Thermal Performance of a Loop Heat Pipe Containing an Evaporator with Multiple Cylindrical Wicks in Parallel

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1 複数の円筒型ウィックを並列に並べた蒸発器を持つループヒートパイプの冷却性能 内田浩基 Thermal Performance of a Loop Heat Pipe Containing an Evaporator with Multiple Cylindrical s in Parael Hiroki UCHIDA Abstract A loop heat pipe (LHP) with an evaporator that has multiple cylindrical wicks in parael (MCP type) was newly developed for cooling the CPU instaed in high performance servers. An MCP type LHP was compared with a LHP containing an evaporator with a pin array conduction structure (PACS type) that has been already developed with regard to heat transfer characteristics. It was observed experimentay that the heat transport performance of each type of LHP was practical because both could be operated in a stable manner and the evaporator temperature could be cooled to C or less in high power regions with more than W. Upon comparison of both types of LHPs, the difference was seen in the performance in a low power region. And it is believed that the temperature relation between a reservoir tank and a condenser, and the influence on condensation thermal resistance is the cause of the difference in a low power region. Moreover, the evaporative heat transfer coefficient of an MCP type LHP and PACS type was calculated, and it was revealed that the MCP type has a higher evaporative heat transfer than the PACS type. To investigate this case, the thermal analysis of the heat leak occurring due to the difference in the temperature of the wick was carried out. As a result, it was revealed that the heat leak via the wick depends on the flow velocity of the working fluid on the wick surface. Key Words: Words: Loop Heat Pipe, Server, CPU, Cooling, Evaporator, Multiple Cylindrical s in Parael, Condenser, PTFE wick and Heat transfer 記号 A : 面積 [m 2 ] Cp : 比熱 [J/(kg C)] h : 熱伝達係数 [W/(m 2 C)] K : 浸透係数 [m 2 ] L : 距離 [m] M : 質量流量 [kg/s] P : 圧力 [Pa] Q : 熱量 [W] : 熱抵抗 [ C/W] r : 毛細管半径 [m] : 温度 [ C] u : 流速 [m/s] : 粘度 [Pas] : 接触角 [ ] : 表面張力 [N/m] 添字 : 雰囲気 app : 印加 cap : 毛細管 cnd : コンデンサ平均 c* : コンデンサ各点 : 蒸発器 ( 底面 ) fin : 放熱フィン l : 液 : 液管 pin : 銅ピン : 液溜めタンク 受付日 : 215 年 2 月 9 日, 担当エディター : 宗像鉄雄 ( 株 ) 富士通研究所基盤技術研究所実装技術研究部 ( 厚木市森の里若宮 1-1)

2 v : 蒸気 : 蒸気管 w : ウィック 1 緒言 クラウドコンピューティングの普及やビッグデータの活用などにより, データセンターに求められる計算処理能力は増加し, これに伴う消費電力の増大が問題となっている. データセンターにおける消費電力のうち, おおよそ 1/3~1/2 がサーバ内の電子部品を冷却するための空調に使用されているといわれている. このため各データセンターにおいては, 電力使用量や CO 2 排出量を削減する目的で, サーバルーム内の気流解析やサーバラックの最適配置などの冷却効率を高める様々な取り組みが行われている [1-2]. 一方, データセンターに設置されるサーバには高温環境下でも安定して作動することが求められている. これはサーバルームの空調の設定温度を高くすることで電力使用量を抑制できるためである. このことから, サーバに実装されている発熱量が高い電子部品, 特に高性能 CPU(Central processing unit) には, 高温環境下においても動作温度を低く保持できるよう高効率な冷却デバイスが必要とされている. このような背景において, ループヒートパイプ (Loop Heat Pipe: LHP) は気液相変化の潜熱による小さな熱抵抗で高効率な熱輸送が可能な新デバイスとして, 電子機器の冷却分野においても注目されている [3-5].LHP は電動ポンプなどの稼動部を持たないため, 長期的な作動信頼性に優れるといったメリットもあり, 高信頼性が必須のサーバ冷却に最適である. 著者は, 蒸発器にピン配列熱伝導構造 (Pin Array Conduction Structure) を設置した LHP( 以下, PACS 型 LHP と呼ぶ ) を開発した [6]. サーバ内の CPU のようなフラットな発熱体を冷却する場合, LHP の蒸発器は平板形状が設置しやすい. しかし実装密度の観点から, 蒸発器のサイズは CPU のサイズを大きく超えて拡大できないため, 平板型蒸発器に収まるサイズの単純な板状のウィックでは十分な蒸発面積 ( 金属伝熱体とウィックとの接触面積 ) を得られず冷却能力が不足する. この問題を解決するため,PACS 型 LHP は蒸発器のピン配列熱伝導構造により高さ方向に蒸発面積を拡大することで, 発熱量 36 W の CPU を冷却できることを実験的に明らかにした. 本報では PACS 型と異なる新たな蒸発器構造を考案し, この蒸発器を用いて試作した LHP と PACS 型 LHP の熱輸送特性を比較した. 更に, 蒸発器構造に起因する蒸発特性と凝縮特性の違いを考察し, 蒸発器内のヒートリークが LHP 全体の熱輸送特性に及ぼす影響を明らかにしたので報告する. 2 LHP の設計 2.1 新規蒸発器図 1 に示す一般的な円筒型の LHP 蒸発器の場合, 大きな蒸発面積を得るためには, 円筒を大径化する必要がある. しかし, コンパクトな筐体に電子部品が高密度実装されたサーバへの適用を考えた場合,CPU などの発熱部品の上部空間は限られており, 大きな蒸発器は設置できない. 特に, 一般的なサーバラックに搭載する薄型の 1U サーバは筐体高さが 44.5 mm と限られているため,CPU 上部空間は高さが 25 mm 程度しかない. この空間に設置可能な円筒型蒸発器 ( 円筒直径 φ25 mm, 長さ 8 mm と仮定 ) を考えた場合, 幅.5 mm の軸方向のグルーブ ( 蒸気が通過する溝 ) を 1 mm ピッチで外周に設置したウィックが金属ケースと熱接触する面積 ( 蒸発面積 ) は約 2, mm 2 であり, 前報 [6] で報告した PACS 型蒸発器 ( 蒸発面積 : 約 7, mm 2 ) の 1/3 以下と小さくなる. そこで, 図 1 の様に小径の円筒型ウィックを平面内に並列に並べた蒸発器を考えた. この構造の蒸発器であれば, 単一の円筒型蒸発器に比べて蒸発面積を大きくでき, フラットな CPU 上面に実装しやすい平板型の蒸発器外形を実現できる. ウィックを内蔵した二つの蒸発器を並列に並べた LHP や CPL(Capiary Pumped Loop) は既に研究されており, 複数の熱源を用いて各蒸発器が異なる発熱量を受熱した場合の動作特性が報告されている [7-8]. 本論文の LHP も複数のウィックを並列に並べて同時に動作させるが, 各ウィックは良熱伝導性材料の同一ケース内に設置し, ほぼ同等の熱量が加えられる. このため各ウィックが発生する蒸気圧力や毛管力は各ウィック間で差異が小さく, 複数のウィックを設置しても安定した動作が可能であると考えられる. 図 2 に新たに開発した蒸発器の内部構造を示す. 蒸発器ケースの外形サイズは幅 mm, 長さ 8 mm, 高さ 1 mm であり,6 本の円筒型ウィックを並列に内蔵する構造 (Multi Cylindrical wicks in Parael) とした ( 以下, 本構造を MCP 型と呼ぶ ). ただしウィック断面 ( 図 2 (d)) は, 蒸発器ケースをできるだけ薄くし, かつケース幅いっぱいに蒸発面積を拡大す Vapor Q app Liquid Case CPU Single cylindrical wick. Vapor Q app CPU Multiple cylindrical wicks in parael. Fig. 1 Schematics of evaporator and wick shape. Liquid Case

