开放式强迫风冷机柜强度及散热性能验证

倪 明，侯世红

(中国电子科技集团公司第二十研究所，陕西 西安 710068)

0 引 言

随着我国海军力量迈向深蓝，远程战略运输、投送能力跨越式发展，对现有各类车载设备抗振动、抗冲击性能提出了更为严苛的要求。机柜作为通用类集成平台，广泛用于各类舰载、车载、机载军用系统中，使用环境相对恶劣，诸如车载、舰载装备，其使用环境存在振动、冲击等严酷工况；与此同时，随着电子工业的飞速发展，各类电气设备、电路及元器件均呈现高集成、大功率的发展趋势，机柜产品作为各类电子模块集成平台，其散热性能不仅对内部功能模块稳定运行存在直接影响，更是进一步提升模块性能指标的主要限制因素。开放式强迫风冷机柜以环境空气为散热流体，利用换热风机推动完成机柜内换热循环，较之普通密闭机柜能有效提升散热能力。 开放式机柜产品在设计、定型过程中，需论证各类振动工况，确定机柜的振动特性符合军品参数要求,散热风道设计合理、有效，散热能力满足要求。研究机柜产品激励响应及散热能力的方法主要分为实验法和数值仿真，其中仿真计算具有研究成本低、效率高等特点，可作为产品开发的初级设计指导。

1 研究对象

开放式强迫风冷机柜柜体为整体铸造，本文根据开放式机柜舰载装备抗冲击性能要求及实际散热需求，采用有限元分析软件Ansys完成模型建立、简化及静力学分析，根据机箱内模块实际极限功率热耗情况完成机柜极限散热性能分析。

通过三维软件建立开放式机柜三维模型，将机柜三维模型导入有限元分析软件Ansys，利用静力学分析模块对结构进行边界设置，有限元网格划分，添加载荷，设置约束方式，建立机柜有限元模型，利用软件内置求解器对模型进行模态及冲击响应分析计算；将模型导入Icepak热分析模块，设置边界条件及初始条件，对模型进行散热情况分析，完成机柜稳态温度云图，仿真过程如图1所示。

图1 仿真流程图

2 模型分析

根据机柜在实际使用过程中承受载荷情况分析，机柜电子设备固定于各组合内，组合通过两侧导轨将受力传递至机柜骨架上，各导轨通过过渡板与机柜骨架连接，因此可以将设备的结构载荷加载到模型骨架和导轨过渡板的接触面上，根据机柜的实际使用状态，对机柜底部减震器和背部减震器与固定接触面采取固连的约束条件。在该计算模型中，由上至下共分为5层,各组合重量分别为38.5 kg、41 kg、45 kg、40 kg、18.9 kg (合计183.4 kg)。

在该模型分析中，各构件主要材料为钢和铝，其材料物性参数如表1所示。

表1 模型材料基本物性参数

为了保证计算精度及减小模型运算量，结合机柜模型结构特点和工程实际，在有限元建模时做以下两点简化：

(1) 将螺栓连接简化为固连；

(2) 将各组合视为密度均匀的实体(载荷)。

经过有限元网格划分，得到机柜的有限元模型，如图2所示。该模型共有212 938个单元，390 465个节点。几何模型的总质量为337.1 kg。

图2 机柜网格模型

3 静力学仿真

3.1 模态分析

模态分析能初步确定系统的固有频率状态，通过与国军标要求进行计算比对，进一步确定机柜抗振性能合规。

根据模态基础理论，得到离散化n自由度系统动力平衡方程如下：

(1)

式中：M为质量矩阵；X为位移矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；F(t)为激振力列阵。

在实际工程仿真工作中，常常忽略阻尼结构对研究对象固有频率及振型的影响，故通过公式(1)可得出无阻尼状态的自由振动表达式为：

(2)

机柜各节点简谐振动位移为：

x=X·sin(ωt+φ)

(3)

式中，x为各节点振型向量；ω为对应阶固有频率；φ为相位角。

将式(3)代入式(2)中解得：

(K-ω2·M)·X=0

(4)

上式存在非零解的充分条件为：

|K-ω2·M|=0

(5)

将上式展开可得特征解为：

0<ω1≤ω2≤…≤ωn

(6)

式中:ωn为第n阶固有频率。

为有效确定机柜模型低频截止频率及应力响应，一般只分析低阶特征值。现通过有限元分析软件Ansys，得到机柜在给定约束条件下的前4阶固有频率如表2、图3所示。

表2 各阶模态频率

图3 机柜1～4阶约束模态应力影响形变云图

根据国家军用标准GB1060规定，本次研究机柜归属乙类设备，分析系统的截止频率按以下公式确定：

(7)

