新型液冷密閉機柜的結構設計與仿真分析

陳 弼,李高杰,朱曾輝,李 謙

(中國船舶集團有限公司第八研究院,南京 211153)

0 引 言

隨著艦載相控陣雷達技術的快速發展,密閉機柜電子器件熱流密度和散熱量快速提高,傳統的風冷方式密閉機柜散熱能力有限,與新裝備日益劇增的散熱需求形成技術瓶頸,難以滿足裝備后續發展的需求。液冷密閉機柜散熱技術將逐步成為艦載密閉機柜下一階段技術發展的重點方向。隨著新型艦船集中供冷技術的全面應用,機柜采用液冷式的高效散熱方案已具備條件[1]。

液冷機柜在運輸及工作中會隨平臺受到過載、沖擊等振動環境的影響,其結構設計既要滿足組件安裝精度需求,又要保證在承受相關振動沖擊時的結構剛強度[2]。本文創新性地采用圖乘法,根據沖擊載荷及自身重量引起的力矩及最大容許變形量Δ反推機柜慣性矩,快速確定機柜的截面參數,然后基于有限元技術,利用ANSYS軟件對該機柜進行仿真驗證,分析了結構在承受過載、沖擊、隨機振動等載荷時的剛強度性能,將圖乘法計算的變形量與仿真結果進行比較,進而驗證了圖乘法設計的有效性。

1 液冷密閉機柜結構設計

1.1 機柜結構原理及布局設計

液冷密閉機柜安裝液冷機箱,液冷機箱呈單列可擴展布局,液冷密閉機柜最多可容納3個液冷機箱[3],如圖1～4所示,主要結構包括以下組成部分:柜體1底部設有進液管2、回液管3,柜體1內部右側設有流量分配模塊4,液冷機箱5通過支架固定在柜體內部,液冷機箱底、頂部設有快插水插頭6,通過管路與與流量分配模塊4相連。

圖1 液冷機柜正面視圖

圖2 液冷機柜內部視圖

圖3 內部結構(去除柜體)視圖

圖4 液冷機箱示意圖

該液冷機柜的工作原理具體如下:

(1)冷卻液從柜體1底部的進液管2進入流量分配模塊4;

(2)流量分配模塊4對冷卻液流量進行分配,通過管路輸送至液冷機箱5進液口;

(3)液冷機箱5頂、底部的快插水插頭6將冷卻液輸送進液冷機箱進液口;

(4)液冷機箱5內部經過固-液熱交換,帶走內部熱量;

(5)冷卻液從液冷機箱5頂、底部回液口通過快插水插頭6回到流量分配模塊4,最終從回液管3排出。

1.2 機柜圖乘法設計

根據材料力學中莫爾定理,對以抗彎為主的結構計算任意一點位移,可表示為

(1)

式(1)中的積分稱為莫爾積分。對于等截面結構,莫爾積分中的EI為常量,可以提出積分符號。但是對于變截面結構,可以將整個機柜離散為若干分段,使得I值相等的部分歸為一段,這樣每個分段中的EI便為常量,也可提出積分符號[4],于是式(1)可化為

(2)

根據材料力學知識,式(2)可表示為

(3)

利用式(3)結果,在變截面結構中式(2)化為

(4)

式(4)即為圖乘法求變截面變形的計算公式[5]。

機柜材料為鑄鋁ZL101A-S-T5,參數如下:密度2700 kg/m3,彈性模量70 GPa,泊松比0.33,機殼質量預估為152 kg,上裝設備預估為184 kg。

(7)

將式(5)～(7)代入式(2),得到機殼慣性矩要求I≥61 187 814 mm4。利用NX軟件計算現有機殼截面慣性矩,得到I=61 223 561mm4(如圖5),大于圖乘法求解要求,因此理論上總變形量Δ滿足液冷機箱內模塊盲插要求。

圖5 機殼截面慣性矩

2 液冷密閉機柜有限元分析驗證

盡管機柜在使用之前均要進行環境試驗,但由于試驗條件所限,許多問題難以及時發現,即使發現也經常由于研制周期而難以修改,因為多次反復會嚴重耽誤研制進度。在復雜的振動環境中,為了保證結構的完好性及其內部電子設備的正常工作性能與研制進度,有必要從設計階段起就開展全面深入的結構靜力學過載及動力仿真分析,為提高機柜的抗振動沖擊性能提供有效的依據和方法。