3 るため 真円ではなく高さ 8 mm 幅 9 mm のオーバ ル形状とした このウィックを 6 本内蔵した MCP 型蒸発器の蒸発面積は約 4, mm2 であり PACS 型より蒸発面積は小さいもののφ25 mm の単一の円 筒型蒸発器と比較して約 2 倍の蒸発面積を得ること ができる また蒸発器を 1 mm 程度に薄くできるた め 1U サーバ内の CPU 上に実装した場合でも 蒸 発器の上方に高さ 15 mm 程度の余空間が生ずる 重 力下では蒸発器内のウィックに作動液を安定的に供 給するためには 液溜めタンクは蒸発器の上方に設 置するのが好ましい そこで MCP 型 LHP において は 蒸発器の上部に高さ 1 mm の液溜めタンクを設 置した 液溜めタンクと蒸発器ケースは高さ 3 mm の接続管 Connecting pipe により接続した これ eservoir tank Liquid line により 蒸発器 液溜めタンク 接続管を含めた蒸 発部の全高は 25 mm 以内に収まり CPU 上部空間 に十分に実装可能である このような蒸発部構造にすることで LHP 作動時 において 液管 Liquid line から液溜めタンク eservoir に流入する作動液は液溜めタンクから 接続管 Connecting pipe を経て 蒸発器内の液分 配部 Inlet manifold に供給される 液分配部にお いて作動液は 6 本のウィックに分配され各ウィック のコア部 core に流れ込み ウィックコア部 の内壁からウィック内に浸透する ウィック内に浸 透した作動液は毛管力によりウィック外周部に染み 出し 作動液は銅製の蒸発器ケース Case と接触 することで蒸発する ウィック外周部には複数の溝 が軸方向に形成されており 蒸気集合部 Outlet manifold に向かって蒸気が排出され蒸気管 Vapor line に至る仕組みである 現状のサーバ向け高性能 CPU はマルチコア化 メ ニーコア化が進み CPU パッケージサイズは一辺が 5 6 mm を超えて大型化している MCP 型蒸発器 の底面サイズ 設置面積 は 前報[6]で報告した PACS 型蒸発器とほぼ同サイズの mm 8 mm で あり 蒸発器は CPU に比べて 1 mm 大きくな るが このサイズの蒸発器であれば CPU 周りの実装 密度を低下させることなく搭載可能である A Connecting pipe A Case (Cu) (PTFE) Side view. Outlet manifold Inlet manifold Vapor line 2.2 ウィック MCP 型蒸発器用の PTFE Polytetrafluoroethylene Connecting pipe Vapor line Case (Cu) (PTFE) Bottom view. Liquid line eservoir tank Connecting pipe (c) (d) (e) Case (Cu) (PTFE) (c) Cross-section A-A. Vapor groove core Case (Cu) 1 mm (PTFE) (d) Cross-section of a wick. Fig. 2 Schematics view of an evaporator with multiple cylindrical wicks in parael (MCP). 1 m Fig. 3 Photographs of PTFE wicks: Overview, Vapor outlet side, (c) Liquid inlet side, (d) Cross section SEM(11x), and (e) Surface SEM(1x) C 215 The Heat Transfer Society of Japan

4 製多孔質体ウィックの外観, および表面状態の詳細を図 3 に示す. ウィック断面の外形は 8 mm 9 mm のオーバル形状であり, 長さは約 6 mm である. 銅製の蒸発器ケースと接触するウィック外周部には幅.5 mm, 深さ 1. mm の軸方向のグルーブが複数形成されており, このグルーブ内を蒸気が通過する. 成型はこれらの微細なグルーブ構造も含めて, 粉末状の PTFE 樹脂を金型で焼結したものであり, 切削加工によらないため大量 安価に作成できる. また PTFE 樹脂ウィックはニッケルやステンレス製の金属焼結ウィックなどと比較して,1/1 程度のコストで製造可能である. このウィックの細孔径を水銀圧入法により測定したところ, 平均細孔半径は 5 m, 空孔率は 35 % であった. 銅製の蒸発器ケースに PTFE 樹脂ウィックを挿入した様子を図 4 に示す.PTFE 樹脂ウィックは金属焼結ウィックと比べて柔軟な特性を有する. この特性を生かして, 金属ケースの内壁のサイズに比べて PTFE 樹脂ウィックのサイズをわずかに大きく設計し, ウィックとケースの内壁との密着性を向上させた. 2.3 コンデンサおよび全体構造 MCP 型 LHP は高さ 44.5 mm の 1U サーバへの実装を想定し図 5 のようにフラットな構造とした. この構造は前報 [6] にて報告した PACS 型 LHP と同一である. コンデンサ ( 凝縮器 ) は 1U 筐体とほぼ同じ高さの送風ファン ( 4 mm) 直後に設置することを想定し, 高さ 4 mm 以内とした. 蒸発器とコンデンサの高さ方向の位置関係はほぼ水平とした. また蒸発器とコンデンサの距離は,CPU 上の蒸発器からファン近傍に設置したコンデンサへの熱輸送を想定し約 2 mm とした. 蒸気管は外径 6 mm, 内径 5 mm, 液管は外径 4 mm, 内径 3 mm の銅パイプであり, 長さはいずれも約 25 mm である. ところで, サーバ内に LHP を実装する場合, 配管は高密度実装された電子部品間のわずかな隙間を取り回す必要がある. このため配管に嵩張る断熱材の設置は難 しい. このため試作 LHP においても, 蒸気管や液管に断熱材は設置せず, これらの配管にコンデンサを通過したファンからの送風が直接あたる構造である. ただし蒸気管や液管から周囲雰囲気への熱伝達量を計算したところ, いずれの条件下においてもヒーター発熱量に対して 1% 以下であった. このことから配管への断熱材の有無が冷却性能に及ぼす影響は小さいと考えられる. コンデンサは一般的なエアコンのコンデンサと同様の フィン アンド チューブ方式 であり, 安価に製造可能である. 内壁にスパイラル状の微細なグルーブを持つ銅製の凝縮管 ( 外径 6 mm, 長さ 15 mm) を用い, これを 5 本連結して U 字間により両端で折り返し, 銅フィンを取り付けた構造である. コンデンサ外形サイズは W18 H4 L4 であり,1U サーバに実装可能である. 蒸気管からコンデンサ内の配管長, および液管までの配管の合計長さは約 1.3 m であった. 2.4 作動流体 LHP に封入する作動流体は, ウィック材質が PTFE 樹脂であることから, 樹脂との濡れ性や輸送時の安全性の観点からエタノールを使用した. 試作 LHP へのエタノール封入は LHP を組み立てた後, 内部を真空引きし, 別容器内で減圧 脱泡した飽和状態のエタノールを所定量注入した. MCP 型 LHP が安定して動作するためには, 蒸気または液体のエタノールが約 1.3 m の配管やウィック細孔を通過する際の圧力損失をウィックが発生する最大毛管力が上回る必要がある [3]. すなわち, 以下の (1) 式を満たす必要がある. Fan P cap P P P P (1) T T c2 w v T T l g Vapor line Board eservoir tank T T Case (Cu) core (PTFE) Flow direction T c3 T c1 Evaporator CPU Liquid line Top view. eservoir tank 2 mm T Case (Cu) (PTFE) Fig. 4 Photographs of cutting section of the evaporator: Vapor outlet side, Liquid inlet side. Fan Condenser Board CPU Side view. T Fig. 5 Schematic view of MCP type LHP instaed in a 1U server computer. 1U Evaporator

