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正修科技大學

103年度補助教師提昇產業技術研究計畫

成果報告

不同鰭片座孔徑對銷-鰭片散熱器之衝擊冷卻性能實驗研究

(Experimental investigation for thermal performance from pin-fin

perforated heat sinks subjected to an impinging jet)

委託單位：技泓企業有限公司

執行單位：正修科技大學

計畫主持人：溫茂育

共同主持人：

計畫參與學生：葉政雄

計畫主持人所屬單位：機械工程系

計畫編號：正研產學字(102)第 316 號

執行期限： 103 年 5 月 1 日至 103 年 10 月 31 日

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摘要

本研究探討不同圓銷型鰭片和穿孔式圓盤鰭片座所組成散熱器之衝擊冷卻

熱傳特性研究。以多種種不同設計之散熱器作實驗測詴。本研究將以鰭片座的

穿孔直徑大小、銷與銷的間距、銷的高度、銷的直徑大小等為參數分析對熱傳

係數之影響。實驗結果顯示，當基底有孔型鰭片(Type B)之底部孔徑為6mm時，

具有最佳熱傳係數。另外，熱傳係數與鰭片總高度成正比，但當鰭片總高度大

於45mm (銷長度40mm)時，增強熱傳效果已有限。故，在成本與效率考量下，建

議本研究鰭片總高度極值為45mm。

關鍵詞：衝擊噴流冷卻；圓銷型鰭片；穿孔式圓盤鰭片座；熱傳係數

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1. 前言

目前電子產品設計正朝向輕盈短小及多功能化發展，當體積越來越小時，

單位元件的溫度越會持續升高，對於電子元件操縱穩定性、工作性能效率和使

用壽命會有直接的影響。在電子元件主要損壞的原因中，「熱」就佔了55％，由

美國空軍研究（Reynell,1990）得知造成航空電子系統發生錯誤的四大原因分

別為溫度（55％）、震動（20％）、濕度過高（19％）和灰塵（6％），所以有74

％跟熱有關係；再者，當處理器工作溫度每上升1℃，處理速度會下降0.15％[1]。

溫度每上升10~15℃，晶片壽命將會減少50％。因此，熱的管理與控制對於許多

電子產品來說的確是一個相當重要的問題，而如何有效提升電子元件或系統散

熱的方法亦成了目前產業界與學術界致力研究與解決的重要課題。

要在狹小有限的空間內散掉大量熱能，應該要設計更高效能的方法來改善。

現今相關散熱方式有空氣冷卻(air cooling)、鰭片散熱(heat sink)、液體冷

卻(liquid cooling)、風扇衝擊冷卻(impinging fan cooling)、衝擊噴流

(impinging jetcooling)、微渠道(microchannel)、熱交換器(heat exchanger)、

渦輪機葉片(turbine blade)、及熱管(heat pipe)等。簡單可區分為自然對流

冷卻與強制噴流冷卻二種，而強制噴流冷卻又分為氣體冷卻與液體冷卻二種。

二、國內外相關研究及理論基礎

電子構裝元件傳統上大都使用熱交換器鰭片散熱冷卻作為改善熱傳效果的

散熱裝置，現今已證實有加裝鰭片座比沒有加裝鰭片座會有較好的散熱效益。

使用散熱鰭片來增加散熱效果，在業界已經是行之有年，其原理是以散熱鰭片

來增加元件的散熱表面積。1993年Shaukatullah等人[2]將電子元件表面是否放

置散熱片的散熱效果做比較，發現散熱片可以改善電子元件的散熱效益。2000

年Maveety與Jung[3]推論出散熱片外型、熱物理特性和流場情況對熱傳係數的

影響是很大的，而冷卻效果會因鰭片尺寸改變而有極大的影響。

散熱片的設計概念最早是在1922年由Haper和Brown [4]所提出的，而鰭片

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的設計則在1938年以Murray-Gardner[5]所提的十點假設為主，散熱鰭片製作方

式可參考文獻[6]。散熱鰭片截面積形狀多以圓柱體或是可加工的方柱體、菱形

體或多等邊對稱形體為主，這些都是垂直立於壁面上方便氣體傳遞與流通，多

數以實驗方法探討散熱鰭片形狀、高度、直徑等參數以及探討散熱鰭片排列成

交錯式或直列式時空氣流體流動時產生的壓降與風速，並測量其上的熱傳導和

摩擦因數。

1954年開始，Starner與McAdams等人針對矩形的散熱鰭片進行實驗研究，

探討U型散熱鰭片的熱傳效率等問題，直到後續幾十年，散設鰭片的形狀設計也

成為主要研究的重點之一。1998年 Madusudan和Avram[7]對於圓柱形、平板形、

三角形鰭片之鰭片陣列做了一系列的研究，以最少的用料來達到最佳化目的，

其結果顯示三角形鰭片陣列具有最佳的傳熱性質，圓柱形鰭片陣列具有最佳的

體積減少率與鰭片效率。1998年Chyu等學者[8]探討立方菱形體的鰭片排列在矩

形通道內之熱傳導性能。2001年Harahap與Setio[9]以實驗方式分析五種不同幾

何外型之鋁合金製平板型鰭片間的熱散失，改變內部鰭片間距、鰭片長度、高

度、溫度與每排鰭片數目等參數，研究發現內部間距與鰭片長度改變為影響熱

散失與熱傳速率的主要因素。2001年Jonsson和Moshfegh[10]分別對七種不同散

熱鰭片(如圖1)作研究，分析努圔爾數及無因次壓力降和管道的高度，寬管，翅

片高度，翅片厚度，鰭翅距離。

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圖1-1 各種散熱鰭片形式 [10]

