湖北大学吴小虎ICHMT：肋片互连微通道散热器热水力性能数值研究

论文链接：

https://doi.org/10.1016/j.icheatmasstransfer.2026.112881

摘要：

随着电子器件功率密度不断提升，传统微通道散热器（MCHS）在散热能力与温度均匀性方面面临瓶颈。本文提出一种肋片互连式微通道散热器（ICMCHS），在下游微通道侧壁以及相邻通道间的互连结构（ICs）上布置椭圆、矩形与三角形肋片。在雷诺数（Re）92–829 范围内开展数值模拟，研究不同结构的流动、传热及综合热水力性能，重点揭示肋片与互连结构的协同强化机理。结果表明：互连结构可实现通道间流量再分配，且压降增幅较小；肋片能够诱发流动分离与回流，进一步强化横向动量交换并破坏热边界层。随着雷诺数升高，肋片与互连结构的协同效应愈发显著。在所有研究构型中，三角形肋片具备更优的导流能力，可通过互连结构形成更强的跨通道流动。当 Re=829 时，带三角形肋片的 8 号工况与传统微通道散热器相比：基底最高温度降低 12.65 K，传热系数提升 129.36%，温度不均匀度下降 65.80%；其综合性能评价因子（PEC）可达 1.99，最大热流承载能力达到 132.01 W/cm2，提升幅度 122.20%。研究证实，肋片引发的近壁流动扰动与互连结构产生的跨通道流动相耦合，是强化微通道冷却的有效方案。

本文亮点：

1.该新型肋片互连微通道散热器依靠肋片流动扰动与互连结构跨通道流动的耦合协同作用，在压降增幅有限的条件下有效破坏热边界层，实现传热强化，兼顾传热性能与流动阻力。

2.在椭圆、矩形、三角形三种肋片构型中，三角形肋片综合性能最优；雷诺数 Re=829 工况下，相较于传统微通道散热器，基底峰值温度下降 12.65K，综合性能评价因子 PEC 可达 1.99，温度均匀性大幅改善。

3.三角形肋片的肋片互连微通道散热器最大可承载 132.01W/cm²热流密度，相较传统微通道散热器提升 122.20%，可为同类微通道散热结构的优化设计提供理论参考。

研究背景：

随着半导体芯片向小型化、高功率密度方向快速发展，电子器件的热负荷急剧升高，局部热点与温度分布不均问题严重制约器件的工作性能、可靠性与使用寿命。微通道散热器凭借结构紧凑、换热面积大的优势，成为高功率电子散热的主流方案。然而传统微通道散热器内部流动形式单一，热边界层沿流动方向持续增厚，存在传热能力受限、通道间流量分配不均、基底温度均匀性差等短板；若单纯通过提高流量强化换热，又会带来压降急剧上升、泵耗增大的问题，难以兼顾传热性能与流动阻力。为突破传统微通道的性能瓶颈，研究者提出多种被动强化换热结构，如肋片、扰流柱、分叉通道等。单一扰流结构往往存在压降损失过高的缺陷。

在此背景下，本文结合通道互连结构与侧壁肋片，构建肋片互连式微通道散热器，利用互连结构实现跨通道流量再分配，同时借助肋片诱发流动扰动，在压降增幅可控的前提下协同提升换热能力与温度均匀性，为高功率芯片散热结构优化提供新思路。

图文导读：

图 1 不同工况的结构模型：(a) 工况 1，(b) 工况 2，(c) 工况 3，(d) 工况 4，(e) 工况 5，(f) 工况 6，(g) 工况 7，(h) 工况 8。

图 1 (a) 展示传统平行直微通道散热器的几何结构，记为工况 1。图 1 (b) 为带互连结构的微通道散热器。图 1 (c)、(d)、(e) 为带不同肋片的直通道散热器。图 1 (f)、(g)、(h) 为图 1 (b) 同等尺寸的互连结构分别添加至图 1 (c)、(d)、(e) 的带肋片模型中，得到肋片‑互连微通道散热器几何模型。图2分别展示了网格领域，网格独立性以及模型验证。

图 2 (a) 计算域网格划分；(b) 工况 1 网格无关性验证；(c) 工况 3 网格无关性验证；(d) 工况 6 网格无关性验证；(e) 压降 ΔP 数值模型验证；(f) 平均基底温度 Tavg 数值模型验证。

