基于仿真的小型數(shù)據中心氣流組織研究

周成龍， 楊春信， 王超， 張興娟

(北京航空航天大學 航空科學與工程學院, 北京 100083)

具備高性能計算能力的數(shù)據中心在各行業(yè)中得到廣泛應用，而基于計算需求的不同，數(shù)據中心的規(guī)模大小也存在差異。對于電信運行商、銀行或者市場交易，其數(shù)據中心通常由上百個機架中的數(shù)千臺服務器組成，而對于小的企業(yè)或個人用戶，僅包含數(shù)個服務器的小型數(shù)據中心便可滿足設計需求。無論何種規(guī)模的數(shù)據中心，其熱管理始終是一項嚴峻的挑戰(zhàn)。合理的熱管理應該能降低能耗并實現(xiàn)均勻的溫度分布。

相對液冷，風冷是更常用制冷措施。對于大型數(shù)據中心，需要建立標準化的空調房來為其提供獨立可控的工作環(huán)境[1-2]。機房空調單元通過地板上的通風孔磚為服務器機架進行制冷。但是針對小型數(shù)據中心，相比其較低的購買成本，為其提供一個單獨的放置空間將大大提高其運行成本。而如果與人員同處一個環(huán)境中工作，服務器運行時產生大量的噪聲和熱量又會對該環(huán)境中的人員產生嚴重的影響。流行病學研究表明，當辦公室的噪聲高于55 dB時，辦公人員會表現(xiàn)出明顯的煩躁不安[3]。

當前商用的服務器封裝系統(tǒng)有HP C-Class、IBM BladeCenter和Dell PowerEdge等。其中IBM BladeCenter是廣泛應用的一種高密度的機架式封裝結構，能為服務器提供冗余的電力和冷量。典型的IBM BladeCenter eServer 包含14個刀片服務器，2個可變速的反向葉輪風扇滿速運轉可為服務器提供0.215 m3/s的制冷風量，如此高的流量產生高達74 dB的氣動噪聲。雖然在支架的風道末端添加消音組件可以使噪聲降低5 dB，但是由于增加了流動阻力也會使制冷量降低5%。從熱控的角度考慮，消音組件通常不建議使用[4-5]。

很明顯，BladeCenter的設計概念不能有效處理制冷和降噪的矛盾，其噪聲水平也達不到辦公室噪聲標準。因此，針對辦公室使用環(huán)境下的小型數(shù)據中心有必要開展降噪與制冷一體化設計的研究。

相比試驗研究的信息有限性和高成本的特點，數(shù)值仿真是研究數(shù)據中心熱管理的有效措施。針對大型數(shù)據中心空調房氣流組織的仿真研究較多[6-9]，而對小型數(shù)據中心的研究比較少。數(shù)據中心通常包含許多部件，像服務器、風扇以及換熱器等。對于大型數(shù)據中心，由于機房與部件級的尺度差異較大，在仿真時對部件進行了極大地簡化。如對于服務器和風扇都在機架水平上進行簡化，將機架處理為具有一定通風量和發(fā)熱量的立方體[6-8]。此外，制冷單元內部的流動與換熱細節(jié)通常也不考慮。但是對于小型數(shù)據中心，由于部件和整個封裝結構的尺度差異較小，部件的細節(jié)對于結果的影響也比較明顯，像軸流風扇來風的旋流特性以及換熱器中流動和換熱的不均勻性等都要在仿真時考慮在內。

多重參考系(Multiple Reference Frame, MRF)模型是模擬軸流風扇的一種有效方法。其對扇葉進行真實建模，流動區(qū)域內的網格可以被賦予不同的轉速[10]。Zhou和Yang[11-12]采用MRF對CPU熱沉系統(tǒng)進行了仿真研究，仿真得到的風扇流量曲線同標準風洞試驗結果吻合良好。對于換熱器，由于翅片尺度過小，無法詳細建模仿真。多孔介質模型假設可以基于廉價的計算成本模擬換熱器宏觀的流動和換熱特征[13]。該假設將換熱器視作具有相同外形和尺寸的但有特定壓降特性的流動區(qū)域，基于Darcy-forchiheimer壓降理論的源項添加到控制方程中以模擬流體在翅片中的流動。多孔介質模型被用于分析航空發(fā)動機中的橢圓管交錯換熱器，試驗與仿真結果的偏差小于5%[14-15]。

