T. Magn. Soc. Jpn. (Special Issues)., 3, 48-53 (2019)<Paper>

磁気駆動マイクロポンプを内蔵したノートＰＣ用液冷システムの試作と評価
Fabrication and Testing of Liquid Cooling System for Laptop PC
Incorporated with Magnetically Driven Micro-pumps
占部諒・山田大生・本田崇†九州工業大学大学院工学研究科，福岡県北九州市戸畑区仙水町 1-1 (〒804-8550)

R. Urabe, H. Yamada, and T. Honda†

Kyushu Institute of Technology, Faculty of Engineering, 1-1 Sensuicho,Tobata-ku, Kitakyushu-shi, Fukuoka 804-8550, Japan

A novel built-in CPU liquid cooling system that dispenses with a cooling fan is proposed for a high-end
laptop PCs. This system consists of a liquid cooling jacket adhered to a CPU, a heat radiation flat plate on the backcover of a monitor, and magnetically driven micro-pumps. First, the size of the plate and the flow rate of coolant were
determined on the basis of a thermal resistance method. Next, a micro-pump that uses a flapping elastic plate wasdesigned and fabricated to be less than 8 mm in height, which included a drive coil. Last, to increase the load flow rate
to the target value, multiple pumps were serially connected. As a result of a heating test, the liquid cooling systemequipped with the two micro-pumps in series, successfully dissipated heat up to 50 W.
Key words: Liquid cooling system, magnetic field, micro-pump, permanent magnet, series operation
1. はじめにノート PC の CPU の冷却には，通常，内蔵する冷却ファンを利

2. 液冷システムの熱設計と試作
2.1 基本構成と目標値用した強制空冷が用いられているが，長期間の使用で溜まった埃

Fig. 1 に液冷システムの構成の概略を示す．本システムは，CPUが冷却性能を低下させたり，基板上で短絡を起こしたりする問題を模ったカートリッジヒーター内蔵のヒータープレート（60 mmがあった．また，ハイエンド仕様の CPU では熱設計電力(Thermal角，高木製作所 HU-200C），その上に密着した銅製の薄型液冷ジDesign Power, TDP)が 50 W 程度のものがあり，冷却ファンの騒ャケット（60 mm × 80 mm × 3 mm，高木製作所 PB-100T），流音・振動への対策や，大型化した冷却機器（冷却ファン，ヒート路を配した放熱板（アルミニウム平板，厚さ 1.5 mm），冷却液をパイプ，放熱フィン等）の実装が困難になる問題があった．

送り出す循環ポンプ，それらを連結するフレキシブルチューブ（内これら強制空冷の問題を解決するために，より冷却性能が高い

径 5 mm）で構成されている．放熱板は筐体の一部としてモニタ液冷システムの開発が進められ，液冷システムを内蔵したノート

ー背面につづら折り状に配置されることを想定し，PC 使用中は放PC が市販化された 1,2)．このシステムは CPU から発生する熱を，熱板が立った状態となる．放熱板の大きさは次節にて決定する．

液冷ジャケットを通して冷却液に伝え，モニターの背面から外気流路は放熱板の内側に構成されるが，モニター側には保護用としに放出するもので，冷却ファンを使わないことから低騒音化も実て放熱板と同じ形状の断熱板（EVA フォーム，厚さ 3 mm）を配現している．
しかし，対応する CPU の TDP は 30 W までであり，置する．冷却液には不凍液（濃度 60 %に水で希釈したナイブライ

50 W 程度のハイエンドクラスには対応していない．また，冷却液

ン®，凍結温度—20 ℃）を使用するとした．また，冷却ファンはの送液に一般的な遠心ポンプを用いているが，TDP の増加に伴うPC の内部及び外部に一切設置しないとした．

ポンプの大型化も懸念される．
そこで本研究では，CPU の TDP が 50 W 程度のハイエンドノート PC を想定し，冷却ファンを不要とする液冷システムの設計と評価，ならびに筐体内の空きスペースにコンパクトに収まる小型の磁気駆動型循環ポンプの開発を目的とした．本論文では，はじめに熱抵抗を考慮した液冷システムの熱設計を行い，モニター背面に設置する放熱板の試作と評価を行った．この結果を基に循
環ポンプに対する要求条件を求め，続いて，著者らが以前より検討してきた弾性板の羽ばたき運動を利用した磁気駆動マイクロポ
ンプ 3,4)の適用を試みた．本ポンプは，吐出圧力が低いものの流量が大きいという特徴を有し，さらに細い筒状や薄型形状で構成できるため省スペース化が期待される．本論文では，ポンプの欠点である吐出圧力の低さをポンプの直列接続によって改善し，これを組み込んだ液冷システムにおいて良好な冷却性能を得ることに成功したので報告する．
Fig. 1 Configuration of liquid cooling system.