5 ここで, P cap はウィックの最大毛管力, P w はエタノール液がウィックを通過する際の圧力損失, P v は配管内をエタノール蒸気が通過する際の圧力損失, P l は配管内を液相が通過する際の圧力損失, P g は重力ヘッドである. P cap, および P w は以下の式で表される. 2 cos P cap (2) r L u P w (3) K ここで, はエタノール液の表面張力, はウィック細孔内における液の接触角,r はウィック細孔半径である. は液の粘度,L はウィック内を液が通過する距離,u はウィック内のエタノール液の流速である.K は浸透係数であり, ポンプを用いた循環実験装置にて別途測定したところ, m 2 であった. この測定では,(3) 式から K 値を求めるため,LHP に用いたウィックと同質の K 値測定用サンプルを作成し, エタノールが通過する際のウィック前後の圧力損失と流速を計測した. ウィック細孔半径 r = 5 m として (2) 式から最大毛管力 ( ) を計算したところ, 発熱量 W におけるエタノールの蒸発量から計算した質量流量における (1) 式右項の循環圧力損失に比べて P cap は約 1 倍大きく, 約 1.3 m の配管長さの LHP の作動に必要な毛管力が得られることがわかった. いては発熱体に W から 35 W 程度の熱量を印加することとした. 発熱体への熱量の印加はセラミックヒーターを用い, 発熱体の下面に断面積が一定の銅柱を介して熱的に接続した. セラミックヒーターから発熱体に供給される熱量は銅柱に一定間隔で設置した複数の熱電対の温度差から計算した. スタートアップは発熱体および LHP 各部の温度が室温の状態から行い, 発熱体に印加する熱量が低発熱から高発熱にステップ状に変化するようにした.LHP のコンデンサ部は小型風洞内に設置し, ファンからの送風により冷却した. 実験は室温が約 25 C の室内で行い, 風速計によりコンデンサ前面の風速が 3 m/sec となるようファン出力を調節した. MCP 型 LHP の冷却特性を明確化するため, 前報 [6] で報告した PACS 型 LHP についても同様の熱輸送実験を行った. 図 6 に MCP 型 LHP と PACS 型 LHP の外観を比較した.PACS 型 LHP の全体構造, および蒸発器内部構造を図 7~8 に, 温度測定点を図 8 中に示す.MCP 型 LHP と PACS 型 LHP の違いは液溜めタンクを含む蒸発部周りのみであり, コンデンサや蒸気管, 液管などの配管形状, 実験条件は同一とした. 4 実験結果と考察 4.1 LHP の熱抵抗封入液量を変化したときの MCP 型 LHP と PACS 型 LHP の各発熱量における熱抵抗 - を図 9 に示す. - は以下の式から計算した. 3 実験方法 高発熱 CPU に模した発熱体 (56 mm 56 mm) により蒸発器底面を加熱して,MCP 型 LHP による熱輸送実験を行った. 温度測定点を図 5 中に示す.T Evp を測定する熱電対は蒸発器底面の中央に埋め込んだ. T Tnk は液溜めタンク上面中央の表面温度である. 本実験においては,LHP に封入する作動液 ( エタノール ) の液量を変化させて冷却性能に及ぼす影響を調査した. 液量の変化範囲は, 蒸発器や液溜めタンク, コンデンサなどの内部容積から,LHP 停止時に水平状態の蒸発器内のウィックが十分に濡れ, かつ高負荷の作動時にコンデンサ内に蒸気が十分いきわたる封入量を計算し, この値を中心に LHP が正常に動作する範囲とした.LHP 蒸発器の発熱体への取り付けはサーマルグリースを介した. 実験における MCP 型 LHP の作動姿勢は図 5 の通りとし, 蒸発器に対するコンデンサの高さ方向の位置がほぼ水平となる作動姿勢で行った. 実験における発熱体の発熱量は, 現状の高性能サーバ向け CPU の発熱量を考慮した. 一般的なサーバ向けの CPU は消費電力が削減されてきたが, 一部の高性能向け CPU は W 程度の大きな発熱量のものも存在する. そこで, 実験にお MCP type LHP. PACS type LHP. Fig. 6 Comparison of entire views of MCP type LHP and PACS type LHP