溫度場均勻性也是衡量數(shù)據中心熱管理系統(tǒng)氣流組織好壞的一個指標。方差是用于評價不均勻性的傳統(tǒng)方法，而信息熵也在多個領域用于評估分布的均勻性。Dionisio等[16]研究了方差和信息熵在金融市場風險和不確定性評估中的應用，認為信息熵相對方差是一種更為普遍的評估不確定性的方法，但由于信息熵評價未引入所研究變量的真實值，而是基于分布概率的一種操作，因此在使用時需要額外的注意。Pandey[17]研究表明信息熵與方差之間不存在確定的關聯(lián)，但是其熵值與最大值的偏差則與方差呈現(xiàn)緊密的關聯(lián)。結合方差和信息熵，可以對數(shù)據中心溫度場均勻性進行更加全面的評價。

本文針對包含5個刀片服務器的小型數(shù)據中心提出了降噪與制冷的一體化設計方案，并采用數(shù)值模擬對服務器與制冷單元的流動與換熱進行了定量分析。為了確保仿真的正確性，對于關鍵部件——軸流風扇和蒸發(fā)器的仿真方法分別進行了驗證，并開展制冷試驗驗證了集成后的系統(tǒng)模型的有效性。以信息熵和方差作為溫度均勻性的定量評價依據，對比了4種風扇排布方式，并討論了發(fā)熱密度增大時系統(tǒng)的應對策略。

1 蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)

本文所針對的小型數(shù)據中心參數(shù)如表 1所示，數(shù)據中心運行時的噪聲通過GM1358噪聲計測得，發(fā)熱量則通過測量單個刀片服務器進出風口的流量和溫度利用熱量平衡分析求得。

為了降低占地成本，實現(xiàn)小型數(shù)據中心能在辦公室環(huán)境中運行這一實際需求，必須提出有效的降噪和熱控方案。由BladeCenter的降噪能力可以發(fā)現(xiàn)，開放式結構通過改造風道來降低噪聲的方案效果并不顯著，且會導致制冷量的減少。從噪聲的傳播上分析，封閉式的設計更便于進行針對性的隔音和吸音處理；而從熱控角度講，流動的強度越大越有利于散熱。因此，如何在封閉空間內實現(xiàn)有效的熱交換是方案設計的關鍵。

針對該小型數(shù)據中心提出了如圖1所示的降噪制冷箱集成設計方案，服務器側為全封閉箱體，箱體壁面設置吸音與隔音材料，同時設計一套蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)為服務器提供單獨的冷源，軸流風扇驅動內部空氣實現(xiàn)對流換熱。為了節(jié)省占地面積，蒸發(fā)器與服務器采用了融合換熱設計，省略了中間換熱環(huán)節(jié)。

表1 小型數(shù)據中心的性能參數(shù)

降噪制冷箱的具體結構如圖2所示，分為2個箱體——蒸發(fā)器側和冷凝器側，為了降低噪聲，整個系統(tǒng)盡量地采用閉合式設計，所設計的蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)為服務器提供唯一冷源，整套系統(tǒng)可以獨立運行。蒸發(fā)器側(圖2(b))是一個全密閉空間，包含服務器支架、蒸發(fā)器和軸流風扇，為服務器提供一個隔音絕熱的獨立空間。蒸發(fā)器上安裝有2排制冷風扇來強化換熱，而在上方則裝有一排導流風扇增強氣流組織。冷凝器側則是一個半封閉的空間，包含壓縮機、膨脹閥、冷凝器和風扇。壓縮機是主要的低頻噪聲源且不與外界傳質傳熱，因此對其密閉隔離；冷凝器由于需要同外界進行換熱，在箱壁上安裝百葉窗以利于空氣流通。

噪聲測試表明降噪制冷箱可以將噪聲由75dB降到53dB，這表明系統(tǒng)的降噪能力達到了辦公室環(huán)境使用要求。對于蒸發(fā)器側，如何在密閉空間內實現(xiàn)有效的氣流組織是系統(tǒng)設計關鍵。本文采用CFD手段分析蒸發(fā)器側箱體流動和換熱特征，并討論了最優(yōu)的風扇排布方式及更高發(fā)熱密度的改進措施。

2 氣流組織仿真方法

蒸發(fā)器側是一個密閉的箱體，氣流組織主要靠軸流風扇實現(xiàn)。良好的氣流組織應能充分利用蒸發(fā)器的冷量，降低服務器的排風溫度，同時確保箱內溫度場均勻性，避免流動死區(qū)和熱點。本文采用商業(yè)軟件Fluent針對蒸發(fā)器側箱體流動開展數(shù)值仿真[10]，研究不同氣流組織方案的制冷效果和溫度均勻性。