(a)長板狀鰭片(b)直線排列板狀鰭片(c)交錯排列板狀鰭片

(d)直線排列圓柱鰭片(e)交錯排列圓柱鰭片(f)直線排列方

柱形鰭片(g)交錯排列方柱形鰭片

2003年A. Bar-Cohen等人[11]以矩形鰭片的材料特性、重量、需求空間為

目的，整理出適合不同材質的形狀參數設計。2003年Giri等人[12]發現當鰭片

長度增加到一定值後將不會影響熱傳。2005年Masud Behnia 等人[13]也對於圓

形、方形、橢圓形、平板型，交錯式與同軸式作分析比較。2009年鄭澤明等人

[14]以實驗方法設計並製作出具有提高散熱效果之柱狀鋁材散熱鰭片，以方型

柱狀鋁材鰭片作為高性能之電裝元件之散熱裝置，探討在不同間隙組合排列下，

分析冷卻空氣流體在散熱鰭片座之間的流動紊流特性。

1992年Morison[15]探討了鰭片的厚度、鰭片相對的間距及與散熱片底座的

關係，其中發現散熱片底座的高度若越大則相對應的鰭片要越薄;反之，底座高

度越小。而在1995年Yeh與Chang[16] 提出鰭片在某特定的條件下，如鰭片數量

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和單一鰭片固定的體積來找出鰭片的最佳深度及適當的鰭片橫截面的形狀，接

著1988年Leung 等人[17]於自然對流條件下，散熱片放置成水平位置，散熱片

體積則是沒有固定，主要改變散熱片長度，可求得最佳化長度。

Kou等人[18,19]說明如何以最少的成本和使用空間達到散熱座的散熱設計

最佳化，一般要達到此目的有兩個方法 : 一為利用鰭片的形狀和橫截面積的相

對關係，及在散熱座中鰭片的總體積與總鰭片數求得鰭片的最佳深度；另一個

即為利用鰭片的數量及其體積，找出鰭片的最佳化深度和其幾何形狀。2006年

陳賢仁[20]研究指出過高的鰭片密度會影響通過鰭片間距的流體，進而影響其

散熱的效能，也提到散熱座的效能不僅僅只是取決於通過鰭片流體的流量，散

熱座本身的熱阻值也是影響其效率的主要因素。

進一步對鰭片排列比較的研究有1948年Eckert等人[21]測量三個直徑

22.3mm、均溫、水平放置的圓管在不同幾何配置下Nusselt數的變化。該研究首

度說明了多個發熱體的相對位置造成的交互關係對流場與散熱效能的影響，並

提出了交錯式排列比對正式排列好的結論。1980年Sparrow等學者[22]探討圓柱

鰭片座直列和交錯排列於壁面連接的熱傳導性能。1982年Vanfossen[23]以實驗

方法比較圓鰭片在熱傳遞係數在矩形通道比較出交錯排列上短鰭片和長鰭片之

間的差異性，其結果顯示出較短的鰭片比長鰭片會有較好的熱傳遞係數。1984

年Simoneau 和 Vanfossen[24] 從圓柱鰭片的交錯排列上探討熱傳導效應。

1995年Babus’Haq等人[25]討論交錯排列與直線排列對圓柱型鰭片的影響，發

現理想間距與鰭片直徑的比值與最大散熱率有關。1996年Sathyamurthy等人[26]

比較在不同加熱量與流速下平板型與交錯式鰭片的散熱效果。發現交錯式的散

熱效益比平板型多了8％，但壓力降卻多了10％到20％。2000年Tahat等人[27]

探討在穩定熱傳下，柱型鰭片以交錯排列與直線排列的差異。2001年Bilen等學

者[28]探討圓柱鰭片的交錯排列和間距上的熱傳導效應。

以鰭片作為散熱方式的研究中，針型鰭片相對於平板中的流場針形鰭片在

流場中會產生較大的紊流，而紊流的產生會使得使熱傳效能增加，故許多針型

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鰭片被廣泛的來作研究，有1989年Aihara等人[29]改變針狀鰭片陣列的高度、