6 T T (4) Qapp Liquid line T T c2 T c3 T c1 Condenser Vapor line T T Case (PTFE) Top view. Case (PTFE) eservoir Vapor groove Pin (Cu) (PTFE) (c) Cross-section A-A. Fig. 7 Schematic view of an evaporator with pin array conduction structure (PACS). Liquid line Top view. A Vapor line Base (Cu) Pin (Cu) Side view. Evaporator (including reservoir tank) Evaporator (including reservoir tank) CPU Side view. CPU T T Fig. 8 Schematic view of PACS type LHP. A T /T - [ C/W] - [ C/W] ここで T は蒸発器底面中央の温度,T は雰囲気温度,Q app は発熱体の発熱量である.LHP 内部容積から計算した最適液量は MCP 型 LHP の場合, 約 42 cc,pacs 型 LHP は約 54 cc であった.MCP 型 LHP の場合,27~52 cc の範囲で動作し, 動作可能な液量の範囲は最適液量の -36~+24% であった. PACS 型 LHP の場合は 4~6 cc の範囲で作動し, 動作可能な液量範囲は最適液量の -26~+11% の範囲であった.MCP 型は PACS 型に比べて広い液量範囲で正常に動作した.MCP 型 LHP は 52 cc 以上, PACS 型 LHP は 6 cc 以上の液量過多の場合, いずれの LHP においても各発熱量の - は全体的に増大した. 逆に, 封入液量が少ない場合,MCP 型 LHP は 27 cc,pacs 型 LHP は 4 cc まで正常に動作し - も小さい. しかし, これらの液量以下の場合,LHP をスタートアップする加熱開始時点で, ウィックがドライアウトしたと推測される蒸発器の過加熱がみられ作動できなかった. 図 1 に作動液の封入量から推測される起動前および起動後の LHP 内の液相位置のモデル図を示す. 図 1 (c)-(d) のように cc 48 cc 43 cc 37 cc 32 cc 27 cc.11 MCP type LHP cc 56 cc 49 cc 44 cc 4 cc.11 PACS type LHP. Fig. 9 Comparison of - during variation of volume of working fluid

7 Liquid eservoir tank Vapor line Vapor Condenser Liquid line Evaporator Large volume under pre-start. (c) Appropriate volume under pre-start. (e) Sma volume under pre-start. (Dry out) Large volume under operation (low performance). (d) Appropriate volume under operation. Fig. 1 Effects of working fluid volume on liquid position in LHP. (f) Sma volume under startup (hard to start). 液量が適切な場合, 起動前にはウィックが十分に作動液に濡れ, かつ起動後には液溜めタンクが液相で満たされ, 蒸気管およびコンデンサ ( 凝縮管 ) 内がほぼ蒸気で満たされた状態になると考えられる. これにより凝縮管内壁と蒸気の熱交換が効率よく行われ, - は低下すると考えられる (4.3 節にて詳述 ). また図 1 のように液量が過多の場合でもウィックは十分に濡れているため問題なく LHP は起動する. しかし図 1 の作動時においてはコンデンサ内の液相の割合が多いため, 凝縮管内壁と蒸気の熱交換が阻害され, 冷却性能は低下すると考えられる. 一方, 液量が過少で LHP をスタートアップできない場合は図 1 (f) のように作動時において液溜めタンク内の液相が空になりウィックに液相が供給されない状態であると推測される. この状態で更に蒸発器の加熱を継続した場合, ウィック中の液相は全て気化して無くなるため, 蒸発器温度は急激に上昇する. 図 9 の発熱量に対する熱抵抗変化の傾向としては, PACS 型 LHP は低発熱時に - が高く, 高発熱時に - が低下し, この傾向は液量を変更しても変わらない. これに対して,MCP 型 LHP は液量により低発熱側の - が変化し, 液量が少ない場合に低発熱時の - が低下した. 一方, 高発熱側は MCP 型 LHP,PACS 型 LHP とも最も液量が多い場合 (MCP は 52 cc,pacs は 6 cc) を除いて, - は.13~.14 C/W 程度であり液量を変化した場合でもほぼ一定であることがわかった. MCP 型 LHP と PACS 型 LHP の高発熱域の冷却性能を比較した場合, 発熱量が ~34 W 付近の PACS 型の - は.132~.133 C/W であり, これに対して MCP 型の 32 W 付近の - は.132 C/W であった.MCP 型 LHP は蒸発面積が約 4, mm 2 であり PACS 型 ( 約 7, mm 2 ) の 6% 程度と小さいが, W 付近の冷却性能に関しては PACS 型とほぼ同等であることがわかった. 4.2 温度プロファイル MCP 型 LHP および PACS 型 LHP が正常に動作した液量の内, 代表的な温度プロファイルを図 11~12 に示す. いずれの温度プロファイルにおいても発熱量が W 付近の高発熱域で発熱体と接触する蒸発器底面の温度は C 以下であり,MCP 型 LHP,PACS 型 LHP とも実用レベルの冷却性能が得られた. 一方で,MCP 型と PACS 型の温度プロファイルの特性に明確な違いがみられた. 最も大きな違いは, 蒸気管からコンデンサ, 液管, 液溜めタンクの相対的な温度差であった.MCP 型 LHP は蒸気管温度 () とコンデンサ各点 (c1-) の温度が近接しており, 温度差は 5 C 以内であった. 特に, 液量が少ない 27~37 cc においては, 蒸気管, コンデンサ各点に加えて液管 () から液溜めタンク () までの温度差が 5 C 以内と小さい. 一方,PACS 型 LHP は MCP 型に比べて, 蒸気管温度に対するコンデンサ各点や液管の温度降下が大きく, いずれの液量においても蒸気管と液管の温度差は 1 C 程度であった.PACS 型 LHP は, 蒸気管と液管の温度差が大きい. このためコンデンサ各点の管内が液から蒸気に変化したことを示す温度の立ち上がりのポイントが明確であり, 発熱量が増加するに伴い, コンデンサ内が徐々に液相から気相に変化する様子が観察された.LHP のコンデンサ内の熱交換は主に温度変化を伴わない潜熱によると考えられるが,PACS 型は MCP 型に比べて温度変化を伴う顕熱による熱交換の割合が大きいと考えられる.MCP 型 LHP の場合, 特に液量 27~37 cc においては, 蒸気管とコンデンサ各点, 液管との温度差が小さく, コンデンサ内の熱交換は主に潜熱によると考えられ, 温度プロファイルの観察により相変化の位置を把握することは難しい. しかし液量が比較的多い 48 cc の温度プロファイルにおいてはコンデンサ管内が液相から気相に変化したとみられる温度の立ち上がりが観察された. コンデンサ測定点の c3 においては発熱量 W 付近で, においては