蒸發(fā)器側箱體中的軸流風扇、蒸發(fā)器分別是流動控制和散熱的關鍵部件，這2個關鍵部件的數(shù)值模擬的難度較大，而模型的準確性又直接影響了系統(tǒng)仿真的準確度。因此本文在關鍵部件仿真策略得到驗證的前提下，建立了箱體氣流組織的系統(tǒng)仿真模型并進行了實驗驗證。

2.1 軸流風扇

采用的軸流風扇為FP-108EX-S1-B，其性能參數(shù)如表 2所示，風扇的仿真參考了文獻[11-12]的相關工作。為了準確模擬風扇對氣流的輸運作用，尤其是旋轉的渦流效應，對風扇葉片進行了真實建模?；诋a品圖紙和手動測量對葉片進行了詳細的參數(shù)提取，并采用多截面掃掠的方式建立了風扇葉片的三維結構(見圖3)。采用四面體結構網格建立風扇仿真模型，近壁面網格y+值控制在30～60之間。風扇區(qū)域采用MRF系模型施加旋轉運動。通過設置多組風扇的背壓值獲得風扇的流量特性曲線，并同產品圖紙?zhí)峁┑牧髁刻匦郧€進行對比以驗證仿真策略。表3對比了3套網格在背壓為20 Pa時計算得到的流量，在該背壓下網格數(shù)量越大，數(shù)值仿真與實驗的相對偏差越小，但考慮到系統(tǒng)仿真時較多的網格數(shù)量帶來的計算成本，選取數(shù)量為171 015的網格模型進行后續(xù)仿真。圖4展示了數(shù)值仿真得到的流量曲線，可以發(fā)現(xiàn)數(shù)值仿真的結果同產品流量特性吻合得較好，在所研究的流量范圍內大部分的誤差都在15%以內。

表2 軸流風扇性能參數(shù)

表3 網格無關性驗證

2.2 蒸 發(fā) 器

降噪制冷系統(tǒng)所采用的蒸發(fā)器是一個平直管翅式換熱器，尺寸為720 mm×500 mm×70 mm，其管路和翅片結構參數(shù)如圖5所示。蒸發(fā)器翅片與整個箱體特征尺度跨度高達104，在計算成本有限的情況下，多孔介質模型能以較低的計算成本描述緊湊型換熱器的特征。

用于描述多孔介質壓降特性的Darcy-Forchheimer壓降定律如下：

(1)

換熱器的換熱特性則通過在多孔介質模型的基礎上添加內熱源的形式模擬。蒸發(fā)器的平均傳熱系數(shù)h可以表示為

(2)

通過CFD仿真或實驗測量獲得的換熱器的換熱特性可以處理成如式(3)形式的關聯(lián)式：

Nu=aPrbRec

(3)

式中：Nu為蒸發(fā)器的努賽爾數(shù)；Pr為平均普朗特數(shù)；a、b和c為常數(shù)。

(4)

(5)

其中：U∞為入口處平均速度；Dt為蒸發(fā)器管壁的外徑；λ為導熱系數(shù)。

對于多孔介質區(qū)域的每個計算網格，當?shù)負Q熱系數(shù)hlocal可由當?shù)厮俣群蜏囟萒下的Nulocal得到

(6)

則在該網格處的能量源項可以表示為

qlocal=hlocal(T-Tw)Sex

(7)

式中：Sex為蒸發(fā)器單位體積下的換熱面積。

在使用多孔介質描述蒸發(fā)器的特征時，流動和換熱特性應通過實驗或仿真的手段獲得。在本文中，由于缺少試驗數(shù)據以及相應的產品說明書，通過設計CFD實驗來獲取其流動和換熱特性，所采用的仿真策略如表 4所示。以Kang和Kim[18]的平直管翅式換熱器的實驗研究驗證本文所采用的CFD仿真策略的有效性；Qu等[19]也針對該換熱器進行了仿真研究，三者流量特性對比結果如圖6(a)所示。結果表明，使用本文仿真策略獲得的壓力特性同實驗結果吻合得較好，而換熱特性則呈現(xiàn)出大約10%左右的偏差，無論是流動特性還是換熱特性，本文的結果均優(yōu)于Qu等[19]的仿真研究。值得注意的是，Kang和Kim[18]在進行實驗研究時，通過在換熱器管壁外纏繞電加熱絲的方式來控制管壁溫度，加熱功率是由手動控制以維持各個管壁的溫度一致，在實際操作中各個管壁的溫度不會完全一致必然存在誤差。而在進行數(shù)值仿真時，各個管壁的溫度可以設置為絕對一致，因此仿真和實驗在邊界條件上的差異會引入誤差。但是總體而言，所采用的仿真策略依然可以認為是有效的，可以用于本制冷箱中蒸發(fā)器流阻和換熱特性的研究。

