開放式強迫風冷機柜強度及散熱性能驗證

倪 明，侯世紅

(中國電子科技集團公司第二十研究所，陜西 西安 710068)

0 引 言

隨著我國海軍力量邁向深藍，遠程戰略運輸、投送能力跨越式發展，對現有各類車載設備抗振動、抗沖擊性能提出了更為嚴苛的要求。機柜作為通用類集成平臺，廣泛用于各類艦載、車載、機載軍用系統中，使用環境相對惡劣，諸如車載、艦載裝備，其使用環境存在振動、沖擊等嚴酷工況；與此同時，隨著電子工業的飛速發展，各類電氣設備、電路及元器件均呈現高集成、大功率的發展趨勢，機柜產品作為各類電子模塊集成平臺，其散熱性能不僅對內部功能模塊穩定運行存在直接影響，更是進一步提升模塊性能指標的主要限制因素。開放式強迫風冷機柜以環境空氣為散熱流體，利用換熱風機推動完成機柜內換熱循環，較之普通密閉機柜能有效提升散熱能力。 開放式機柜產品在設計、定型過程中，需論證各類振動工況，確定機柜的振動特性符合軍品參數要求,散熱風道設計合理、有效，散熱能力滿足要求。研究機柜產品激勵響應及散熱能力的方法主要分為實驗法和數值仿真，其中仿真計算具有研究成本低、效率高等特點，可作為產品開發的初級設計指導。

1 研究對象

開放式強迫風冷機柜柜體為整體鑄造，本文根據開放式機柜艦載裝備抗沖擊性能要求及實際散熱需求，采用有限元分析軟件Ansys完成模型建立、簡化及靜力學分析，根據機箱內模塊實際極限功率熱耗情況完成機柜極限散熱性能分析。

通過三維軟件建立開放式機柜三維模型，將機柜三維模型導入有限元分析軟件Ansys，利用靜力學分析模塊對結構進行邊界設置，有限元網格劃分，添加載荷，設置約束方式，建立機柜有限元模型，利用軟件內置求解器對模型進行模態及沖擊響應分析計算；將模型導入Icepak熱分析模塊，設置邊界條件及初始條件，對模型進行散熱情況分析，完成機柜穩態溫度云圖，仿真過程如圖1所示。

圖1 仿真流程圖

2 模型分析

根據機柜在實際使用過程中承受載荷情況分析，機柜電子設備固定于各組合內，組合通過兩側導軌將受力傳遞至機柜骨架上，各導軌通過過渡板與機柜骨架連接，因此可以將設備的結構載荷加載到模型骨架和導軌過渡板的接觸面上，根據機柜的實際使用狀態，對機柜底部減震器和背部減震器與固定接觸面采取固連的約束條件。在該計算模型中，由上至下共分為5層,各組合重量分別為38.5 kg、41 kg、45 kg、40 kg、18.9 kg (合計183.4 kg)。

在該模型分析中，各構件主要材料為鋼和鋁，其材料物性參數如表1所示。

表1 模型材料基本物性參數

為了保證計算精度及減小模型運算量，結合機柜模型結構特點和工程實際，在有限元建模時做以下兩點簡化：

(1) 將螺栓連接簡化為固連；

(2) 將各組合視為密度均勻的實體(載荷)。

經過有限元網格劃分，得到機柜的有限元模型，如圖2所示。該模型共有212 938個單元，390 465個節點。幾何模型的總質量為337.1 kg。

圖2 機柜網格模型

3 靜力學仿真

3.1 模態分析

模態分析能初步確定系統的固有頻率狀態，通過與國軍標要求進行計算比對，進一步確定機柜抗振性能合規。

根據模態基礎理論，得到離散化n自由度系統動力平衡方程如下：

(1)

式中：M為質量矩陣；X為位移矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；F(t)為激振力列陣。

在實際工程仿真工作中，常常忽略阻尼結構對研究對象固有頻率及振型的影響，故通過公式(1)可得出無阻尼狀態的自由振動表達式為：

(2)

機柜各節點簡諧振動位移為：

x=X·sin(ωt+φ)

(3)

式中，x為各節點振型向量；ω為對應階固有頻率；φ為相位角。

將式(3)代入式(2)中解得：

(K-ω2·M)·X=0

(4)

上式存在非零解的充分條件為：

|K-ω2·M|=0

(5)

將上式展開可得特征解為：

0<ω1≤ω2≤…≤ωn

(6)

式中:ωn為第n階固有頻率。

為有效確定機柜模型低頻截止頻率及應力響應，一般只分析低階特征值。現通過有限元分析軟件Ansys，得到機柜在給定約束條件下的前4階固有頻率如表2、圖3所示。

表2 各階模態頻率

圖3 機柜1～4階約束模態應力影響形變云圖

根據國家軍用標準GB1060規定，本次研究機柜歸屬乙類設備，分析系統的截止頻率按以下公式確定：

(7)