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Transaction of the Magnetics Society of Japan (Special Issues) Vol.3, No.1, 2019

本研究では，TDP が 50 W の CPU の冷却を想定していること

プレート表面と冷却液間の熱抵抗（液冷ジャケットの熱抵抗）から，実験ではヒーターの消費電力を 50 W に設定し，CPU のケ

Rjacket，放熱板に関わる熱抵抗 Rradiator である．本研究では断熱板ース表面温度 Tcase に対応するヒータープレートの表面中央部の温側への伝熱も無視できないと考え，解析には断熱板に関わる熱抵度を評価した．目標収束温度は，一般的な CPU に許容される最大抗 Rinsulator も並列に加えた．なお，Rradiator と Rinsulator は，放熱板と動作温度 Tcase-max が 70 ℃程度であることを考慮し，20 %のマージ断熱板のそれぞれの対流熱抵抗，伝導熱抵抗，放射熱抵抗を含んンを見込んで 55 ℃以下とした．また，送液ポンプに関しては，採だ合成抵抗である．各部の温度は，ヒーター温度 Tjunction，ヒータ用するポンプが薄型化できる点を活かし，高さを 8 mm 以下，消ープレート表面温度 Tcase，冷却液温度 Tliquid，周囲温度 Tambient と費電力を一般的な内蔵空冷ファン（1〜3 W）よりも低い 1 W 未満する．とする目標値を設定した．ポンプ流量の目標値については次節のTcase を目標値の 55 ℃，Tambient を室温 23 ℃とすれば，Rjacket,Rradiator, Rinsulator の合成抵抗（液冷システムの熱抵抗）は，放熱板の設計を受けてから決定することとする．

Rjacket + 1 / ((1 / Rradiator) + (1 / Rinsulator)) = (Tcase — Tambient) / Q

2.2 熱設計と放熱板の構成= (55 — 23) / 50 = 0.64 [℃/W]

放熱板の熱設計には熱抵抗法を用いた．熱抵抗は熱の伝わりに(1)くさを表す値で，温度差を電圧降下，熱流量を電流に対応させると表され，この値以下になるように液冷システムを設計しなけれと，伝熱経路を電気的等価回路で表現できる．

ばならない．ここで，(1)式の熱抵抗のうち，液冷ジャケットの熱Fig. 2(a)に，液冷システムの熱等価回路を示す．通常，CPU の熱はまずケース表面から基板への熱伝導，内部空気への対流熱伝抵抗 Rjacket の値は冷却液の流量で変化するため実験的に求める必要がある．

達，筐体への放射熱伝達等に分かれて伝わり，その後も様々な経液冷ジャケット単体の熱抵抗は，ヒータープレートと液冷ジャ路を経ながら外気に放出される．そのため，熱等価回路は複雑なケットを密着し，冷却液を市販のギアポンプで循環させたときの直並列回路で表現される．しかし，本実験では液冷ジャケットのTcase と冷却液の温度から算出した．測定の結果，冷却液の流量を熱抵抗が他の熱抵抗に対し十分小さいと予想されるため，ヒータ増加させていくと 60 ml/min 程度までは熱抵抗が大きく減少する

ーの熱がすべて液冷ジャケットによって冷却液に伝わるとして熱が，それ以上の流量では熱抵抗の減少幅は頭打ちになることがわ

等価回路を表現した 5)．同回路図において，電流源 Q はヒーターかった．そこで本研究では，流量 70 ml/min における実測値 Rjacketで発生する熱流量であり，本実験では 50 W である．各熱抵抗は，= 0.18 ℃/W を液冷ジャケットの熱抵抗として採用し，Rradiator とヒーターとヒータープレート表面間の熱抵抗 Rjunction-case，ヒーター