提取圖5所示的蒸發(fā)器的翅片單元作為研究對象，通過添加出口延長段以排除氣體流經出口附近排管出現(xiàn)渦脫落導致的回流的影響。仿真采用的結構化網格數(shù)量為78 148，貼近管壁附近區(qū)域劃分邊界層網格。翅片單元的入口和出口設置為速度入口和壓力出口，其余邊界條件則設置為周期性邊界。入口速度研究范圍為0.1～10 m/s，相應的雷諾數(shù)分布為13～7 000，所獲得的流量特性結果如圖6(a)所示。在進行仿真實驗時，對比了3×4的翅片單元矩陣與1個翅片單元在x方向的流量特性，二者高度一致，這表明，對于結構規(guī)則的平直管翅式換熱器，采用最基本的單元得到的特征可以表征宏觀換熱器的特征。圖7中：Δp為翅片單元進出口的壓降，L為流動長度。

表4 蒸發(fā)器仿真策略

x方向流動特征可以擬合為

Δp/L=83.18u+65.35u2

(8)

y方向流動特征可以擬合為

Δp/L=67.05v+27.51v2

(9)

為了獲得蒸發(fā)器的換熱特性，管壁溫度設置為5℃，入口溫度范圍為6～50℃，采用超立方抽樣方法生成了20個計算點，鑒于溫度變化范圍較大，考慮了溫度對空氣物性的影響，擬合得到的Nu關聯(lián)式：

Nu=8.354 76Pr4.946 7Re0.407 61

(10)

2.3 刀片服務器

本研究中的刀片服務器有2個CPU、1個進風口和2個排風口，內部安裝的風扇驅動外界氣流進入服務器冷卻電子元件。由于刀片服務器內部的結構是未知的，無法進行準確的建模，而即便結構已知，考慮到多尺度帶來的計算量也無法完全復現(xiàn)其內部流動細節(jié)。相對于整個系統(tǒng)的外部氣流組織，刀片服務器的主要影響為發(fā)熱量和其自身內循環(huán)的風量，因此在數(shù)據中心的仿真研究中，大多將服務器處理為具有一定通風量和發(fā)熱量的立方體[6-8]?；谌缟峡紤]，在系統(tǒng)仿真時對刀片服務器進行了如下處理：

1) 將2個排風口合并為具有相同平均流速的一個排風口，處理前后刀片服務器的體積不變。

2) 刀片服務器的發(fā)熱量以均勻內熱源的形式添加。

3) 刀片服務器內部設置壓力跳躍邊界，以模擬風扇對氣流的驅動作用，選取合適的壓力跳躍數(shù)值確保進出口風量同實驗測量的一致。

雖然壓力跳躍邊界可以模擬刀片服務器內部風扇的對氣流的驅動作用，但其對流場壓力的變化非常敏感，在計算時會導致服務器通風量振蕩無法收斂，利用多孔介質模型為刀片服務器內部氣體流動設置一定的阻尼可以減弱對壓力波動的敏感性，有效解決仿真振蕩的問題。

2.4 系統(tǒng)仿真實驗驗證

基于上述部件仿真策略，進行了蒸發(fā)器側箱體整體集成仿真，經過網格獨立性驗證，最終采用586萬個網格的模型進行計算。所采用的湍流模型設置與軸流風扇的仿真策略一致，而能量項則采用QUICK離散模式。蒸發(fā)器的管壁溫度則通過實驗測得，實驗臺與測點分布如圖8所示。其中測點1和測點2測量蒸發(fā)器進出口管壁溫度，結果測得溫度分別為6.8℃和7.2℃，由于制冷劑在系統(tǒng)內存在一定的過冷度和過熱度，因此在仿真時設定管壁溫度為7℃。測點3～10測量箱體內部多點溫度驗證仿真模型準確性。仿真與實驗結果對比如圖9所示，由于上述部件仿真中存在的一些假設與誤差，在系統(tǒng)集成仿真中各測點的溫度同實驗測得值存在一定的誤差，而從工程應用的角度分析，誤差在允許范圍之內，因此認為本文仿真方法是可行的。