在本機柜結構系統中，總質量為337.1 kg，計算得到系統的截止頻率fc=71.47 Hz，由仿真分析結果可知，系統的一階固有頻率為107.8 Hz，結構系統的頻率響應滿足設計要求。

3.2 振動仿真

根據GJB150.16 A-2009軍用裝備實驗室環境試驗方法中對軍用裝備的振動要求[1]，選擇組合輪式車輛振動環境為振動輸入環境，功率譜密度如表3、圖4所示。

表3 振動功率譜密度參數

圖4 組合輪式車輛振動環境PSD圖

將功率譜密度參數輸入振動計算模塊，得到機柜振動響應分析結果如圖5所示，在給定的振動環境輸入條件下，得到機柜的最大應力為58.91 MPa，并未超出材料的屈服極限，因此在此振動環境下，機柜的結構強度滿足振動要求。

3.3 沖擊仿真[2]

根據機柜的實際使用狀態，將機柜底部和背部減震器與支撐板固定，按照GJB1060內沖擊設計加速度求解方法及機柜設計參數要求，設置沖擊設計加速度峰值為42 g，編輯垂向剛性連接施加沖擊譜(沖擊持續時間5.5 ms，峰值為42 g)，總觀測時間為8 ms，譜型如圖6所示。

圖5 機柜振動分析平均應力云圖

圖6 加速度輸入譜線

得到機柜的沖擊載荷響應如圖7(a)所示，最大載荷應力為315.75 MPa，通過查看各部件的應力狀態可知，最大應力出現點為背部減震器與機柜的連接點，其應力狀態如圖7(c)所示。

圖7 機柜、背部減震器及不含減震器的機柜本體平均應力云圖

通過對比機柜各部件的應力狀態可知，機柜承受沖擊載荷后的最大應力(315.75 MPa)點位于背部減震器上，機柜主體(含各組合)的最大應力為126.17 MPa。由于減震器強度較高，315.75 MPa未超過其屈服應力；同時機柜本體所承受的應力較低，未超過其材料屈服極限：由力學分析可知，機柜的結構強度滿足設計要求。

4 散熱仿真

4.1 散熱要求

開放式機柜擬實現散熱能力：單機柜散熱≤1 100 W，風機組件功耗≤200 W，其中機柜內安裝的標準密閉機箱允許散熱≤300 W，開放式機箱允許散熱≤400 W，模塊極限溫度≤60 ℃。

4.2 模型簡化

機柜內部由上至下布置1個密閉機箱(7U，15個熱源模塊，總熱耗為300 W)和2個開放式機箱(9U，10個帶散熱片的熱源模塊，總熱耗為400 W)，總散熱量1 100 W；風機組件為機柜風道提供風壓，簡化風機組件和機柜的連接，將其視為一個整體進行建模；將對散熱影響較小的倒角、螺紋孔、密封圈槽、減震器、加強筋等特性進行簡化；各構件材料為Al-Extruded，換熱介質為Air。由于機柜內熱源分布較為分散，選用抽風冷卻形式，機柜上部布置2只軸流風機，出風口靠機柜后側，由下至上進行抽風，輸入功率65 W，轉速2 300 r/min，風量13 m3/min；各組合背部安裝1只軸流風機，風機為抽風形式，機柜內風道布置如圖8所示[3]。系統散熱量計算公式如下：

Q=Δ(T0-Tx)×q×Cp

(8)

式中：Q為系統散熱功率；T0為冷卻流體的初始溫度；Tx為冷卻流體的出口溫度；q為風機風量；Cp為空氣比熱容(常溫值)。

圖8 機柜內部風道走向

4.3 仿真計算

計算強迫對流仿真時，自然對流和輻射的功率占比極小，本次計算忽略自然對流及輻射換熱的影響[4]。

邊界條件：設置環境溫度(風道進口溫度)為40 ℃；熱載荷設置：密閉機箱總熱耗為300 W；開放式機箱總熱耗為2×400 W；機柜內總熱載荷為1 100 W。

4.4 仿真結果

機柜、機箱及模塊溫度場云圖如圖9所示。

由熱仿真[5]結果可知：

(1) 機柜內部風道設計合理，流場內流通順暢，不存在短路及回流現象，出風口最低溫度≥44 ℃，由公式(2)求得，風冷系統散熱功率≥2 242.5 W，滿足機柜散熱要求；

(2) 機柜內越靠近機柜上部的組合入口處溫度越高，自下至上呈梯度分布；

(3) 密閉式機箱整體溫度普遍高于開放式機箱；

(4) 各類機箱及內部模塊溫度均得到有效控制，模塊極限溫度57.73 ℃，處于正常范圍。

圖9 機柜剖面、機箱、模塊溫度分布云圖

5 結束語

基于有限元分析軟件Ansys，建立開放式機柜的有限元模型，進行模態分析、振動、抗沖擊性能分析及熱仿真分析。由分析結果可知，機柜在靜力學、抗振、抗沖擊、散熱性能等方面均滿足GJB1060相關設計規范及預期設計要求。仿真結果可為后期設計和試驗驗證提供指導。