水平與垂直間距、陣列高度，得到針狀鰭片密度範圍在1.08-10.58 pins/cm2 的

59種不同的配置進行實驗得到不同Ra值之下平均的Nu值。Huang 等人[30]則在

2006年改變間距或針狀鰭片長度，提出六個不同的正方形針狀鰭片陣列在水平

向上、垂直、水平向下擺置的實驗比較結果。實驗發現，整體散熱效能會隨著

間距與針狀鰭片長度的降低而增加；而水平向上與垂直的擺設的效能差距不大，

但都比水平向下來的好。

而不同的鰭片形狀比較研究有1994年Chapman等人[31]在低速下比較鋁擠

製橢圓型鰭片、片狀型鰭片（7Cross-cut rectangular pin）與平板型鰭片之

熱性能。設計橢圓型鰭片是為了減少鰭片的壓力降及渦流效益,使得在相同表面

積下熱傳增加。平板型鰭片側流效益最小，當加熱源在鰭片底部中心時，因較

大側向傳導與較低側流現象的雙重影響下，平板型鰭片有最小熱阻值。Sahiti

等人[32]以水滴型及NACA機翼形狀，利用這些流線較為良好的形狀與橢圓、圓

形、方型針鰭做比較，實驗將橢圓針鰭、平板針鰭及平板型鰭片作比較，顯示

熱阻是平板最低另外兩者差不多，但壓降則由橢圓明顯低許多。1998年Li等人

[33]研究橢圓針型鰭片的熱傳與流阻性能分析，研究指出橢圓針鰭在熱傳方面

的表現和圓形針鰭差不多，但其流阻也就是壓降卻低許多。2002年Sikka等人[34]

在自然對流與低速強制對流下，比較波浪型、凹槽型等新型鰭片與常見的平板

型和柱型鰭片在垂直置放和水平置放下的散熱效果。以紐賽數去對照洛利數

（Rayleigh number）與雷諾數發現在相同表面積下，柱型鰭片的散熱效益勝過

其他外型，而新型鰭片沒有產生比平板型鰭片還要好的散熱效果。在自然對流、

水平方向下，柱型比平板型散熱效果好，十字對角型鰭片在水平方向時比平板

型好，但垂直方向則較差。在水平方向四種波浪鰭片都比平板型鰭片來得好。

但當考慮到成本與複雜的製程時，波浪型與凹槽型鰭片都不會是第一選擇。2003

年Sara[35]則對交錯式方柱針型鰭片的熱傳性能作研究，探討不同旁通比率，

以及不同鰭片間距在相同驅動功率下性能的比較，說明在相對較低雷諾數的時

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候，針型鰭片的整體性能表現較為優異。2007年Boesmans等人[36]提出實驗比

較交錯排列的針型鳍片與平板型鳍片的性能。

近幾年由於電腦發達，不論在數值計算速度或實驗精確性都有大幅的進步，

利用數值模擬輔助分析，來提高散熱座中對熱傳遞散熱設計的可靠度與準確性，

也節省了研發的時間與成本。相關的文獻研究相當完整，1995年Linton與

Agonafer[37] 以計算流體力學軟體 PHOENICS 模擬分析平板型鰭片之散熱。

1997年Sathe等人[38]以數值模擬方式分析IBM4381柱型散熱片，發現以模擬的

方式可以有效節省運算時間與製程成本。1998年Behnia等人[39]使用CFD軟體

FLUNET，比較不同鰭片外型的熱傳效益。結果顯示流場為層流時，圓形鰭片的

散熱效果比方形鰭片好，而其中交錯式排列的散熱效果又優於直線式排列。當

壓力降與加熱量較小時，橢圓型鰭片效果最好。而當壓力降與加熱量值較大時，

圓柱型鰭片散熱效果最好。2000年柳仲澤[40]成功利用拉凡格式法與套裝軟體

CFD-ACE+結合，進行散熱模組的鰭片最佳化參數設計。2004年Boyalakuntla 等

人[41]以Fluent模擬ㄧ底板垂直擺設之圓柱針狀鰭片陣列，陣列外罩有一封閉

外殼作為煙囪的情形，發現流場與溫度場的分布在底板均溫或均熱通量的情況

不盡相同，且當Ra值較小時，流場發展至一定距離之後流場與溫度場幾乎不再

改變，而當Ra值甚大的時候，溫度場可以隨高度降低而拉到更低的溫度;而隨著

高度的增加，貼近加熱面的氣流會引出更高的速度，而貼近冷卻面的氣流則因

流量守恆與黏滯力而降低了速度，氣流的活動要比低Ra值時要活躍許多。2005

年N. Sahiti等人[42]利用CFD來模擬多種針型鰭片形狀在不同條件下的表現。

2007年沈季儒[43]本研究以數值模擬軟體Fluent探討不同截面形狀與幾何配置

的針狀鳍片陣列在自然對流下的散熱效能。發現在自然對流下，流阻與散熱面

積是影響效能的兩項最大因素，如過度增加散熱面積而使流阻增加反而造成有

效散熱面積的縮減。2003年張志新[44]利用電子熱傳分析軟體Icepak，以數值

模擬的方法，探討放射狀鰭片散熱器在不同的導流隔板高度、鰭片截片數、鰭

片間距、鰭片厚度以及散熱器材質等各種不同的參數作用下，對於整體散熱器

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散熱性能的變化與影響。2007年黃建勝等人[45]使用計算流體力學軟體

