交通通信系統(tǒng)耦合散熱方式的仿真研究＊

曹 艷 賀新橋 彭玉成

（武漢職業(yè)技術(shù)學院電子信息工程學院1） 武漢 430074） （國網(wǎng)湖南省電力公司東江水力發(fā)電廠2） 郴州 423403）（華中科技大學能源與動力工程學院3） 武漢 430074）

0 引 言

隨著城市以及城際交通量的快速增長，交通通信系統(tǒng)往大型化和集中化發(fā)展.這些通信系統(tǒng)應用了大量的電子設(shè)備，導致機房中機柜間以及機柜內(nèi)的散熱問題.

從發(fā)表的文獻看，一般采用3類方式解決這些機柜的散熱問題.第一類是在通信機房中布置空調(diào)，在機柜上開通風孔和加裝風扇，組織合理的氣流，使得機房內(nèi)及機柜的空氣產(chǎn)生循環(huán)［1－2］；第二類是通過水冷，采用強制對流換熱的方式對機柜內(nèi)的散熱電子元件進行降溫［3］；第三類是采用熱管的方式進行換熱［4］.第一類方式可以采用數(shù)值仿真的方法進行模擬和優(yōu)化，第二類方式涉及到多物理場、熱固耦合等問題，第三類方式因熱管內(nèi)部存在多尺度結(jié)構(gòu)和復雜的物理問題，這兩類問題綜合數(shù)值仿真的文獻較少，多是對該類應用的介紹或?qū)嶒炑芯浚?－6］.

本文對第二類散熱方式進行了綜合數(shù)值仿真，考慮了流體溫度場、結(jié)構(gòu)體溫度場、熱空氣流場、冷卻水流場等，用螺旋形散熱管在冷卻水和熱空氣間進行換熱，因此通信機柜內(nèi)部空間與外界隔開，避免灰塵進入機柜內(nèi)部，提高系統(tǒng)運行的可靠性和易于維護，同時還可以屏蔽部分噪聲，起到絕塵和降噪的作用.

1 幾何模型與網(wǎng)格

本文研究了2個模型，見圖1～2，2幅圖中標出了冷卻水的進口和出口、螺旋形散熱管、熱空氣的進口和出口等，其中模型II設(shè)計為對稱結(jié)構(gòu)，因此圖2中的模型僅為一半.設(shè)計成螺旋線圈的目的是便于纏繞與制作.螺旋形散熱管布置在一個長寬高分別為600，200（垂直于紙面的深度），60mm的長方體內(nèi)，這樣設(shè)計的目的是組成一個標準的散熱單元，可以直接插入機柜內(nèi).其他的主要尺寸為：散熱管的內(nèi)徑9mm、外徑10mm，進風口的直徑是150mm.模型I中包含7個螺旋線圈，每個線圈約纏繞10圈，并獨立供水.模型II中共包含10個螺旋線圈（圖2中僅顯示一半），每個約纏繞14圈，每5個螺旋線圈1個進水口.

圖1 模型I

圖2 模型II

為了盡量減小進口和出口邊界對計算的影響，在劃分網(wǎng)格時，將空氣和水的進、出口均向外延伸了一定距離.在實際中，出風口可以根據(jù)需求設(shè)計成百葉窗等形式，實現(xiàn)諸如擺風等功能.2個模型中，在冷卻水和熱空氣形成的計算域內(nèi)以及散熱管形成的結(jié)構(gòu)域內(nèi)均生成了多面體網(wǎng)格，在冷卻水和熱空氣形成的計算域內(nèi)均在壁面生成了3層棱柱體網(wǎng)格.圖3中為模型I對應的局部網(wǎng)格，單元總數(shù)約440萬，內(nèi)部面總數(shù)約2 300萬，邊界總數(shù)約93萬，頂點總數(shù)約1 740萬，圖4中為模型II的局部網(wǎng)格，單元總數(shù)約157萬，內(nèi)部面總數(shù)約765萬，邊界總數(shù)約為48萬，頂點總數(shù)約570萬.

2 仿真結(jié)果與分析

在仿真計算時流體域均選用SSTk－ω模型，流體域的進口設(shè)置為速度邊界，出口為壓力邊界，壁面均絕熱，空氣為理想氣體，固體傳熱介質(zhì)為銅.冷卻水的進口溫度為293K，熱空氣進口的溫度為320K.

圖3 模型I對應的網(wǎng)格

為直觀的說明散熱器性能，本文中沒有給出計算域內(nèi)速度、溫度等的云圖，而是直接給出統(tǒng)計結(jié)果.

先引入3個公式分別計算流體的熱功率、驅(qū)動功率和冷卻水的揚程損失.

式中：c為流體的比熱容；qm是質(zhì)量流量；Δt是溫度差；p1，p2分別為流體計算域進、出口的平均總壓；qV1和qV2分別為進出口的體積流量；ρ為流體密度；g為重力加速度；H為冷卻水的揚程損失，m，是以水柱高度衡量壓力損失，為驅(qū)動泵選型做參考.