Rinsulaltor の合成抵抗を0.46 ℃/W以下となるように放熱板の設計を行うこととした．

Rradiator と Rinsulator の合成抵抗の算出には，Fig. 2(b)に示すように平板で隔てられた流体間の熱通過の考え方を採用した 6)．すなわち，冷却液と平板（放熱板，断熱板）が接しており，冷却液の熱が平板を通過して外気に伝わっていく．このとき，流体（冷却液，空気）と平板の間では対流伝熱と放射熱伝達で伝熱し，平板の中は熱伝導によって伝熱する．Table 1 に，計算で用いた物性値を示す．
実験に使用したアルミニウム板の外気側はブラックアルマイトによる黒色加工を施しており，放射率を 0.95 と見積もった．対流熱伝達率は，水冷と自然対流の場合の一般的な数値を用いた．また，断熱材の熱伝導率は 0.03 W/mK とした．
Fig. 3 に，50 W の熱流量を熱通過させるのに要する平板の面積と放熱板と断熱板の合成熱抵抗の関係を示す．合成熱抵抗は面積に反比例し，目標値の 0.46 ℃/W 以下となる平板の面積は約 0.12
Fig. 2 Thermal resistance circuit for estimating
thermal parameters.

m2 以上となった．この結果より，本実験では放熱板の寸法を，縦300 mm，横 400 mm と決定した．この大きさはモニターサイズ

Table 1 Thermal properties of radiator and insulator.

Material
Radiator
Insulator

Aluminum
EVA foam

Thickness[mm]

Thermalconductivity[W/(m K)]

1.5
3.0

2360.03

Convective heattransfer coefficient[W/(m2 K)]
OutsideInside71000
71000

Emissivity
Outside0.950.7

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Inside0.70.749

Fig. 3 Relationship between calculated thermalresistance and surface area of radiator.

Fig. 6 Relationship between convergence temperatureand flow rate.

平板を隔てた熱通過では，冷却液が直接放熱板に触れることが前提であり，配管を丸パイプで構成できない．そこで，厚さ 2 mmの放熱シリコーンゴムの板（300 mm × 400 mm）から図のようなつづら折りの流路をくり抜いて，それを前述の放熱板と断熱板で挟み込むことで流路を構成した．流路の断面形状は幅 10 mm，高さ 2 mm の矩形で，流路長は 1.9 m である．なお，放熱板の上部にはリザーバーを設けている．
Fig. 5 に，作製した流路の室温 23 ℃における流量と圧力の関係（抵抗曲線）の実測値を示す．同図には液冷システムで使用する濃度 60 %の不凍液に加え，濃度 20 %の不凍液の結果も示した．
これは，冷却液に用いた不凍液の粘度の温度依存性が大きいためである．50 W 放熱時の冷却液の温度は熱等価回路から 46-47 ℃とFig. 4 Photograph of whole flow passage of radiator.

見積もられる．その温度では濃度 60 %の不凍液の粘度は室温の約1/2まで低下し，室温の濃度20 %の不凍液の粘度と同程度になる．
そこで次章では，室温における濃度 20 %の不凍液の抵抗曲線を 50W 放熱時の特性と見なし，ポンプの動作点を考察することとした．
続いて，市販のギアポンプを用いて液冷システムに冷却液（濃度 60 %の不凍液）を送液したときの冷却性能の評価を行った．冷
却実験は，PC 筐体を模ったアルミニウム製容器の内部に，プリント基板上に載せたヒータープレートと液冷ジャケットを設置し，容器上部をキーボードで蓋をした状態で行った．また，実際の PCの使用を想定し，放熱板を水平から 60 °立てた．
Fig. 6 は，ヒーターの消費電力を 50 W とした場合のヒータープ
レート表面温度 Tcase の収束温度（1 時間後の温度）とポンプ流量の関係である．室温は 23-25 ℃である．流量がおよそ 70 ml/min
以上において目標収束温度の 55 ℃以下になり，作製した液冷システムが設計した通りの冷却性能を有することが確認された．以上

Fig. 5 System resistance curve.
が 17 インチクラスの比較的大型のノート PC の筐体に相当する．
2.3 放熱板の作製と評価

Fig. 4 に，試作した放熱板の流路の写真を示す．前節で計算した50の結果より，循環ポンプの目標流量を液冷システムに組み込んだ状態で 70 ml/min 以上と設定した．
3. マイクロポンプの試作と連結特性3.1 素子構成と動作原理

前章の結果を受け，本章では冷却液を循環するための磁気駆動

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磁石（φ4 mm × 1 mm）の間に，円柱状 NdFeB 微小磁石（φ1 mm× 0.5 mm）を 2 個重ねたものを 2 ヶ所に配置し，その一方の微小磁石間に弾性板としてポリイミドフィルムを挟み構成する．フィルム厚さは既報 7) により規格の中から最適な 50 µm 厚を選定した．
フィルム形状は長方形で，幅 4 mm，長さ（磁石端からの距離）を 4, 6, 8 mm とした．この羽ばたき機構を，組み合わせ磁石中央部の隙間に差し込んだ回転軸（ポリイミドチューブ，外径 φ0.8 mm）を介し，塩化ビニル製のケーシング内に取り付けた．ケーシングの内部構造は，高さを5 mm とし，幅については磁石周囲を5 mm，フィルムが振動する箇所を 2.5 mm とし，その段差部には図のようにテーパーを設けた．また，両端はフレキシブルチューブと接続するため，外径 6 mm，内径 3 mm の筒状にした．
(a) Structure