該模型坐標系定義如下:垂直于機柜安裝面為Z向,機柜開口方向為Y向,按照右手螺旋定則確定X向。模型包含645 581個單元、1 200 156個節點。

靜力學過載分析可以保證結構在承受穩態載荷時不出現損傷或破壞,但來自運輸、工作時的沖擊、隨機振動等動力學載荷對結構力學的性能影響更大。本文基于模態動力學方法開展機柜結構的動力學響應分析。

2.1 模態分析

可提取出模型的固有頻率和模態振型。對機柜施加約束,進行前6階模態的分析計算,其固有頻率如表1所示,前4階模態的固有頻率在50 Hz內。為了解各模態振型規律,查看其各階頻率下對應的振型云圖[6],如圖6、圖7所示,可以看出:在50 Hz頻率以下機柜頂部及側面變形較大,在50 Hz頻率以上機柜側面與插箱變形較大。

表1 機柜固有頻率表(單位:Hz)

圖6 1～3階模態

圖7 4～6階模態

2.2 隨機振動分析

機柜在車載運輸過程中受到隨機振動激勵,須進行隨機載荷分析。針對改進模型,進一步開展隨機振動分析?？紤]到機柜的Z向剛強度較好,此處僅計算X和Y方向。仿真振動條件見GJB150.16A-2009,后者規定的公路運輸環境如圖8、圖9所示。根據如圖10、圖11所示的功率譜密度加載。

圖8 公路運輸環境(橫側軸)

圖11 功率譜密度加載(縱向軸)

機柜在隨機振動載荷下的應力和位移分布如圖12、13所示?？梢钥闯?機柜在承受橫向軸隨機振動時,最大3σ等效應力為63.74 MPa,最大3σ等效應變為0.31 mm;在承受縱向軸隨機振動時最大3σ等效應力為75.3 MPa,最大3σ等效應變為2.34 mm,最大應力出現在背部減震器安裝孔處,可局部加厚安裝凸臺以提高強度[3]。按照ZL101A-S-T5鑄鋁材料的屈服強度180 MPa、安全系數1.5校核,該機柜在公路運輸的隨機振動功率譜激勵下滿足設計要求。

圖12 X向隨機振動應力和應變云圖

圖13 Y向隨機振動應力和應變云圖

2.3 沖擊載荷分析

該液冷機柜安裝在艦船上,工作過程中受到海洋環境沖擊載荷的影響。本文采用瞬態動力學方法分析機柜在承受沖擊載荷時的強度。仿真加載條件如圖14所示,采用半正弦方式,脈沖時間為30 ms,峰值加速度為15 g,沖擊方向:±OX﹑±OY和±OZ。計算結果如圖15～18所示。

圖15 X向沖擊應力

圖16 Y向沖擊應力

圖17 Z向沖擊應力

圖18 最大應變處

可以看出,在X向沖擊下結構最大應力為125.65 MPa,在Y向沖擊下結構最大應力為86.7 MPa,在Z向沖擊下最大應力為51.8 MPa,最大應力均出現在液冷機箱安裝支架處,因此該機柜在Y、Z向具有很好的強度,但X向較差,按照ZL101A鑄鋁材料的屈服強度180 MPa、安全系數1.5校核,該機柜在工作環境沖擊載荷激勵下滿足設計要求,但薄弱環節須加強。由于安裝支架壁厚較薄,在沖擊載荷下沖擊響應較大,使得與之連接的螺栓孔受到較大應力,因此要對此處結構進行局部加強改進,最大應變出現在X向,應變值為3.61 mm,略小于圖乘法計算總變形量Δ=4 mm,圖乘法計算值較為準確。

3 結束語

本文設計了一種新型液冷密閉機柜,機柜內部空間布局合理,采用快插式水冷管路連接,對設備安裝的定位精度要求低。創新性地采用圖乘法,根據沖擊載荷及自身重量引起的力矩,結合最大容許變形量Δ反推機柜慣性矩,從而快速確定機柜的截面參數,然后對該型液冷機柜在沖擊、隨機振動等載荷作用下進行動力學響應分析,通過比較仿真結果與圖乘法的計算值驗證了圖乘法設計的有效性。結果表明:圖乘法計算值與仿真結果相符,滿足剛強度設計要求,是一種有效的位移控制方法。

圖乘法結合有限元分析的設計方法可為相似產品的設計、驗證提供重要參考,可大幅提高設計效率,為機柜設計定型和結構優化提供可靠依據,對于縮短產品研制周期、降低成本、減少返工等具有重要意義。