圖5中顯示了在不同進水流量下，熱空氣進口速度為5m／s時，模型I和模型II的熱空氣進、出口溫差和冷卻水的驅(qū)動功率（按式計算）對比.可以發(fā)現(xiàn)：（1）模型I中的空氣域進、出口溫差基本保持不變，說明即使再增加水量，溫差也不會有大幅度變化，而且溫差比模型II的溫差要小的多；（2）模型II的溫差在開始迅速增加，但當流量在0.225m3／h（圖中豎虛線位置）之后趨于平緩；（3）模型I和模型II的冷卻水驅(qū)動功率隨水量增加而增加，但模型II增加較快.

此外，模型I和模型II的空氣驅(qū)動功率基本保持不變，分別約為3W和13.4W.因此，從能耗方面，不論是冷卻水還是熱空氣的驅(qū)動功率，模型I均優(yōu)于模型II，但模型I溫差小，在實際中可能達不到降溫的目的，而且模型復雜，制造難度較大.從另外一個角度，當模型II的冷卻水流量在0.225m3／h時，冷卻水的驅(qū)動功率只有0.75W，而溫差有10.6℃，比所計算的最大流量（0.9 m3／h）僅小約0.9℃.

圖5 模型I和模型II熱空氣溫差、冷卻水驅(qū)動功率對比

圖6 空氣和冷卻水熱功率、冷卻水揚程損失

圖6 中顯示了模型II不同冷卻水流量下，空氣和冷卻水的熱功率（按式計算）以及冷卻水的揚程損失（按式計算）.按能量守恒的觀點，空氣的熱功率和冷卻水的熱功率應該是相同的，但從計算結(jié)果看，冷卻水的熱功率稍微高一點，這可能是流體與壁面摩擦產(chǎn)生的熱量傳遞給冷卻水所致.空氣熱功率反應了降溫和散熱能力，因此是越大越好，但會消耗更多的能量.圖6中豎虛線的位置之后空氣熱功率增加的速度變緩，而此處的冷卻水揚程損失僅為1.2m，此后揚程損失迅速增加.

結(jié)合圖5～6，在供水量為0.225m3／h時（兩圖中豎虛線位置），熱空氣溫差和熱功率均有較好的表現(xiàn)，而且此時消耗的能量也是較小的，冷卻水的驅(qū)動功率只有0.75W，因此可以認為該流量綜合較優(yōu).

圖7中顯示了模型II的冷卻水流量在0.45 m3／h時，不同的熱空氣進口速度時的熱功率、驅(qū)動功率和空氣溫差的對比.可以看到熱功率和驅(qū)動功率都隨進口速度增加，熱功率增加較慢，而驅(qū)動功率增加較快，但溫差隨進口速度增加而下降.因此，在實際應用中，也存在合理的進口速度選擇問題.

圖7 不同空氣進速情況下，模型II中空氣溫差、熱功率、驅(qū)動功率

本文還計算了與圖2所示反向的供水方式，水流的總方向是逆氣流而行，表1中列出了當供水量0.45m3／h，空氣進口速度為5m／s時，正向和逆向供水的散熱性能.可以發(fā)現(xiàn)，逆向供水時的熱空氣溫差和熱功率均大于正向供水，而驅(qū)動功率等能耗則基本相同，因此逆向供水的散熱性能優(yōu)于正向供水.

表1 正向和逆向供水的散熱性能

3 結(jié) 論

1）模型I在能耗特性上優(yōu)于模型II，但管路布置復雜，且因螺旋線個數(shù)和螺旋圈數(shù)均小于模型II，因此散熱降溫效果不如模型II.

2）模型II隨冷卻水量的增加，冷卻水驅(qū)動功率迅速增加，而實際的降溫效果和空氣熱功率趨于平緩；在風量增加的情況下，溫差呈下降的趨勢，但空氣熱功率和驅(qū)動功率增加，而且驅(qū)動功率增加速度較快；，因此可以選擇合適的供水量和通風量，達到綜合最佳的效果；該結(jié)論也說明，對散熱方式和效果進行仿真研究是非常有必要的.

3）模型II在逆向供水的情況下，降溫散熱效果略優(yōu)于順向供水.

4）本文給出了散熱器的驅(qū)動功率特性以及揚程損失等特性，有利于風扇和驅(qū)動泵的選型.

進一步的工作：（1）考慮減小換熱管的直徑、增加螺旋圈個數(shù)等以增加換熱面積，進一步降低熱空氣的出口溫度；（2）對螺旋線圈采用組合式供水方式，使得綜合效果最佳；（3）結(jié)合翅片散熱，并比較優(yōu)缺點；（4）考慮機柜內(nèi)部的散熱元件、對流風扇等，進行綜合仿真研究.

［1］沈向陽，陳嘉澍，卓獻榮，等.數(shù)據(jù)機房冷區(qū)內(nèi)氣流組織的優(yōu)化［J］.流體機械，2014（3）：71－75＋31.

［2］張 量，許 鵬.數(shù)據(jù)中心地板送風和IT設(shè)備機柜散熱的CFD模擬方法總結(jié)和比較［J］.建筑節(jié)能，2014（1）：38－42.

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［4］趙 芳，何德輝，林浩斌.熱管換熱器在機房機柜散熱中的應用［J］.潔凈與空調(diào)技術(shù)，2013（1）：52－54.

［5］蔣賢國.高熱密度服務器機柜液冷系統(tǒng)的分析和實驗研究［D］.北京：北京工業(yè)大學，2012.

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