在本机柜结构系统中，总质量为337.1 kg，计算得到系统的截止频率fc=71.47 Hz，由仿真分析结果可知，系统的一阶固有频率为107.8 Hz，结构系统的频率响应满足设计要求。

3.2 振动仿真

根据GJB150.16 A-2009军用装备实验室环境试验方法中对军用装备的振动要求[1]，选择组合轮式车辆振动环境为振动输入环境，功率谱密度如表3、图4所示。

表3 振动功率谱密度参数

图4 组合轮式车辆振动环境PSD图

将功率谱密度参数输入振动计算模块，得到机柜振动响应分析结果如图5所示，在给定的振动环境输入条件下，得到机柜的最大应力为58.91 MPa，并未超出材料的屈服极限，因此在此振动环境下，机柜的结构强度满足振动要求。

3.3 冲击仿真[2]

根据机柜的实际使用状态，将机柜底部和背部减震器与支撑板固定，按照GJB1060内冲击设计加速度求解方法及机柜设计参数要求，设置冲击设计加速度峰值为42 g，编辑垂向刚性连接施加冲击谱(冲击持续时间5.5 ms，峰值为42 g)，总观测时间为8 ms，谱型如图6所示。

图5 机柜振动分析平均应力云图

图6 加速度输入谱线

得到机柜的冲击载荷响应如图7(a)所示，最大载荷应力为315.75 MPa，通过查看各部件的应力状态可知，最大应力出现点为背部减震器与机柜的连接点，其应力状态如图7(c)所示。

图7 机柜、背部减震器及不含减震器的机柜本体平均应力云图

通过对比机柜各部件的应力状态可知，机柜承受冲击载荷后的最大应力(315.75 MPa)点位于背部减震器上，机柜主体(含各组合)的最大应力为126.17 MPa。由于减震器强度较高，315.75 MPa未超过其屈服应力；同时机柜本体所承受的应力较低，未超过其材料屈服极限：由力学分析可知，机柜的结构强度满足设计要求。

4 散热仿真

4.1 散热要求

开放式机柜拟实现散热能力：单机柜散热≤1 100 W，风机组件功耗≤200 W，其中机柜内安装的标准密闭机箱允许散热≤300 W，开放式机箱允许散热≤400 W，模块极限温度≤60 ℃。

4.2 模型简化

机柜内部由上至下布置1个密闭机箱(7U，15个热源模块，总热耗为300 W)和2个开放式机箱(9U，10个带散热片的热源模块，总热耗为400 W)，总散热量1 100 W；风机组件为机柜风道提供风压，简化风机组件和机柜的连接，将其视为一个整体进行建模；将对散热影响较小的倒角、螺纹孔、密封圈槽、减震器、加强筋等特性进行简化；各构件材料为Al-Extruded，换热介质为Air。由于机柜内热源分布较为分散，选用抽风冷却形式，机柜上部布置2只轴流风机，出风口靠机柜后侧，由下至上进行抽风，输入功率65 W，转速2 300 r/min，风量13 m3/min；各组合背部安装1只轴流风机，风机为抽风形式，机柜内风道布置如图8所示[3]。系统散热量计算公式如下：

Q=Δ(T0-Tx)×q×Cp

(8)

式中：Q为系统散热功率；T0为冷却流体的初始温度；Tx为冷却流体的出口温度；q为风机风量；Cp为空气比热容(常温值)。

图8 机柜内部风道走向

4.3 仿真计算

计算强迫对流仿真时，自然对流和辐射的功率占比极小，本次计算忽略自然对流及辐射换热的影响[4]。

边界条件：设置环境温度(风道进口温度)为40 ℃；热载荷设置：密闭机箱总热耗为300 W；开放式机箱总热耗为2×400 W；机柜内总热载荷为1 100 W。

4.4 仿真结果

机柜、机箱及模块温度场云图如图9所示。

由热仿真[5]结果可知：

(1) 机柜内部风道设计合理，流场内流通顺畅，不存在短路及回流现象，出风口最低温度≥44 ℃，由公式(2)求得，风冷系统散热功率≥2 242.5 W，满足机柜散热要求；

(2) 机柜内越靠近机柜上部的组合入口处温度越高，自下至上呈梯度分布；

(3) 密闭式机箱整体温度普遍高于开放式机箱；

(4) 各类机箱及内部模块温度均得到有效控制，模块极限温度57.73 ℃，处于正常范围。

图9 机柜剖面、机箱、模块温度分布云图

5 结束语

基于有限元分析软件Ansys，建立开放式机柜的有限元模型，进行模态分析、振动、抗冲击性能分析及热仿真分析。由分析结果可知，机柜在静力学、抗振、抗冲击、散热性能等方面均满足GJB1060相关设计规范及预期设计要求。仿真结果可为后期设计和试验验证提供指导。