Fluent/Icepak 模擬高功率發光二極體(LED)陣列熱源搭配不同幾何形式散熱

鰭片的熱傳性能，結果顯示在正向照明且低鰭片高度時，搭配平板型鰭片的高

功率LED模組可獲得較佳的熱性能，而隨著鰭片高度提高三種鰭片熱性能差異性

不大。在向下照明時，LED模組搭配柱型或圓柱型鰭片熱性能隨著鰭片高度而提

升，當鰭片流道縮小時，柱型及圓柱型鰭片熱性能較搭配平板型性能佳。

1999年Teertstra等人[46]應用Flotherm軟體探討強制對流下平板型鰭片

的散熱效益，文中發現平均紐賽數為鰭片外型和流體速度的函數。2000年劉季

儒[47]也使用Flotherm來模擬許多不同狀態下的鰭片陣列散熱效率。其重要的

結論有側風道的數目存在有最佳值，鰭片厚度與鰭片間距的比值為1.5是一良好

比例，鰭片陣列底板使用高熱傳導係數可以降低熱阻並增加散熱效率。2009年

黃國長[48]研究高亮度LED燈，利用FLOTHER軟體進行數值模擬分析，結論散熱

鰭片的尺寸愈大愈容易散熱，但散熱鰭片的數量及厚度並非愈大愈好。

2007年劉立熙[49]以有限差分法(Finite difference method)並配合最小

平方法(Least-squares scheme)及溫度量測值來估算矩形鰭片上之平均熱傳係

數、總熱傳量和鰭片效率。2010年黃任禪[50]以套裝軟體 ANSYS 為數值模擬工

具，探討鰭片陣列在不同的幾何外型與尺寸下對晶體溫度的影響。2009年鄭皓

元[51]利用數值方法，研究已知縱長型散熱座的鰭片數目、深度與寬度時，求

鰭片的最佳厚度。

而鰭片之間的自然對流熱傳研究，最早由Elenbaas[52]於1942年的自然對

流實驗開始，以等溫的矩形垂直平行平板做為發熱源，空氣為流場的流體，研

究平板之間的距離、平板高度與對流熱傳的關係，進而發現了平行平板的間距

－高度比，與熱傳效果有著一定的比例關係；到了1962年，Bodoia[53]才使用

數值方法驗證了Elenbaas的實驗結果，並且發現葛瑞斯何夫數(Grashof number)

與紐圔數(Nusselt number)的關係曲線由兩條不同的理論曲線所連接而成，顯

示自然平板的形狀參數與熱傳效果不完全呈現單一曲線的線性關係。1999年

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Andrea等人[54]使用簡單鰭片熱交換關係式，以尺寸、熱傳導係數、鰭片吸收

係數及流體熱物理特性等參數，推導出在自然對流下鰭片的最佳間距關係式。

2007年陳泰維[55]進行直立式散熱鰭片應用於LED 背光模組內之自然對流模擬

分析。

1982年Sparrow和Chyu[56]以理論分析探討一維時，在強制對流下熱傳導及

熱對流交互作用下鰭片效率之變化。1999年Naik等人[57]則是在強制對流下，

改變鰭片的長度及間距，討論其熱行為，進而提出最佳鰭片間距的經驗公式。

推導出鰭片間距最佳化的關係方程式，最佳化後可以增加20%的熱通量。2005年

劉興和[58]研究空氣噴射衝擊散熱鰭片冷卻熱點之熱傳狀況。散熱鰭片的幾何

尺寸與雷諾數，是影響冷卻效果的主要研究參數。2006年楊承達[59]以實驗探

討強制對流下，流動型態對不同形狀的鰭片所造成的影響。

依強制對流方向分為水平通道側吹式及垂直噴流式，分別如圖2、圖3所示。

2004年陳秋南[60]進行側吹式散熱鰭片阻抗曲線之理論與實驗分析，及2009年

Li等人[61]亦針對水平通道側吹式散熱有所研究。

圖1-2 水平通道側吹式散熱系統架構圖[61]

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圖1-3 垂直噴流式散熱系統架構圖[64]

關於垂直噴流式研究則有1990年Lee等人[62] 使用強制對流冷卻散熱片，

結果顯示由頂部與側面間距造成的側流影響比無間距時多了 20％，換言之欲改

善散熱效果可以增加散熱片高度或減少鰭片寬度。增加鰭片高度可以微量的改

變散熱效益，但卻可以明顯的降低熱阻。

2000年Jung 和 Maveety[63]探討空氣影響冷卻性能於圓柱型鰭片陣列，其

最佳化之方法為考慮熱沉幾何形狀與流量對冷卻微處理器之探討，上述研究顯

示噴嘴到鰭片陣列之距離在（Z=垂直距離，D=噴嘴直徑），最佳化之圓柱鰭片陣

列為7×7（雷諾數之範圍為7,800-19,700）。2003年鍾佳玲[64]以實驗與數值模

擬方式探討以衝擊噴流冷卻平板型散熱片的散熱效果。分析平板形散熱片外型

的最佳化，在固定加熱量下，改變鰭片的長度、寬度與雷諾數等參數，探討各

參數對於散熱效益的影響;及2009年Chiang等人[65]亦有相關研究。

而 2000 年 Brignoi 和 Garimella[66]使用與衝擊冷卻完全相反的冷卻方式

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(吸出式冷卻)可以將晶片上的熱吸走，將新鮮的空氣由四周引入，可以有較大

