响
研究表明充液率对均热板的传热性能有很大影响：低充液率可能导致较低的极限热流密度，而较高充液率可能会降低均热板的传热效率[17]。图8(a)为VC-B均热板在10 ℃冷却水温度、不同充液率下的热阻，可以看到：充液率40.11%的均热板热阻最大，极限热流密度最低，为100 W/cm2；在热流密度小于35 W/cm2时，充液率为48.51%的均热板热阻最小；而在较高热流密度下，充液率为60.82%的均热板热阻最小，可低至0.128 3 ℃/W，此时承载的最大热流密度为120 W/cm2。即在实验工况内，VC-B均热板的最佳充液率约为60%，这与文献[17]给出的结论一致。分析是由于充液率较低时，均热板在低热流密度下启动更快；而当热流密度继续增加时，低充液率的均热板会出现蒸干现象，其内部难以形成完整的汽−液循环，将增大热阻[18]。而当充液率高于最佳值时，液体会在蒸发端积聚堵塞吸液芯孔隙，导致均热板的热阻增大，传热效率降低；同时，多出的工质会被蒸汽上升携带而影响工质回流，而且蒸发端工质层较厚，蒸发热阻变大，难以形成核沸腾，即相变受限。
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图 8 冷却水温度为10 ℃、不同充液率条件下VC-B均热板的热阻及蒸发/冷凝端平均温差随热流密度的变化Figure 8. Variation of thermal resistance and average temperature difference of evaporating/condensing end of VC-B vapor chamber with different liquid filling rates versus heat flux with a cooling water temperature of 10 ℃图8(b)为VC-B均热板在10 ℃冷却水温度、不同充液率下的蒸发端与冷凝端平均温差（ΔTe, c）。可以看到，随着热负荷功率的增加，ΔTe, c逐渐增大。当热源温度接近85 ℃时，充液率为60.82%的均热板的ΔTe, c的上升速率最小，充液率为40.11%的均热板的ΔTe, c的上升速率最大。即低充液率的均热板相比于高充液率的在高热流密度下ΔTe, c的增速更快。分析其原因，可能是充液率较低时，均热板内部汽化的蒸汽满足不了正常在整个腔体内循环传热的最小值，使均热板出现局部过热、局部过冷的温度分布不均衡情况，从而出现热源温度过高，蒸发端与冷凝端温差急剧增大；当充液率增大，热负荷启动初期，多余的工质阻碍了液体和蒸汽在蒸发区的流动，而随着热流密度的增加，更多的工质参与相变进行传热[19]，均热板中蒸汽和液体的流动效率得到增强。
2.3 冷却水温度对于均热板传热性能的影响
为了研究冷却水温度对均热板传热性能的影响，选取充液率为66.47%的VC-G均热板，通过控制智能恒温水浴槽对其在不同冷却水温度下进行测试，结果如图9所示。
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图 9 不同冷却水温度下VC-G均热板（充液率为66.47%）的热阻与冷凝端表面最大温差随热流密度的变化Figure 9. Variation of thermal resistance and maximum temperature difference of condenser surface of VC-G vapor chamber with a liquid filling rate of 66.47% versus heat flux at different cooling water temperatures由图9可以看出，冷却水温度为10 ℃时，VC-G均热板所能承载的最大热流密度为130 W/cm2；当冷却水温度逐渐升高时，均热板所能承载的最大热流密度依次降低。在10 ℃冷却水温度下，热流密度为110 W/cm2时，VC-G均热板的热阻达到最低，为0.109 1 ℃/W。冷却水温度为20 ℃和30 ℃时，均热板的热阻变化趋势几乎一致，说明在该温度范围内冷却水温度对均热板的传热性能影响较小。当冷却水温度为40 ℃时，均热板的热阻低于冷却水温度为20 ℃和30 ℃时的，其原因可能是温度升高使均热板内部工质的黏度降低，提高了工质在均热板内部的流动性[6]，从而提高了均热板的换热效率。均热板的均温性能表现（如图9(b)所示）可以给出类似的解释——当冷却水温度升高时，均热板内部工质黏度降低，更有利于工质均匀分布在蒸发端；当热负荷启动，蒸发端的工质均匀受热蒸发，冷凝端表现出更好的温度均匀性。
2.4 与其他研究对比
为全面了解本研究设计的VC-G均热板的传热性能，与其他同类研究进行了比较分析，归纳如表1所示。为方便叙述，本文以编号1～3指代其他研究及其设计的均热板。
表 1 不同均热板传热性能对比Table 1. Comparison of heat transfer performances of different vapor chambers由表1可以看到：与研究1相比较，VC-G均热板在5 mm的厚度（约为研究1中均热板厚度的2倍）下仍然可以承载130 W/cm2热流密度，且最低热阻达到0.109 1 ℃/W。研究2中均热板属于混合型传热，冷却水通道嵌入蒸汽腔中，虽然具有更低的热阻，但尺寸较大，且在最大热流密度时，热源温度为95.25 ℃（高于VC-G均热板的85 ℃）；此外，研究2中均热板需要额外的能量输入，成本更高。相较于研究3，VC-G均热板所能承载的最大热流密度和最低热阻等传热性能指标均更优。
3. 结论
本文设计了两种均热板结构，对比了它们的传热性能，并研究了不同充液率以及冷却水温度下均热板的传热情况，得出以下结论：
1）铜粉烧结式的仿生网状叶脉吸液芯结构拥有的多孔结构可以为工质提供大量的汽化核心，强化沸腾传热，同时多边形叶脉作为支撑结构为工质提供了大量回流通道，且能够实现气液分离，使均热板表现出良好的传热性能。VC-G相较于VC-B结构传热性能表现更为优异。
2）充液率会对均热板传热性能产生较大的影响，过高或过低的充液率都会降低均热板的传热效率。VC-B均热板在充液率60%左右时传热性能最优，所能承载的最大热流密度为120 W/cm2。
3）冷却水温度对均热板传热性能具有重要的影响，过低的冷却水温度会导致均热板表面均温性下降，但热阻整体较低。VC-G均热板在10 ℃冷却水温度下所能承载的热流密度最大为130 W/cm2，热阻最低为0.109 1 ℃/W。
综上，本研究设计的VC-G均热板与其他同类研究相比，综合传热性能指标展现出优势，具有实用价值。
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图 3 基于网状叶脉的仿生均热板结构示意
Figure 3. Structure of bionic vapor chamber based on reticulated leaf vein
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图 6 冷却水温度为10 ℃下两种结构均热板的热阻及冷凝端表面最大温差对比
Figure 6. Comparison of thermal resistance and maximum temperature difference on condenser surfaces of two types of vapor chambers with a cooling water temperature of 10 ℃
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图 7 冷却水温度为40 ℃下两种结构均热板的热阻及冷凝端表面最大温差对比
Figure 7. Comparison of thermal resistance and maximum temperature difference on condenser surfaces of two types of vapor chambers with a cooling water temperature of 40 ℃
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图 8 冷却水温度为10 ℃、不同充液率条件下VC-B均热板的热阻及蒸发/冷凝端平均温差随热流密度的变化
Figure 8. Variation of thermal resistance and average temperature difference of evaporating/condensing end of VC-B vapor chamber with different liquid filling rates versus heat flux with a cooling water temperature of 10 ℃
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图 9 不同冷却水温度下VC-G均热板（充液率为66.47%）的热阻与冷凝端表面最大温差随热流密度的变化
Figure 9. Variation of thermal resistance and maximum temperature difference of condenser surface of VC-G vapor chamber with a liquid filling rate of 66.47% versus heat flux at different cooling water temperatures
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