如图 3 (a)(b)，工况 6‑8 是在工况 3‑5 基础上增设互连结构，但压降仅小幅增加，表明肋片搭配互连结构，能够在整体流动阻力处于较低水平的前提下强化横向流动。图 3 (c)(d) 可以看出，椭圆肋（工况 3、6）表面流线光滑，有效减弱流体冲击与流动分离，因此这两个工况压降随雷诺数增长更为平缓，在较宽雷诺数区间均具备良好水力适应性。图 3 (e) 给出 Re=829 下互连结构局部压降，定量表征工况 6‑8 不同互连位置的通道间压差。图 4 为 Re=829 全部模型的流体中间截面压力云图。增加侧壁肋片之后，工况 3‑5、6‑8 呈现明显的阶梯式压降分布；肋片上游形成局部高压区，下游受流动分离作用形成低压区，证明肋片带来的局部压力损失是总压降升高的主要来源。

图 3 (a,b) 各工况总压降随雷诺数的变化；(c,d) 各工况压降比随雷诺数的变化；(e) 不同位置互连结构产生的局部压降 ΔPIC；(f) 肋片‑互连微通道散热器内部不同层级互连结构（一级互连、二级互连）布置示意图。

图 4 雷诺数 Re=829 时，流体中间截面压力云图：(a) 工况 1，(b) 工况 2，(c) 工况 3，(d) 工况 4，(e) 工况 5，(f) 工况 6，(g) 工况 7，(h) 工况 8。

由图 5 (a) 可见，整体跨流质量分数随雷诺数增大而降低。高雷诺数下主流方向动量占比提升，抑制进入互连结构的横向流动。图 5 (b) 以工况 2 作为基准，进一步对比侧壁肋片对跨流的贡献。随着雷诺数增加，工况 6‑8 相对工况 2 的跨流提升效果越来越明显。图 5 (c)(d) 分别给出上游、下游互连结构内部跨流占比。低雷诺数时下游肋片对上游互连区域影响微弱；雷诺数升高，下游肋片产生的扰动会向上游传播，造成上游互连跨流占比小幅下降。图 6 给出 Re=829 各工况流体中截面速度云图和流线。三种肋片模型结果同时表明：肋片几何外形可以有效调控跨流强度。

图 5 跨通道流动占比。(a) 总跨流质量分数随雷诺数变化；(b) 工况 6‑8 跨流占比相对工况 2 的比值随雷诺数变化；(c) 上游互连结构内部跨流占比随雷诺数变化；(d) 下游互连结构内部跨流占比随雷诺数变化。

图 6 雷诺数 Re=829 时，工况 1‑8 流体域中间截面速度云图：(a) 工况 1，(b) 工况 2，(c) 工况 3，(d) 工况 4，(e) 工况 5，(f) 工况 6，(g) 工况 7，(h) 工况 8。

图 7 雷诺数 Re=829 时，工况 1‑8 流体域中截面局部放大速度云图与流线图：(a) 工况 1，(b) 工况 2，(c) 工况 3，(d) 工况 4，(e) 工况 5，(f) 工况 6，(g) 工况 7，(h) 工况 8。

观察图 7 局部放大结果：椭圆肋拥有光滑流线外形，流体可以实现平缓压力恢复，能量损失小，三种肋片中椭圆肋造成的压降最低，通道内部速度变化也比较平缓。矩形肋前端面平直、边缘尖锐，对流体形成骤然阻碍，肋片上游产生低速回流区；流体越过矩形肋尖角时受直角结构阻挡，被挤压向主流通道内侧，局部速度显著增大。三角形肋带有倾斜导流斜面，流体顺着肋片上表面平稳偏转，向通道内侧汇聚。搭配互连结构后，斜面引导大量流体流向互连通道入口，产生显著跨流。

如图 8 (a)(b)，所有模型的基底最高温度随雷诺数增大明显下降。原因是雷诺数提高后流体携热能力增强，速度边界层与热边界层受到更强扰动，强化对流换热。图 8 (c)(d) 为基底平均温度变化。工况 2‑5 之间平均温度差距不大；工况 6‑8 基底平均温度进一步降低。说明互连‑肋片耦合结构不仅降低局部最高温度，整体冷却水平同样得到改善。图 9 给出 Re=829 各模型基底温度云图。工况 1 下游区域出现明显高温区；因为沿着流动方向热边界层不断发展增厚，局部换热能力持续减弱。引入互连结构后工况 2 下游高温区域明显缓解，说明通道之间的跨流能够扰动热边界层，改善下游流动换热条件。