之溫差，即使空氣速度較慢，也有不錯之散熱效果。然而吸出式冷卻與衝擊式

冷卻比較，在同樣的流量下，一般而言衝擊式冷卻仍然有叫好的散熱效果。

近期對於衝擊噴流之研究，2010年韓國學者 Do等人[67]將散熱片視為流體

飽和多孔介質體，利用流動流體的 Brinkman-extended Darcy 方程式和熱轉換

的兩個方程式導出統御方程式，從實驗和分析結果進行比較，準確地預測壓降

和均勻衝擊射流的散熱器熱阻。2010 年 Kim 等人[68]研究垂直流動方向鰭厚度

的變化，基於體積平均理論（VAT），結果表明，鰭厚度增加，在正常的流體流

動方向的板翅式散熱器的熱阻可以減少。在水冷散熱器的情況下，熱阻降低高

達 15％。2011年 Kim等人[69]表示最佳的鰭片厚度僅取決於高度、材料的導電

性，和流體的電導率，但與 Rayleigh數、流體的粘度與散熱器的長度無關。2012

年 Kim 等人[70]進一步延伸到自然對流下,板式垂直散熱器的散熱性能最佳化，

同樣顯示垂直流體流動方向鰭片厚度的增加，熱阻降低高達 10％。且鰭片厚度

均勻散熱器的熱阻和變厚度的散熱器之間的差別，與隨著高度的降低和熱通量

減小而減小。

自然對流與強制冷卻之比較研究有1996年Ledezma等人[71]針對不同排列

方向及斜率的鰭片以實驗方式比較其自然對流與強制對流下的散熱效果，得到

最左側的矩形鰭片在自然對流條件下以垂直方向的溝槽設計擁有最佳的熱傳效

果。2000年Ishizuka等人[72]以改變鰭片寬度，鰭片間距與鰭片高度等參數，

探討平板型散熱片在自然對流與強制對流條件下的傳熱效益。其研究顯示在自

然對流時，降低鰭片高度與增加鰭片間距有助於增加熱傳係數。在強制對流時，

散熱效果會因鰭片高度以及流速增加而提升，散熱係數會隨著鰭片寬度減少而

增加，亦會隨著鰭片間距增加而變大。2006年陳賢仁[73]研究散熱鰭片使用於

自然對流、強制氣冷與水冷之散熱效能比較。

熱阻值與熱傳係數可用來表示散熱效率，相關研究有1942年Elenbass[74]

以數學理論建立於兩平行板之間之熱傳特性的模型。1949年Schmidt[75]將整片

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鰭片分割成數個獨立單位，然後計算整體鰭片熱傳效率，進而提出散熱鰭片的

經驗公式。1963年MaManu 與Starner[76]是自行設計完整的鰭片組件，並量測

鰭片基座之內部溫度來推算各種不同傾斜角度下之平均熱傳係數。1967年

MaManus與Harahap[77]也以同樣的方法分析垂直鰭片之平均熱傳係數。1970年

Jones與Smith[78]則是自行設計一正列垂直矩形鰭片，並量測鰭片基底的溫度，

進而提出該鰭片上之平均熱傳係數的經驗公式。1975年Churchill等學者[79]

提出散熱鰭片之對流熱傳關係式，可以用來預測散熱鰭片的熱阻值。1987年

Iwasaki等人[80] 提出網狀節點法（Nodal networkmethod ）估算平板型鰭片

間之熱阻值。界面熱阻(Thermal interface resistance)對熱傳的影響很大，

Carol於1996年[81]的研究中指出，界面熱阻與壓力為函數關係，界面熱阻隨著

壓力的增加而減少。1995年Lee[82]指出散熱座的熱阻值是影響散熱效率的主要

參考因素，[83]說明散熱座散熱鰭片的高度(H)與直徑(D)之關係，H/D比在0.5

到4.0之間的短鰭片柱在工業應用上較多，特別是氣體渦輪機葉片的裝置，而H/D

的比值大於4.0則運用於特殊用途的熱交換器上。並探討在不同的加工方式及製

程中，散熱座的熱阻如何計算。1995年Nowell等人[79]引申了最佳化設計的觀

念到實際散熱片、風扇之操作情形中，以經驗公式求出流體的壓降與熱傳導係

數，進而得到散熱片之整體熱阻值。1996年Sunli等人[84]使用有限差分法

(Finite difference method)分析在不同鰭片材質、鰭片長度及基底溫度情況

下，鰭片之熱傳係數的變化。1998年Lee[85]探討了擴散熱阻對於散熱片的影響，

當熱傳到與原來不同面積的物體時，就會有擴散熱阻（Spreading resistance）

產生，面積相差越大則擴散熱阻越大。1998年關於鰭片的外形及尺寸，Wirtz等

人[86] 則提出鰭片的幾何形狀，與熱阻值的大小並無明顯的直接關係，但在某

些特定體積及鰭片高度的條件下，鰭片密度將會成為影響熱阻的大小的因素。

2002年張文奎[87]也進行散熱鰭片擴散熱阻之分析。2003年劉君愷[88]也提到，

設計散熱鰭片最簡單的方式就是使用熱阻的概念，熱阻在電子散熱的領域裡是

一個很重要的設計參數；而散熱座基底的厚度，則會對整個散熱座的散熱有很

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大的影響。2006年陳賢仁[89]研究指出過高的鰭片密度會影響通過鰭片間距的