3 CFD結果分析

3.1 流動特征分析

圖10為待分析的截面分布，圖11為截面y1～y6上的流線與溫度云圖。從服務器內部循環(huán)來看，在內部風扇的驅動作用下，低溫空氣由吸風口進入服務器以冷卻其內部元件，升溫后的空氣則由排風口排向箱體空間。而從蒸發(fā)器側箱體內的氣流組織來看，服務器排出的高溫射流同來自服務器上方導流風扇的氣流匯合后向下流動。部分氣流在服務器排風口下方即受到蒸發(fā)器制冷風扇的卷吸作用由上方穿越蒸發(fā)器，其余氣流到達箱體底部沿底部向后流動。大部分氣流自下而上進入蒸發(fā)器進行換熱，但也有一些貼壁流動的氣流未被蒸發(fā)器冷卻直接到達箱體后方。在蒸發(fā)器內的氣流由于受到翅片的阻礙，沿z方向的流動受限，只存在x與y方向上的速度分量。安裝在服務器上方的軸流風扇攪動箱體上方氣流匯入箱體循環(huán)，其對前半部的氣流抽吸作用較為明顯，而在箱體后上方的空間，由于空間有限未設置風扇進行主動的氣流組織，加上服務器吸風口的流量較小，導致該區(qū)域的流動較為無序，在后上方的夾角處由于壁面對流動的限制作用而出現(xiàn)了漩渦。

本文所使用的風扇由于未進行整流設計，風扇排出的氣流速度是不均勻的，圖12表明在扇葉處存在環(huán)形高速區(qū)，而在環(huán)形中心則出現(xiàn)低速回流現(xiàn)象，這也造成箱體內不均勻的流動與換熱。圖11中不同服務器的排風射流是不一致的，正對風扇中心區(qū)的射流擴散明顯(如截面y1與y3)，而正對環(huán)形高速區(qū)的射流則存在明顯的向下偏轉(如截面y2與y4)。圖13為蒸發(fā)器上表面的速度分布，可見在風扇正對區(qū)域有明顯的環(huán)形高速區(qū)，而其他區(qū)域的速度均比較低。

圖14展示了截面y3上蒸發(fā)器中線上不均勻的速度分布對換熱的影響，可見速度與溫度場有較強的耦合。正對風扇的區(qū)域流速出現(xiàn)雙峰狀走勢，峰值對應風扇的環(huán)形高速區(qū)，峰值之間的下凹則對應中心處的低速回流區(qū)。在高速區(qū)域換熱強度較大，較高的氣流溫度表明在該區(qū)域有來自蒸發(fā)器之外的箱體的高溫氣流在進行換熱，而在流速較低的滯止區(qū)，由于此處氣流得不到補充，達到換熱平衡后空氣溫度與蒸發(fā)器表面溫度達到一致。圖14表明在蒸發(fā)器內換熱程度分布是不均勻的，在高速區(qū)換熱劇烈，而在低速區(qū)由于流速較弱以及較低的換熱溫差導致?lián)Q熱不足，未能開發(fā)蒸發(fā)器的制冷能力。

3.2 風扇排布方式優(yōu)化及高發(fā)熱密度的改進

為了研究氣流組織的影響，設計了圖15所示的4種氣流組織方案，方案1～3均使用2排制冷風扇，而方案4則使用了3排制冷風扇以強化換熱。圖16為4種方案截面y3處溫度云圖和速度矢量圖，同樣可以發(fā)現(xiàn)蒸發(fā)器中的速度和溫度分布是不均勻的。蒸發(fā)器中線上的速度和換熱強度如圖17所示，正對風扇的位置流動和換熱均比較旺盛，值得注意的是，方案3和方案4在蒸發(fā)器前端也具有較明顯的自上而下的流動，而方案1和方案2該處流動較弱。這是由于相比方案1，方案3的導流風扇下移其旺盛的抽吸力可以改善蒸發(fā)器前端氣流驅動力不足的現(xiàn)象，而方案1中驅動的氣流在到達蒸發(fā)器時經歷了動量損耗；方案4增加了換熱風扇，整體改善了蒸發(fā)器內的流動和換熱，在蒸發(fā)器前端換熱風扇的抽吸作用配合導流風扇的推送使前端流動相較方案1更為劇烈。