图 8 工况 1‑8 温度特性随雷诺数 Re 的变化：(a,b) 基底最高温度；(c,d) 基底平均温度；(e,f) 温度不均匀度。

图 9 雷诺数 Re=829 时基底表面温度云图：(a) 工况 1，(b) 工况 2，(c) 工况 3，(d) 工况 4，(e) 工况 5，(f) 工况 6，(g) 工况 7，(h) 工况 8。

图 10 (a) 展示传热系数h随雷诺数的变化。固体肋带来的换热面积增量有限；因此换热面积变化对传热系数的影响远小于跨通道破坏热边界层带来的强化效果。图 10 (c) 绘制总热阻随泵耗功率变化曲线。无论通道结构如何，总热阻均随泵耗功率增大而降低，说明换热性能提升是以水力功耗增大为代价。图 10 (d) 以工况 1 作为基准，给出各工况综合性能评价因子 PEC 随雷诺数的变化。全部结构在整个雷诺数范围内 PEC 均大于 1，并且 PEC 随雷诺数升高而增大。以工况 8 为对象，图 10 (e)（Re=92）给出基底最高温度随热流密度变化曲线，定量分析热管理器件关键指标-最大可承受热流。全部雷诺数下工况 8 的热流提升幅度始终高于工况 1；Re=829 时工况 8 最大承载热流可达 132.01 W/cm²，相比工况 1 提升 122.20%。图 11 表明了各结构参数的影响，解释了前文中选用参数的来源。

图 10 (a) 总传热系数；(b) 传热系数比值；(c) 热阻随泵耗功率的变化关系；(d) 综合性能评价因子 PEC；(e) Re=92 时基底最高温度与热流密度的关系；(f) Re=829 下工况 1 与工况 8 的最大可承载热流密度。

图 11 各结构参数的影响：(a) 互连结构宽度对工况 2 最高温度与压降的影响；(b) 肋片位置对工况 2 最高温度与压降的影响；(c) 肋片宽度固定时，肋片凸出长度对工况 3 最高温度与压降的影响；(d) 肋片凸出长度固定时，肋片宽度对工况 3 最高温度与压降的影响。

结论：

本文提出一种带肋片的肋‑互连微通道散热器，引入互连结构与固体肋，强化通道之间横向流动与近壁流动扰动；在不同雷诺数条件下系统研究多种构型的流动、传热以及热水力综合性能，主要结论如下：

(1) 增设互连结构可以改善通道间流量再分配，同时流动阻力增幅有限；侧壁肋片是造成总压降上升的主要因素。在全部雷诺数范围内，对比对应的单纯带肋模型，工况 6‑8 增加互连结构之后压降仅小幅升高，说明肋片与互连结构具备良好协同效果。泵耗功率约 2.56 mW 时，工况 8 总热阻相比工况 1 降低 41.82%；Re=829 时 PEC 达到 1.99，展现出优异的热水力综合性能。

(2) 互连结构与侧壁肋片耦合，依靠通道间流量再分配和肋片局部流动扰动共同作用，显著增强横向流动与换热。随雷诺数升高，肋‑互连耦合模型的跨流占比明显高于仅含互连结构的模型。下游互连承担更大比例跨流；工况 6‑8 在不同雷诺数下均可维持较强横向流动，证明下游区域在通道流量再分配中起到关键作用。肋片外形对跨流强度有显著影响；本文研究的几种肋片中三角形肋导流能力更强，可以引导更多主流流体进入互连通道。

(3) 互连结构搭配侧壁肋片可以同时降低基底温度、改善温度均匀性；工况 8 温控效果最优。Re=829 时，对比工况 1，工况 6‑8 基底最高温度分别降低 11.48 K、11.83 K、12.65 K；传热系数分别提升 87.25%、115.34%、129.36%。

(4) 散热器最大可承载热流密度随雷诺数增大逐步提高。Re=829 条件下，工况 8 在芯片温度不超过限定温度的前提下可以承受 132.01 W/cm²热流密度，相比工况 1 提升 122.20%。

综上，本文所提出结构的分析结果可为热设计工程师提供参考：相比传统微通道散热器，采用固体肋结合互连结构的设计方案，能够实现微电子器件更加高效的冷却。

本文信息：

Xiuxian Zou, Hui Deng, Leyong Jiang, Wangbing Yu, and Xiaohu Wu. Numerical study on thermo-hydraulic performance of rib-interconnected microchannel heat sink.International Communications in Heat and Mass Transfer 180 (2026) 112881.