流體，進而影響其散熱的效能，也提到散熱座的效能不僅僅只是取決於通過鰭

片流體的流量，散熱座本身的熱阻值也是影響其效率的主要因素。2006年Deans

與Neale[90]以熱阻之觀念分析不同鰭片長度、間距及厚度情況下的熱行為。

2008年陳誌偉[91] 提出如何以最少的材料達到最大散熱效率為目標的理論分

析。利用無因次化參數來簡化並推導熱傳方程式，並藉由計算求得鰭片之最佳

尺寸，並針對由最佳化參數求得之熱阻進行探討。

其他相關研究還有1985年Sparrow等人[92]率先提出了將自然對流與輻射

合併考量入針狀鰭片陣列的散熱效能分析，研究指出在實驗中輻射散熱佔的比

例約有25~45%。1996年Rao與Venkateshan[93]以實驗方式探討平板型鰭片內部

自然對流與輻射的關係，指出隨著間距的增加有助於散熱效能的提升，但是當

間距過大時不僅對對流散熱沒有助益，反而減少了散熱的有效面積，所以間距

的大小有其最佳值存在，普遍的認知為間距的最佳值與和直徑的相對比例有相

當的關係。Bejan等人[94]則在1995年提出了較不一樣的看法，他們首先藉由理

論分析水平均溫與均發熱量圓柱陣列在自然對流下的散熱：設想當間距很小的

時候，空氣因受阻而流得很慢，是以最大的發熱量就是該流量下空氣所能吸收

最大的熱能，再設想當間距很大的時候，空氣因受阻小所以流的很快，所以最

大散熱量變成發熱體所能傳給空氣最多的熱能；由於間距不可能無限大或無限

小，因此真正的散熱量與間距的關係式必定介於兩條曲線之間，而研究者就藉

由以上兩條曲線推斷出最佳的間距與Ra值和間距與直徑的比例有關，也和陣列

的高度（即氣流發展長度）有很大的關係。

1995年Lee[91]對於各種冷卻裝置的製程、效能與成本做出比較，更對空氣

的流通性及其對散熱片的影響詴著以解析解的方式來預測及估計其值。其熱阻

抗與表面粗糙度及接觸的斜率有關係。1998 年Wirtz 與Zheng [96]利用經驗公

式計算散熱片在風扇下的整體熱傳，並建立資料庫以預測圓柱型鰭片陣列與風

扇的組裝性能，以獲得最佳化的設計。2000年Visser等人[97]應用半經驗模擬

14

與最佳化來最小化熱沉質量，應用此種方式可成功將鰭片陣列重量減輕約五成。

2008年黃振康等人[98]探討片狀散熱鰭片在自然對流下，利用煙囪效應增加流

速，使熱傳能力得以提升。

2008年徐國軒[99]以有限差分法(Finite difference method)並配合最小

平方法(Least squares scheme)及實驗溫度量測數據來估算自然對流環境下，

不同間距、不同高度之矩形鰭片垂直放置在垂直加熱平板上的平均熱傳係數、

總熱傳量以及鰭片熱傳效率。

目前散熱座皆以方形座為主，而圓盤形散熱座具有最大面積使用率之優點，

但相關研究少，卻有商品之需求性，故本研究採用具有/無穿孔式圓盤形鰭片座

搭配圓銷形鰭片之散熱器進行探討研究。本研究針對垂直噴流於不同圓銷型鰭

片和穿孔式圓盤鰭片座所組成散熱器之熱傳與壓降特性進行探討，分析實驗參

數對熱傳係數之影響。

15

2. 實驗儀器和程序

2.1 研究方法

為求得加熱體到鰭片間的熱傳量，準確調整電源供應器之電壓(V)及電流(I)，

並將 Qloss 假設為 5%，加熱體本身無熱損。

𝑄net = 𝑄𝑖𝑛 − 𝑄𝑙𝑜𝑠𝑠 (1)

Qnet：淨熱傳

Qin：輸入熱傳量

Qloss：熱損失

𝑄net = 𝑄𝑐 + 𝑄𝑟𝑎𝑑 (2)

𝑄𝑐是熱對流功率。𝑄rad是熱輻射功率，如式(3)計算

𝑄𝑟𝑎𝑑 =

4 4

(3)

σ：Stefan-Boltzmann常數

：放射率（取 0.9）

Ａt: 鰭片總面積(包含銷型鰭片及底部)

Tsm: 鰭片平均溫度

Tsurm:鰭片表面溫度

熱阻𝑅𝑡 = 𝑏 ∞

𝑄𝑐 (4)

平均熱傳係數h =𝑄𝑐

𝑏 𝑏 ∞ (5)

Tb是鰭片底部溫度，T∞是環境溫度。

瑞理數(Rayleigh number) 𝑅𝑎 =𝑔𝛽 𝑏 ∞ 𝐷𝑏

3

𝑣𝛼 (6)