對服務器而言，服務器出口氣流溫度是衡量制冷效果的重要指標，圖18顯示了各個方案中5個服務器排風口的溫度，可以發(fā)現(xiàn)不同服務器的排風溫度是不同的，這說明了流場的不均勻分布。排風溫度未出現(xiàn)極大值，說明當前的氣流組織避免了熱點的出現(xiàn)。在4種風扇排布方式中，方案4的服務器排風溫度最低，而方案2的排風溫度最高，說明方案4的制冷效果最好。4種方案的服務器進風和排風溫度達到了美國采暖、制冷與空調工程師學會(ASHRAE)數(shù)據中心熱管理白皮書建議的A3級環(huán)境設備要求[20]。

本文采用信息熵與方差綜合評估氣流組織的溫度場不均勻性，方差和信息熵分別為

(11)

(12)

式中：xi為箱內各點的溫度值；p(xi)為溫度的概率分布；E(X)為溫度的數(shù)學期望。

圖19展示了4種氣流組織方案的溫度場不均勻性，表明在本文信息熵與方差方法呈現(xiàn)大致的正相關關系，2種評價方式都表明方案2的溫度場不均勻性最差，而方案4的溫度分布更為均勻。

為了應對更高發(fā)熱密度的挑戰(zhàn)，進一步研究系統(tǒng)的可調參數(shù)對制冷效果的影響。從理論上講，系統(tǒng)可調參數(shù)有氣流組織方式、蒸發(fā)器溫度、服務器內循環(huán)通風量，分別可以通過改變風扇排布、調節(jié)制冷系統(tǒng)膨脹閥以及采取輔助通風措施來實現(xiàn)。圖20表現(xiàn)了服務器發(fā)熱量為300 W時，不同調節(jié)方案的排風溫度。以方案1作為對比，可以發(fā)現(xiàn)發(fā)熱量升高后，排風溫度也明顯升高，而采用方案4、降低蒸發(fā)器表面溫度至4.3℃或增大通風量至0.008 m3/s均可以改善制冷效果，相比之下，增大通風量是降低排風溫度的最有效的手段。

除了服務器的熱環(huán)境溫度，熱管理系統(tǒng)的能源效率(Power Usage Effectiveness, PUE)也是評價數(shù)據中心設計好壞的一個重要指標。PUE為數(shù)據中心總設備能耗與服務器能耗之比，可以表示數(shù)據中心的綠色化程度，其值越接近于1表示能效水平越好，熱管理系統(tǒng)的綠色化程度越高。由圖20可知，當前的降噪制冷箱在服務器發(fā)熱量為1.5 kW時的熱環(huán)境僅能達到ASHRAE數(shù)據中心熱管理白皮書的A4級要求，所以如果發(fā)熱量繼續(xù)增加，當前降噪制冷箱無法為服務器提供適合的溫度環(huán)境。雖然所設計的制冷系統(tǒng)的理論制冷量為2 kW，但在進行PUE評價時，以1.5 kW作為該小型數(shù)據中心的功耗。壓縮機、軸流風扇的功率共計為1.092 kW，因此相應的PUE指標為1.73。通過本節(jié)分析，可以發(fā)現(xiàn)增加制冷風扇個數(shù)和服務器通風量可以改善服務器的工作環(huán)境，但是也會導致制冷系統(tǒng)能耗的增加，使PUE變大，在未來的設計中需要權衡。

4 結 論

本文針對小型數(shù)據中心提出了降噪與制冷的一體化設計方案，并針對氣流組織進行了仿真研究，得出：

1) 軸流風扇不均勻的動量驅動導致箱內不均勻的流場與溫度場分布。蒸發(fā)器內存在流動滯止區(qū)，制冷量開發(fā)并不完全，存在進一步提高的空間。

2) 由方案2較差的溫度均勻性和制冷效果可知，換熱風扇吸風方向制冷好于排風方向制冷。

3) 增加制冷風扇的數(shù)量可以直接改善制冷效果和溫度場均勻性；在發(fā)熱量增大時，進行輔助通風設計以增大服務器通風量是降低排風溫度的最有效的手段。

本文所設計的降噪制冷箱能夠滿足小型數(shù)據中心熱控的需求，但氣流組織存在優(yōu)化的空間，包括對風扇出流的整流設計以及蒸發(fā)器散熱制冷能力的開發(fā)。