Fig. 8 に羽ばたき機構の動作原理を示す．ポンプ長手方向に磁界H を印加すると，組み合わせ磁石の磁気モーメント M には，次式で表される磁気トルク T が作用し，羽ばたき機構は回転軸を中心に回転する．

T=M×H

(2)

交流磁界を印加すれば磁気トルクは周期的に方向が切り替わり，羽ばたき機構は往復回転運動する．その結果，弾性板が羽ばたくことで流れが誘起されポンプとして機能する．
ポンプの基礎特性の評価は室温 23-25 ℃で行い，作動流体には液冷システム駆動時の温度上昇を考慮し，濃度 20 %の不凍液を使用した．評価項目は，流量と揚程とした．基礎特性評価時の駆動(b) PhotographFig. 7 Micro-pump using flapping elastic plate.には，直径 45 mm，長さ 350 mm の試験用ソレノイドコイルを用いた．液冷システム用駆動コイルについては次章で別途作製する．
3.2 ポンプ単体の基礎特性はじめに，ポリイミドフィルムの長さを決定した．Fig. 9 に 4kA/m 印加時における無負荷流量の周波数特性を示す．いずれも70 Hz 以上で 100 ml/min を超え，流量が多いという本ポンプの特徴が現れている．流量が最大となる周波数は，フィルムの曲げ振動の共振周波数に対応しているため，フィルム長が短いほど高くなった．そのときの最大値は，6 mm 時の流量が約 200 ml/min と他の長さに比べ大幅に多く，この結果から本実験ではフィルム長を 6 mm と決定した．
続いて，最大流量が得られる 100 Hz において，磁界強度を変化させて流量と揚程の関係である性能曲線を測定した．なお，本実験ではフィルムの耐久性と後述する駆動コイルの要求条件（層厚と消費電力）を考慮し，印加する最大磁界強度を 4 kA/m と設定した．Fig. 10 にポンプの性能曲線を示す．同図には 2 章で調べた放Fig. 8 Actuation principle of micro-pump.

熱板の流路の抵抗曲線（濃度 20 %の不凍液）も示しており，性能曲線との交点がポンプの動作点となる．流量，揚程ともに磁界強度が大きいほど増加するが，動作点を見ると最大磁界強度の 4マイクロポンプの開発を行う．本実験で採用するポンプは，永久kA/m 印加時でも目標値 70 ml/min 以上を満足させることは困難

磁石と弾性板から構成される羽ばたき機構を備え，交流磁界の印と予想される．本ポンプは無負荷では流量が多いが，吐出圧力が加による磁石の回転振動で生じた弾性板の羽ばたき運動を利用す低いため負荷があると流量が急激に低下してしまう．

る．駆動コイルはケーシング外周に配置する構成のため，ポンプ3.3 直列接続による特性向上

高さの目標値である 8 mm 以下をコイル高さと考え，今回は高さ6 mm のケーシング内にポンプを構成した．
Fig. 7(a)と(b)にマイクロポンプの構成と外観写真をそれぞれ示す．羽ばたき機構は，厚さ方向に着磁された 2 個の円盤状 NdFeB

前節の問題を解決するために，ポンプの直列接続による吐出圧力の増加を試みた．連結するポンプの個数は最大 3 個とした．磁石同士の干渉を少なくするため，隣り合うポンプとの磁石間距離を 20 mm とし，磁石の磁化方向はすべてが揃うように接続して評Transaction of the Magnetics Society of Japan (Special Issues) Vol.3, No.1, 201951

Fig. 9 Frequency dependence of no-load flow rate forthree pumps with different film lengths.

Fig. 11 Pump performance curves for single andserially connected pumps.

Fig. 12 Photograph of two micro-pumps in series anddrive coil.
できる見通しを得た．そこで，2 章で作製した液冷システムに組み込むために，ポンプケーシング外周に密着する駆動用ソレノイドコイルを作製した．ケーシングの外形が幅，高さとも 6 mm で，Fig. 10 Pump performance curves for single pumpwhile different magnetic fields were applied.