8 [W] c1 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] [W] c1 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] [W] (c) c1 c2 c2 c2 c3 c3 c3 5 4 c2, c3 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] Fig. 11 Temperature profile of MCP type LHP during variation of volume of working fluid: 27 cc, 37 cc and (c) 48 cc [W] c1 c2 c3 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] c [W] (c) c1 c2 c [W] 5 c2 c1 4 c3 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] c1 c2 c3 c1 c2 c2 c3 2 : 1: 2: 3: 4: Time [h:mm] Fig. 12 Temperature profile of PACS type LHP during variation of volume of working fluid: 4 cc, 49 cc and (c) 56 cc. c3 発熱量 15 W 付近で温度の立ち上がりがみられる. 液量が多い場合, コンデンサ内の液相の割合も多く, 熱交換は顕熱となりやすいため温度変化が生じやすいと考えられる.PACS 型 LHP の場合,c3 の温度の立ち上がりは液量 4~49 cc において発熱量 2 W 付近に,58 cc において W 付近に観察された. また の温度の立ち上がりは, 液量 4~49 cc にお いて発熱量 W 付近にみられた ( 液量 56 cc においては高発熱時にも の温度立ち上がりがみられない ). これらのことから,MCP 型 LHP は PACS 型 LHP に比べて小さい発熱量において, コンデンサ内が蒸気に占められやすいと考えられる. この原因として,MCP 型 LHP は,PACS 型 LHP に比べて, 液溜めタンクの相対的な温度が高いこと

9 が考えられる.PACS 型 LHP の液溜めタンクの温度は, 蒸気管と液管の温度のほぼ中間付近の温度であった. これに対して,MCP 型 LHP の場合, いずれの条件においても液溜めタンクは液管とほぼ同等レベルに低い温度であった. コンデンサ内の液相が気相に入れ替わるためには, コンデンサの各部温度が液溜めタンク内の温度を上回り, コンデンサ内の飽和蒸気圧が液溜めタンク内の蒸気圧より高くなることでコンデンサの液が液溜めタンクに流れ込む必要がある.MCP 型の液溜めタンク温度は液管と同等レベルに低いため, 低発熱においても, コンデンサ各部の温度が液溜めタンクの温度を上回りやすく, この結果, 液溜めタンク内が液相で満たされると同時にコンデンサ各部が蒸気に満たされやすいと考えられる. 一方,PACS 型は液溜めタンクの温度が高く, 特に低発熱時においてはコンデンサ各部の温度が液溜めタンクの温度を上回りにくい. このため,PACS 型 LHP は低発熱においては, コンデンサ内が蒸気に満たされにくいと考えられる. 4.3 各部熱抵抗図 11~12 の温度プロファイルにおける熱抵抗 - の内訳を図 13~14 に示す. 図中の蒸発器の熱抵抗, 凝縮熱抵抗 cnd, フィン熱抵抗 fin は以下の式から計算した. T T (5) Qapp T T cnd cnd (6) Qapp T T cnd fin (7) Qapp cnd fin (8) ここで,T は蒸気管温度,T cnd はコンデンサの測定点 c1 から までの平均温度である.MCP 型 LHP の場合, 液量 48 cc の低発熱時を除いて, 凝縮熱抵抗 cnd は蒸発熱抵抗 やフィン熱抵抗 fin に比べて小さいことがわかった. また液量が 27~37 cc においては, 発熱量を変化した場合でも cnd は大きく変化しない. これに対して,PACS 型 LHP の cnd は MCP 型 LHP に比べて全体的に大きく, 特に低発熱時において cnd の増大が顕著であった. cnd と, fin の和である - が低発熱時に増大する原因は cnd が増大するためであることがわかった.PACS 型 LHP の cnd が低発熱時に増大する理由は, 前述した通り, 液溜めタンクの温度が高いためコンデンサ内が蒸気に満たされにくいためと考えられる. 低発熱時の PACS 型 LHP のコンデンサ内は液相の割合が多 いため, コンデンサ管内壁と蒸気との熱交換が液相によって阻まれ, cnd が増大したと考えられる. また,PACS 型 LHP の低発熱時の fin は見かけ上減少しているが, これは上述と同様の理由で, 熱電対を設置したコンデンサ表面に管内の作動流体の熱が伝わらず表面温度が低下し, 雰囲気との温度差が小さくなったことによると考えられる. 4.4 蒸発器の熱抵抗と蒸発熱伝達係数図 の蒸発器の熱抵抗 から,MCP 型 LHP と PACS 型 LHP の蒸発熱伝達係数 h を計算した. 本考察においては,MCP 型 LHP の蒸発器の熱抵抗 を式 (9)-(1) のように考えた. また PACS 型 LHP の は式 (12)-(14) のように考えた. (9) case T T case case case (1) Qapp case Tcase T Q pin app h pin 1 A (11) (12) T T pin pin (13) Qapp pin Tpin T Q app h 1 A (14) ここで, -case は図 15 の MCP 型 LHP の蒸発器底面からウィックと接触する銅ケース内壁表面までの熱伝導熱抵抗, case- はケース内壁から蒸気温度までの蒸発熱抵抗である. また -pin は図 15 の PACS 型 LHP の蒸発器底面からピン表面までの熱伝導抵抗, pin- はピン表面から蒸気温度までの蒸発熱抵抗である. ところで, ウィックとケース内壁 ( またはピン表面 ) が接触する界面から離れたウィック内部で作動液が蒸発する場合, ケース内壁 ( またはピン表面 ) の熱がウィックのマトリックス (PTFE 樹脂 ) に伝熱したのち作動液に伝熱するため, の内訳にケース内壁 ( またはピン表面 ) とウィック間の接触熱抵抗を考慮する必要がある. 一方, ケース内壁 ( またはピン表面 ) と接触するウィック先端で作動液が蒸発する場合, ケース内壁表面 ( またはピン表面 ) で蒸発していると考えることができるため, の内訳に接触熱抵抗は含まない. ウィック内において, 作動液は最も高温となるウィック先端部から蒸発すると考えられ, 特に樹脂ウィックの場合, 熱伝導率が低いため, ウィック先端とウィック内部に温度差が生じやすく, 作動液の蒸発はウィッ

10 ク先端に集中すると考えられる. ウィック先端がケース内壁 ( またはピン表面 ) に接触し, 作動液がウィック先端に十分に供給されれば, 作動液はケース内壁表面 ( またはピン表面 ) で蒸発すると考えられる.LHP 組立時に樹脂ウィックが蒸発器ケース内壁やピン表面に十分密着するよう設計していることから, 本計算においては の内訳にこれらの接触熱抵抗は含まないと考えた. Thermal esistance [ C/W] fin cnd Thermal esistance [ C/W] MCP 型 LHP の蒸発器底面からケース内壁までの熱伝導抵抗 -case,pacs 型 LHP の蒸発器底面からピン表面までに熱伝導抵抗 -pin は図 16 の熱伝導解析の結果から計算した.MCP 型 LHP の蒸発器の銅ケース, および PACS 型 LHP の銅ピンを設置した銅ベースの形状をモデル化した. 各解析モデルにおいて, 銅ケース内壁または銅ピン表面と接触するウィック ( 図示せず ) を一定温度 ( C) に拘束し, fin cnd Thermal esistance [ C/W] fin cnd Thermal esistance [ C/W] fin cnd Thermal esistance [ C/W] (c) fin cnd Thermal esistance [ C/W] (c) fin cnd Fig. 13 Breakdown of - of MCP type LHP: 27 cc, 37 cc and (c) 48 cc Fig. 14 Breakdown of - of PACS type LHP: 4 cc, 49 cc and (c) 56 cc