16

g 是重力加速度，β是熱膨脹係數，𝑣是流體運動黏度，𝛼是熱擴散率。

*註：Ra可用來介定流動為層流或紊流。Nu是熱對流速率與熱傳導速率

之比。

散熱片總體面積A𝑡 = A𝑝+A𝑓 (7)

散熱片底板面積A𝑝 =𝜋 𝐷𝑏

2 𝐷ℎ2

4− N𝑓

𝜋𝐷𝑓2

4+ 𝜋𝐷𝐿2 (8)

銷型鰭片面積A𝑓 = N𝑓𝜋

4𝐷𝑓

2 + 𝐷𝑓𝐿 2) (9)

散熱片底板加熱面積A𝑏 =𝜋 𝐷𝑏

2 𝐷ℎ2

4 (10)

鰭片表面薄膜溫度：𝑇𝑓𝑖𝑙𝑚 = ∞

2 (11)

鰭片表面平均溫度：𝑇𝑠𝑚 = 𝑝 𝑝 𝑓 𝑓

(12)

Df=鰭片直徑，Db=散熱片底板直徑，Dh=底板中空圓孔直徑(Dh=0，Type A)

Tf=鰭片溫度 .

*註：熱物理特性可由 Nu(熱對流速率與熱傳導速率之比)和 Ra(瑞理數)表

示，他們之間的計算所需的溫度數據我們使用表面薄膜溫度來表示，

其原因為熱電耦線與散熱片之接觸並非完全百分之百貼合，兩者之間

一定會有極微小之薄膜存在。

垂直式強迫噴流雷諾數（𝑹𝒆）計算

雷諾數𝑅𝑒 = 𝐷�̅�

=

0.02 �̅�1.184

1.849 10 5= 1280.7 �̅�

是平均速度，單位是 m/s，可由風速計求得。

動力黏度 = 1.849 10 5 kg/m.s

17

水利直徑 D = 20mm = 0.02m (吹管直徑)