コイル高さの目標値 8 mm からコイル形状は 1 辺が 8 mm の正方形断面とし，2 つの磁石の中心位置がコイル両端から内側に 15mm となるようコイル長を 50 mm とした．この形状において，電価を行った．

流密度 6 A/mm2 以下で最大駆動磁界の 4 kA/m を発生する条件のFig. 11 に，ポンプを連結した場合の 4 kA/m 印加時における性

もと，φ0.32 mm のホルマル線を 2 層巻き（総巻数 274 巻）した能曲線を示す．連結することで，流量と揚程とも増加することがソレノイドコイルを作製した．Fig. 12 に 2 連結のポンプと駆動用わかる．とくに揚程は個数に比例して増加し，直列接続が本ポン

コイルの写真を示す．

プの欠点である吐出圧力の低さを補う手法として有用であること

4.2 冷却性能の評価が示された．流路の抵抗曲線とポンプの性能曲線の交点である動作点に着目すると，2 連結以上において目標流量の 70 ml/min 以上を満足できると期待される．ただし，2 連結の 4 kA/m 印加時の流量は目標値に対し余裕がある．そこで，2 連結時の駆動磁界を低減し動作点を目標値に合わせることにした．同図には 2 連結の 3.2Fig. 13 に，2 連結のポンプを組み込んだ液冷システム全体の写真（左：カバーを外した状態、右：測定時のカバーがある状態）を示す．各部の重量は，放熱板の乾燥重量が 1.3 kg，冷却液が 74 g，液冷ジャケットが 200 g，コイルを含めた 2 連結のマイクロポンプが 8.2 g であり，写真の右側のカバーを含めた総重量は約 2.1kg でkA/m 印加時の結果も示しており，動作点の流量は目標値とほぼ一ある．評価実験では，2.3 節で説明した実験と同じく実際の PC 筐致している．

体内の環境に近い状態とし，ヒータープレートの消費電力を 50 W
4. 液冷システムの評価

4.1 駆動コイルの作製

前章においてポンプを直列に 2 連結することで目標流量を満足52としたときのヒータープレート表面温度 Tcase の時間変化を測定した．ポンプの駆動磁界は 3.2 kA/m と 4 kA/m とし，室内温度は23-25 ℃とした．
Fig. 14 に， Tcase の時間変化を示す．同図には比較のために，ポTransaction of the Magnetics Society of Japan (Special Issues) Vol.3, No.1, 2019

するのに要する電力はそれぞれ 0.48 W と 0.71 W であり，消費電力の目標値である 1 W 未満も達成することができた．
5. まとめハイエンドのノート PC に適用可能な液冷システムを実現する
ために，TDP が 50 W の CPU の発熱をモニター背面から放熱する液冷システムを設計・作製し，その循環ポンプとして弾性板の羽ばたき運動を利用した厚さ 8 mm の磁気駆動マイクロポンプを作製した．以下に得られた結果をまとめる．
（1）液冷システムの熱抵抗を解析し，放熱板の大きさを設定するとともに，冷却液が放熱板に直接接触する流路構成を考案した．
Fig. 13 Photograph of liquid cooling system
incorporated with magnetically driven micro-pumps.

（2）弾性板の羽ばたき運動を利用した磁気駆動マイクロポンプの基礎特性を評価し，直列に 2 連結することで液冷システムに必要な目標流量を満足することができた．
（3）2 連結したマイクロポンプと駆動コイルを組み込んだ液冷システムを評価し，消費電力 50 W 時のヒータープレート表面温度を 55 ℃以下にすることができた．
今後は，冷却性能を維持したまま，放熱板の厚さや流路構造を見直し，モニター部の薄型化・軽量化を図る予定である．また，今回はポンプの細長い形状を考慮して簡便なソレノイドコイルによる駆動を採用したが，さらなる消費電力の低減を目指し鉄心を使った駆動法等も検討する必要がある．
References

Fig. 14 Variation in temperature Tcase with time.
ンプが無い場合とポンプ単体（駆動磁界 4 kAm）の場合の結果も示している．ポンプが無い場合は 2 分以内で目標値の 55 ℃を超えてしまうが，ポンプを駆動することで温度上昇が大幅に抑えられることがわかる．ただし，Fig.11 で予想された通り，ポンプ単体による収束温度は 56.4 ℃となり目標値を超過した．一方，2 連結のポンプでは，3.2 kA/m と 4 kA/m の駆動磁界ともに 55 ℃以下に収束させることに成功した．3.2 kA/m と 4 kA/m でポンプを駆動

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2018年9月3日受理， 2018年10月26日採録

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