11 蒸発器底面に 25 W の発熱体 (CPU) が接触している場合の温度分布を熱解析した.MCP 型 LHP の解 T Evp Fig. 15 Details of thermal resistance Evp-VL around the evaporator base. Vapor Vapor line Liquid Pin T -case T -pin CPU CPU T case MCP type LHP. T pin case- Base TIM pin- PACS type LHP. Liquid TIM Case Vapor groove Fig. 16 Temperature distribution in the evaporators: Case of MCP type LHP, Base and pin array of PACS type LHP. T 析結果におけるウィックと接触するケース内壁の平均温度を T case, 蒸発器底面中央の温度を T として, 式 (1) から -case を計算した.PACS 型 LHP の場合は, 解析結果のピン表面の平均温度を T pin, 蒸発器底面中央の温度を T として, 式 (13) から -pin を計算した. その結果,MCP 型 LHP の熱伝導抵抗 -case は.21 C/W,PACS 型 LHP の熱伝導抵抗 -pin は.14 C/W であった. これらの -case, -pin の値と式 (11), 式 (14) から,MCP 型と PACS 型の蒸発熱伝達係数 h を求めた. 式 (11),(14) 中の蒸発面積 A はウィックと銅ケースまたはウィックと銅ピンが接触する面積であり,MCP 型 LHP は約 4,1 mm 2,PACS 型 LHP は約 6,6 mm 2 である. 以上の方法により計算した各 LHP の熱伝達係数 h を図 17 に示す. PACS 型 LHP の h が 2~4 kw/(m 2 C) であるのに対して,MCP 型 LHP の h は 4.5~6 kw/(m 2 C) であり,MCP 型 LHP の h は PACS 型 LHP に比べて全体的に大きいことがわかった. また PACS 型 LHP は 1 W 以下の低発熱域を除いてほぼフラットな特性であるのに対して,MCP 型 LHP は 2 W 前後で h が小さくなる. 前報 [6] においては, 同じ材質の PTFE 樹脂ウィックを用いれば蒸発熱抵抗 ( case-, h [kw/(m 2 C)] h [kw/(m 2 C)] cc 37 cc 48 cc 4 cc 49 cc 56 cc Fig. 17 Evaporation heat transfer coefficient versus applied power: MCP-LHP, PACS-LHP

12 pin- ) は蒸発面積に依存し, 蒸発熱伝達係数は一定と考えていた. しかしこれらの結果から, 構造やウィックの形状が異なる蒸発器の場合, 蒸発熱伝達係数は変化することがわかった. 4.5 ヒートリーク MCP 型 LHP の蒸発熱伝達係数 h が PACS 型に比べて大きい原因はウィックを隔てた蒸気側から液側へのヒートリーク量が小さいためと考えた.LHP の作動流体の循環動力はウィックを隔てた液側と蒸気側の温度差による飽和蒸気圧差によるものであり, ウィック表面で作動液が気化 膨張して蒸気管側に蒸気を押し出すことにより作動流体が循環する. このため蒸発器内で高温の蒸気側から低温の液側に多量の伝熱 ( ヒートリーク ) が生じた場合, 蒸気側と液側の温度差が小さくなり循環動力が失われる. また循環動力となるべき熱エネルギーが作動液の顕熱による温度上昇に使われるため, エネルギー効率が低下する. 蒸発器内の蒸気側から液側へのヒートリークの経路としては, 蒸発器の金属ケースを伝導する経路とウィック中を伝導する経路が考えられる. このうち金属ケースを伝導するヒートリークに関しては, 金属ケースと作動液の間に断熱構造を設置するなどの対策が考えられ, 今回試作した MCP 型 LHP,PACS 型 LHP ともに作動液と接する金属ケースの内面には断熱部材を設置している. 一方, ウィックを伝導するヒートリークに関しては, ウィック自体が作動液の通過流路であるため, 新たな断熱構造の設置は作動液の流動を妨げる恐れがあり, ヒートリークを防止するための対策が難しい. そこで本報告においては, ウィックを通過するヒートリーク熱量を推測し, この熱量が蒸発熱伝達に及ぼす影響について考察した. MCP 型 LHP の h が PACS 型 LHP に比べて大きい原因として,MCP 型は PACS 型に比べてウィックと液が接触する面積が小さくウィックから液に伝熱するヒートリークが小さいため,MCP 型 LHP は PACS 型 LHP に比べて高効率な蒸発熱伝達が得られたと推測した. 表 1 に MCP 型 LHP のウィック (6 本分 ) と PACS 型 LHP のウィックの蒸発面積 (Evaporation area), および作動液との接触面積 (Contact area of working liquid and wick) を比較した. PACS 型に比べて MCP 型 LHP のウィックは蒸発面積, 液との接触面積とも小さいが, 蒸発面積が 6% 程度に小さくなるのに対して, 液との接触面積は 2% 程度に小さくなる. これは PACS 型の円筒状 Table 1 Comparison of wick surface area [mm 2 ]. MCP PACS Evaporation area 4,1 6,6 Contact area of working liquid and wick 4, 21,1 ウィックが銅ピンの外周部に接触し, 円筒の外周表面から液が流入して内周側で蒸発するのに対して, MCP 型のウィックは銅ケースの内壁に接触し, ウィックの内周表面 ( コア部 ) から液が流入して外周側で蒸発するためである. このため,PACS 型 LHP のウィックは蒸発面積に対する液との接触面積の割合が大きく, ウィックから液に伝熱するヒートリーク量が大きいと推測した. ウィックを通過する熱の流れ ( ヒートリーク ) はウィックの高温側と低温側の温度勾配によって生ずると考えられる. そこで, それぞれの蒸発器のウィックを通過するヒートリーク熱量を見積もるため,MCP 型 LHP と PACS 型 LHP のウィック中の熱シミュレーションを行った. 図 18 に各ウィックの解析範囲 (Calculation region) を, 図 19 にウィックの解析モデルを示す. このモデルは多孔質体中の温度勾配による熱伝導や作動液の流れによる熱移動の様子を計算する目的であり, 蒸発による吸熱やウィック表面から蒸気への伝熱は計算に考慮しない. 本シミュレーションは多孔質体内の熱流体解析が行える熱解析ソフトを用いた. 図 19 の解析モデルはウィックのリブ ( 山部 ) の 1 ピッチ分をモデル化したものであり, モデル形状の寸法は MCP 型と PACS 型それぞれに使用したウィックとほぼ等しい. 各ウィックの図 19 中の各部寸法を表 2 に示す. シミュレーションにおける境界条件は実験結果から計算した. 作動液の質量流量は発熱量をエタノールの蒸発潜熱量で除した値とし, 解析モデルのウィックのリブ 1 ピッチ分に流れ込む質量流量の平均値を求めた. 発熱量が変化した場合の各作動液の流量を計算し, 対応する実験結果の液管温度 (T ) を解析モデルの作動液の流入温度 (T inlet ) とした. 作動液は図 19 中の液入口 (Inlet) から流入し, 流路 (Flow pass) を通過しつつ, 作動液と接触する面からウィック内に浸透する. 解析モデルのウィック材質は空孔率が 35%, マトリックスが PTFE 樹脂の熱伝導率.23 W/(mK) の多孔質体とした. 実験においては, ウィック内に浸透した作動液はウィックの細孔中を加熱面に向かって流れた後, 作動流体は加熱面で蒸発するため液相は消失するが, 解析においては, 作動液は加熱面 (Evaporation area) から解析領域外に均一に液が流出するようモデル化した. また解析モデルの加熱面は蒸発器ケース, または銅ピンに接触し一定温度に保たれると仮定し, 実験結果の蒸発器底面の温度 T と式 (1), および式 (13) から求められる T case,t pin を設定した. 図 2~21 にヒートリークのシミュレーション結果の一例を示す. 図 2 は液量 37 cc, 発熱量 71~318 W の場合の MCP 型 LHP のウィックと流路断面の温度分布, 図 21 は液量 49 cc, 発熱量 62~334 W の場合の PACS 型 LHP のウィックと流路断面の温度分布である.MCP 型,PACS 型ともに発熱量の増加に伴い, 加熱面近傍の温度は上昇するが, 作動液側への