空氣比重＝1.184kg/m3

2-2實驗儀器

散熱片的外觀如圖 2-1，由鋁合金 6061製作，有著高熱傳導率和易加工、

低成本的特性，由鍛造加工製成，表面加以陽極處理。詳細散熱片尺寸資料如

表 2-1，共有 15種尺寸。

熱源是由加熱體利用可調式電源供應器控制，再經過直徑 12mm、長度 76.2mm

的 3根加熱棒傳遞熱到加熱體，並在加熱體外圍包覆玻璃纖維隔熱，（如圖 2-2

中所示）。

測詴設施位於一個實驗室內封閉的空間，遠離任何空氣擾動因素。為了模

擬自然流動條件，詴驗室外面的空調機繼續運行，以維持室溫在 25℃狀態。圖

2-3為本研究垂直式強迫噴流設備及操作情形照片。

Type A Type B

圖 2-1 兩型測詴鰭片實體圖。

L2

L1

Do

DpxNfDpxNf

L2

L1

Do Di

18

圖 2-2. 垂直式強迫噴流設備架構圖

圖 2-3. 垂直式強迫噴流設備及操作照片

空氣

變頻器

鼓風機

熱交換器

開關閥

空氣濾清器

流量器

直流器

記錄器

可調式支架

絕熱層

交流電源供應器

可調式電壓轉換器測試區

溫度測試棒

加熱片

19

表 2-1 各種散熱鰭片種類及尺寸

型號

鰭片外徑

鰭片內徑

底座厚度

pin 直徑

pin 高度

鰭片總高度

pin 數

單位 mm mm mm mm mm mm 支

代號 Do Dh L2 Df L1 H Nf

Type A

At5h5 40 0 5 2 0 5 0

At5h30 40 0 5 2 25 30 68

At5h35 40 0 5 2 30 35 68

At5h40 40 0 5 2 35 40 68

At5h45 40 0 5 2 40 45 68

At5h50 40 0 5 2 45 50 68

Type B

Bt5h5 40 11.5 5 2 0 5 0

Bt5h30 40 11.5 5 2 25 30 60

Bt5h35 40 11.5 5 2 30 35 60

Bt5h40 40 11.5 5 2 35 40 60

Bt5h45 40 11.5 5 2 40 45 60

Bt5h50 40 11.5 5 2 45 50 60

Bt5h50c22 40 22 5 2 45 50 46

Bt5h50c6 40 6 5 2 45 50 67

Bt5h50c16 40 16 5 2 45 50 46

20

圖 3-4. 垂直噴流風扇頻率與距離變化之風速對照圖

2-3實驗量測步驟

步驟 1:選擇待量測鳍片放置於加熱器上方(加熱部塗散熱膏)。

步驟 2:開啟總電源(恆溫水槽及風散頻率調整器)。

步驟 3:開啟溫度量測儀(GL820)。

步驟 4:開啟恆溫水槽，調整水槽溫度來控制出風口溫度為 25∘C。

步驟 5:調整出風口高度(2cm、4cm、8cm、16cm、32cm)。

步驟 6:設定風扇頻率(10Hz、20Hz、30Hz、40Hz、50Hz、60Hz)。

步驟 7:設定電源供應器功率(10W、20W、30W、40W、50W、60W)。

步驟 8:待穩態後(設定 50分鐘)，量測鳍片各點溫度，並記錄之。

21

步驟 9:重覆步驟 5至步驟 8，直到量測完畢。

備註：

抽風機位置之空氣溼度太高，出風口會出水氣。

需觀察出風口的溫度及室溫是否達到所需的溫度(25∘C)。

實驗結束後先將 Power Supply 歸零之後才關閉然後依序關閉恆溫水槽

的降溫開關、恆溫水槽開關及風扇頻率調整器。

圖 3-4為垂直噴流風扇頻率與距離變化之風速對照圖。

22

結果與討論

圖 3-1 為 At5h50鰭片在不同風口間距與 Re下之 h比較圖。圖 3-2 為

Bt5h50鰭片不同風口間距與 Re下之 h比較圖。由圖中可以看出，h 值大致隨著

風口與鰭片間距增加而減小，推論是風速變小。但間距過小時會因氣流排流不

順造成反效果，故間距小於 4mm 時，其 h 值反而變小。另外，h 值與 Re 成正

比。

圖 3-3為 Type A在不同鰭片高度與不同風口間距下之 h比較圖。圖 3-4

為 Type B在不同鰭片高度與不同風口間距下之 h比較圖。由圖中可以看出，h

值與鰭片高度 Re 成正比，但當高度大於 40mm以上，其 h值已無上升空間。

圖3-5為Type B在不同孔徑與不同風口間距下之h比較圖。由圖中可以看出，

當基底孔徑=6.0mm時，其h值最佳，之後h值隨著基底孔徑增加而減小。另外，

Type A(c=0)之h值大於Type B(c=11.5mm)之h值。

圖3-6為At5h50與Bt5h50在不同Re之h比較圖(間距4cm、30W)。由圖中可以

看出，Type A(c=0)之h值大於Type B(c=11.5mm)之h值。

圖3-7為本研究之兩種鰭片在不同Re之溫差(Tb-Tin)比較圖(間距4cm、30W) 。

由圖中可以看出， Type A鰭片之溫差值小於Type A之溫差值。此與上圖3-10結

果相對應。

23

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36400

450

500

550

600

650

700

750

800

850

900

950

1000

1050

1100

1150

1200

1250

1300

At5h50

power=30Wh

Distance(cm)

Re=3458

Re=5507

Re=7556

Re=9477

Re=11526

圖 3-1. At5h50 鰭片不同風口間距、Re 之 h 比較圖(固定 30W)

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36400

450

500

550

600

650

700

750

800

850

900

950

1000

Bt5h50

power=30W

h

Distance(cm)

Re=3458

Re=5507

Re=7556

Re=9477

Re=11526

圖 3-2. Bt5h50 鰭片不同風口間距、Re 之 h 比較圖(固定 30W)

24

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36600

650

700

750

800

850

900

950

1000

1050

1100

Type A

power=30W

Re=7556

h

Distance(cm)

At5h30

At5h35

At5h40

At5h45

At5h50

圖 3-3. Type A 不同鰭片高度、不同風口間距之 h 比較圖(Re=7556)

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36600

650

700

750

800

850

900

950

1000

1050

1100

Type B

power=30W

Re=7556

h

Distance(cm)

Bt5h30

Bt5h35

Bt5h40

Bt5h45

Bt5h50

圖 3-4. Type B 不同鰭片高度、不同風口間距之 h 比較圖(Re=7556)

25

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36600

650

700

750

800

850

900

950

1000

1050

1100

Type B

power=30W

Re=7556

h

Distance(cm)

C0

c6

c11.5

c16

c22

圖 3-5Type B 不同孔徑、不同風口間距之 h 比較圖(Re=7556)

2000 4000 6000 8000 10000 12000600

700

800

900

1000

1100

1200

1300

Power: 30W

Distance: 4cm

h

Re

At5h50

Bt5h50

圖 3-6. At5h50 與 Bt5h50 不同 Re 之 h 比較圖(間距 4cm、30W)

26

2000 4000 6000 8000 10000 1200015

20

25

30

35

40

Power: 30W

Distance: 4cm

Tb-T

in

Re

At5h30

Bt5h30

圖 3-7.兩種鰭片不同 Re 之溫差比較圖(間距 4cm、30W)

27

結論

1. 垂直式強迫噴流中，基底無孔型鰭片(Type A)之熱傳導性比基底有孔型鰭片

(Type B)之熱傳係數佳。但當底部孔徑為 6mm時有最佳熱傳係數。

2.垂直式噴流，當基底有孔型鰭片(Type B)之底部孔徑為 6mm時，具有最佳熱

傳係數。故建議底部孔徑為 6mm。

3. 熱傳係數與鰭片總高度成正比，但當鰭片總高度大於45mm (銷長度40mm)時，

增強熱傳效果已有限。故，在成本與效率考量下，建議鰭片總高度極值為

45mm。

28

謝誌

本文得以完成要感謝教育部及技泓企業有限公司經費之支持 (正研產學

字(102)第316號).

29

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