13 Flow pass ( core) Flow direction 71 W Calculation region Cu case MCP type LHP. Flow direction 189 W Flow pass Calculation region PACS type LHP. Fig. 18 Calculation region of each wick. W W Flow pass Cu pin Flow direction Inlet (c) 318 W Fig. 2 Temperature distribution around the wick of MCP type LHP (37 cc). 62 W H W H L Evaporation area (Outlet) 27 W Fig. 19 Simulation model of heat leakage around the wick. 伝熱は少なくなり, ヒートリークにより作動液は加熱されにくくなることがわかった. 特に MCP 型のウィックは高発熱時 (318 W) においては, 作動液への伝熱がほとんど見られない. これは PACS 型に比べて MCP 型のウィックへの作動液の流入面積が小さく, 同一の発熱量においてもウィックに流入する作動液の流速が早いためと考えられる. 各ウィックの接液面に流入する作動液の平均流速を図 22 に示す. 同一発熱量における流入速度を比較した場合,MCP 型のウィックは PACS 型の 4 倍程度大きい. ウィックへの流入速度およびウィック中を Table 2 Comparison of wick shape [mm]. MCP PACS Wa width (W W ) Wa height (H W ) 1 1 ib width (W ).5.5 ib length (L ) ib height (H ) W (c) 334 W Fig. 21 Temperature distribution around the wick of PACS type LHP (49 cc).

14 進む流速が早い場合, ウィックのマトリックス (PTFE 樹脂 ) 中を液側に向かって伝導する熱流を作動液の流れが押し戻す. このため, 見かけ上のウィックの熱伝導が小さくなり, ウィックを介するヒートリークを断熱する効果が得られると考えられる. 図 23 に MCP 型 LHP( 液量 37 cc) と PACS 型 LHP ( 液量 49 cc) のシミュレーション結果におけるウィックと作動液の接触面の平均温度 (T w ), および加熱面温度 (T case,t pin ), 流入液温 (T inlet ) を比較した. いずれの LHP も発熱量の増加に伴い T case,t pin と T w の差は拡大する. これは上述した通り, 発熱量の増加に伴いウィックに流入する液量が増加し, ウィック中を進む作動液の流速が早くなるため, マトリックス中の伝導による熱移動が減少したと考えられる. また T w と T inlet の差は,MCP 型 LHP の場合,5 C 以下であるのに対して,PACS 型は全体的に 1 C 程度と大きい. 発熱量の変化に対しては T w と T inlet の差はほぼ一定の傾向であった. これらの T w と T inlet の温度差からウィックを通過して液に伝熱するヒートリーク量 Q leak を次式により求めた. Q leak w inlet M Cp T T (15) ここで,M は作動液の質量流量,Cp は作動液 ( エタノール ) の比熱である. 作動液の封入量が 27~48 cc の MCP 型 LHP と封入量が 4~55 cc の PACS 型 LHP について, 発熱量 Q app に対する Q leak の比を計算し,Q app に対するウィックを通過するヒートリークの比 Q leak /Q app を求めた. 結果を図 24 に示す. いずれの LHP においても Q leak /Q app は数 % 程度でありヒートリーク熱量は最大でも数 W 程度と小さいが, 各発熱量における作動液の質量流量から液溜めタンク内の作動液はほぼ停止した状態であるため, 顕熱による作動液の温度上昇は大きいと考えられる. MCP 型 LHP の場合,Q leak /Q app は 1% 程度であるが, PACS 型 LHP は 3% 程度と大きいことがわかった. また 1 W 以上の発熱量において,PACS 型 LHP の Q leak /Q app がほぼ一定であるが,MCP 型 LHP の Q leak /Q app は 2 W 付近が最も大きく, 発熱量の増加に伴い減少する傾向が見られた. この Q leak /Q app の変化は蒸発熱伝達係数 h に影響を及ぼしたと考えられる. すなわち,MCP 型 LHP の蒸発熱伝達係数 ( 図 17 ) が 2W 付近で低下した原因は,Q leak /Q app が 2 W 付近で増大したことによると考えている. また, 図 17 の PACS 型 LHP の蒸発熱伝達係数が MCP 型 LHP に比べて全体的に低い原因は MCP 型 LHP に比べて PACS 型 LHP の Q leak /Q app が大きいためと考えられる.MCP 型 LHP の Q leak /Q app が 2 W 以上の発熱量において減少傾向となるのは, 発熱量の増加によりウィック中の作動液の流速が大きくなり, ウィック中の固体を伝導する熱流を押し戻したためであると推測される. これにより MCP 型 LHP のウィッ Velocity [mm/min] MCP type PACS type Fig. 22 Velocity of working liquid at the wick surface versus applied power T case T pin Fig. 23 Comparison of temperature around the wick: MCP type LHP, PACS type LHP. クの加熱面から作動液へのヒートリークを断熱する効果が高まるため, 蒸発熱伝達の効率が改善したと考えている. 図 22 の発熱量に対するウィックに流入する作動液の流速は MCP 型 LHP の場合,2 W 付近で約 4 mm/min である. 一方,PACS 型 LHP は最も発熱量 T w T inlet T inlet 2 T w

15 Qleak/Qapp cc 37 cc 47 cc 縮熱抵抗の増大の原因になる. このことから, 蒸発器内のヒートリークは蒸発熱伝達係数の低下のみに留まらず,LHP 全体の冷却性能に悪影響を及ぼすと考えられる. 蒸発器の設計においては, 十分な蒸発面積を確保するとともに作動液に熱が伝わりにくい蒸発器構造とすることが重要と考えられる. 5 結言 Qleak/Qapp cc 49 cc.1 56 cc Fig. 24 atio of heat leak through wicks in applied power: MCP type LHP, PACS type LHP. が大きい場合でもウィックに流入する作動流体の流速は 2 mm/min 以下と小さい. これらのことから, 本報告において使用した PTFE 樹脂多孔質体のウィックの場合, 蒸発器の設計においてウィックに流入する作動液の流速を 4 mm/min 以上とすることが望ましいと考えている. ただし, ウィック内部を通過する作動液の流速を高めた場合, 式 (3) からウィックを作動液が通過する際の圧力損失 P w が増大する. ウィックを通過するヒートリークを低減するため, 作動液の流速を高めることは効果的であると考えるが, ウィックの圧力損失 P w の増加は式 (1) を満たす範囲である必要がある. 本考察におけるヒートリーク熱量はウィックを通過する熱量のみであり, 液溜めタンク内の作動液への全ヒートリーク熱量の計算には, 更に蒸発器の金属ケースを伝導するヒートリーク熱量を加味する必要がある.MCP 型,PACS 型とも作動液と接触するケース内面に断熱構造を設置したが, 今後はこの構造の断熱効果も含めて全ヒートリーク熱量を把握し, 蒸発熱伝達係数への影響を定量化する. また 4.2. 節で既に述べた通り, ヒートリークによる液溜めタンクおよび内部の作動液の温度上昇は凝 蒸発器に複数の円筒形状の PTFE 樹脂ウィックを並列に並べた MCP 型 LHP を新たに開発し, 前報 [6] で報告したピン配列熱伝導構造の PACS 型 LHP と冷却性能を比較した. 高性能 1U サーバへの実装を想定し模擬 CPU により 36 W までの加熱実験を行い, 以下の知見を得た. (1) MCP 型 LHP の蒸発面積は PACS 型の 6% 程度と小さいが,PACS 型とほぼ等しい冷却性能が得られた.PACS 型の熱抵抗は.132~.133 C/W (@~34 W) であり, これに対して MCP 型は.132 C/W(@32 W) であった.MCP 型, PACS 型とも W 付近の高発熱域において模擬 CPU との接触面である蒸発器底面は C 以下であり, 実用レベルの冷却性能が得られた. (2) 15 W 以下の低発熱域において PACS 型は熱抵抗が増大するのに対して,MCP 型は高発熱域とほぼ同等の低い熱抵抗であった. この原因は液溜めタンクの相対的な温度によると考えられる. PACS 型の液溜めタンク温度は, 蒸気管と液管の温度の中間付近の温度であるのに対して,MCP 型は液管と同等レベルに低温であった. このため MCP 型は低発熱域からコンデンサ内の液相が液溜めタンクに還流しやすく, コンデンサ管内が蒸気に占められやすい. これにより, 蒸気とコンデンサ管内壁との熱交換が促進され凝縮熱抵抗が低下したと考えられる. (3) MCP 型の蒸発熱伝達係数は 4.5~6 kw/(m 2 C) であり,PACS 型の 2~4 kw/(m 2 C) に比べて高い. この原因は,MCP 型は PACS 型に比べて液と接触するウィックの表面積が小さく,MCP 型のウィックに流入する作動液の流速が PACS 型に比べて 4 倍程度速いことによる. ウィック中を進む作動液の流れが速い場合, ウィックのマトリックス (PTFE 樹脂 ) 中を液側に向かって伝導する熱流を作動液が押し戻すため, ウィックを通過するヒートリークは低減する. (4) ウィック内の温度分布の熱解析を行ったところ, ウィック表面に流入する作動液の流速が 4 mm/min( 発熱量 2 W 時の MCP 型 LHP に相当 ) 以上の場合, 作動液へのヒートリークが小さくなる. 作動流体が LHP 内を循環する際の圧力損失がウィックの毛管力を超えない範囲で, ウィック中の作動液の流速を高めることにより蒸発

16 器内のヒートリークを低減可能と考えられる. MCP 型と PACS 型 LHP の開発を通して,PTFE 樹脂ウィックを用いた柔軟な設計により様々な構造の蒸発器が実現できる可能性を示した. 今後, コンピュータのみでなく, 発熱量が増大している電気自動車のパワー半導体や航空機のサーマルマネージメントなど LHP の適用範囲が拡大すると考えられる. これまでに開発した LHP を技術ベースとし基礎的な設計 製造技術を確立すべく検討を進める. 参考文献 [1] M. Ogawa, H. Endo, H. Fukuda, H. Kodama, T. Sugimoto, H. Soneda and M. Kondo, Cooling Control estraining Effects Due to ICT Equipment Utilization of Disturbance Based on Model Predictive Control for Modular Data Center, 214 IEEE Conference on Control Applications (214), [2] Brandon ubenstein, Matthew Faist, Data Center Cold Aisle Set Point Optimization through Total Operating Cost Modeling, ITHEM 214(214), [3] Walter Zimbeck, Greg Slavik, John Cennamo, Sukhvinder Kang, James Yun, Edward Kroliczek, Loop Heat Pipe Technology for Cooling Computer Servers, ITHEM 28 (28). [4] 高松伴直, 久野勝美, 廣畑賢治, 電子機器用小型熱輸送デバイスの開発, 電子情報通信学会論文誌 C Vol. J95-C No. 11 (212), [5] 佐藤郁, 野上若菜, 村山拓也, 勝見佳正, JEST 型ループヒートパイプの熱輸送特性, 第 5 回日本伝熱シンポジウム講演論文集 (213). [6] 内田浩基, 蒸発器にピン配列熱伝導構造を持つ高発熱サーバ向けループヒートパイプの冷却性能,Thermal Science & Engineering Vol.22 No.4 (214), [7] Jentung Ku, Laura Ottenstein, Hosei Nagano, Thermal Vacuum Testing of a Miniature Loop Heat Pipe with Multiple Evaporators and Multiple Condensers, 27 ASME-JSME Thermal Engineering Summer Heat Transfer Conference (27). [8] Masafumi Katsuta, Takashi Arai, Naoto Hosoya, Kiyoshi Tanaka, Design of Capiary Pumped Loop to be Boarded on the Artificial Sateite (USES) and Development of its Analytical Heat Transport Model, 12th IHTC (22)