李風新，張悠慧，沈曉龍，郝永良

（1.華北計算技術研究所，北京100083；2.清華大學 計算機科學與技術系，北京100084）

0 引 言

風機作為加固計算機強迫風冷散熱系統(tǒng)中關鍵電器件，其具體的穩(wěn)定工作點往往被設計者所忽視。在大多數(shù)情況下，設計者往往只從結構的安裝條件、風機的最高風壓以及最大風量著手進行風機的選型設計工作，對風機的選型設計不夠科學，存在片面性，未能根據(jù)風機實際的穩(wěn)定工作點展開選型設計；經(jīng)常低估結構特征對風機工作性能的影響，忽視了風機在特定系統(tǒng)中穩(wěn)定工作狀態(tài)的散熱性能。

針對上述情況，給出了風機選型設計的具體方法和計算實例，并應用ANSYS Icepak分析軟件，針對實際的強迫通風冷卻系統(tǒng)，將風機的實際工作特性和整機的散熱效果進行了分析模擬，并通過分析結果，對現(xiàn)有的風道設計進行了結構優(yōu)化，從而提高了風機的散熱性能，改善了整機的散熱效果。

1 系統(tǒng)說明

應用風機進行強迫風冷散熱系統(tǒng)的加固計算機是某工程項目的加固一體機。此一體機采用整體焊接機箱，主板散熱板和電源散熱板分別安裝在機箱左右兩側(cè)，每個散熱板和機箱壁之間形成了左右兩個散熱風道，在焊接機箱的前后兩側(cè)，設置有與風道結構相對應的矩形通風孔，具體結構形式如圖1所示。

圖1 散熱結構組成

圖1中，主視圖為機箱正上方的俯視圖，視圖上面的的特征為主板和主板散熱板，下面為電源板和電源散熱板；機箱右面為進風口，左面為出風口；散熱板的肋片和機箱肋片形成左右的兩個風道，風口結構與風道相對應。

2 風道設計

根據(jù)一體機內(nèi)板卡模塊的安裝位置和整機的接口布局，以及考慮到機箱兩側(cè)風道具體的結構形式，一體機采用排風系統(tǒng)進行強迫風冷散熱。即整機前面板為冷風入口，軸流風機位于機箱后面板上排風。

在整機風道的結構設計方面，綜合考慮主板、電源板的熱源位置，以及進風口、排風口的具體位置，做到合理設計、優(yōu)化布局。并且，在風道設計方面遵循風道設計基本原則：

（1）機箱內(nèi)部整體風路與內(nèi)部各模塊結構方式相符，從而減少風阻；

（2）機箱內(nèi)上部的溫度高于機箱下部的溫度，故風機安裝位置偏向上部，入風口偏向下部，符合熱量對流方向；

（3）在風道的設計上考慮減少內(nèi)部各類元器件之間的相互影響，把發(fā)熱量最大的電源安裝在最靠近出風口的地方；

（4）如果主板和電源模塊安裝有獨立的散熱風機，模塊風機的排風風路與整機風道應相符；

（5）機箱內(nèi)部的結構零件在滿足強度和剛度要求的條件下，盡量采用梁結構或設計透風孔。這樣既減少風道的阻力，又減少整機重量；

（6）通風風道應盡量短，從而能夠降低風道內(nèi)的壓力損失；

（7）風道內(nèi)應避免出現(xiàn)轉(zhuǎn)彎結構，減小內(nèi)部風壓損失；

（8）盡量使管道密封，所有搭接臺階都應順著流動方向；

（9）進、出風口結構應盡量使其對氣流阻力最小，且進風口要達到濾塵作用。

在一體機的前面板，進風口為長方開口，在前面板后部依次安裝濾塵網(wǎng)、鋁網(wǎng)和波導，在保證進風量最大的同時，兼顧濾塵和電磁兼容的結構設計要求；在一體機后面板上，排風風機直接對機箱內(nèi)部排風，通過風機外側(cè)的波導和鋁網(wǎng)直接排出。

整機的風道規(guī)劃如圖2所示。

圖2 機箱內(nèi)部風道

3 風機選型設計

3.1 所需風機的風量和風壓

一體機的發(fā)熱功耗主要包括主板的熱功耗和電源板的熱功耗，其中，主板的熱功耗為25.8W，電源板的熱功耗為18.2W，整機的熱損耗為25.8＋18.2＝44W。按熱平衡方程進行計算

式中：Φ——整機的總損耗功率 （熱流量），在這里Φ＝44W；ρ——空氣的密度，在一個大氣壓時，環(huán)境溫度50℃時，干燥空氣的密度ρ＝1.093kg／m3；cp——空氣的質(zhì)量定壓熱容，在一個大氣壓時，環(huán)境溫度50℃時，cp＝1005J／（kg·℃）；Δt——冷卻空氣進口和出口的溫差，在這里，根據(jù)設計經(jīng)驗值，取Δt＝10℃；Qf——整機的通風量。

將以上數(shù)值帶入到上面公式，得Qf＝0.004m3／s＝0.24m3／min＝8.5CFM?？紤]到內(nèi)部熱阻和部分未流過發(fā)熱元件直接失散到外界的空氣，按照2倍冗余進行設計，所需要風量為17CFM。

根據(jù)上述結果，初步選擇豐生電子有限公司生產(chǎn)，型號為AD0812HB－F71（80X80X38mm）的軸流風機，該風機的主要參數(shù)為：電壓12V，功率為3.96W，最大風量為53.6CFM，最大風壓為5.84mmAq。風機的特性曲線如圖3所示。

圖3 風機AD0812HB－F71特性

在一體機的風機選擇工作中，設計者需要分析設備散熱所需要的風機特性參數(shù)，如散熱需要的排風風量和風壓數(shù)值，除了這兩個關鍵數(shù)值，還需要分析系統(tǒng)所能承受的風機噪聲、體積和重量，以及系統(tǒng)的工作條件，設備內(nèi)外的環(huán)境特征和結構參數(shù)。在設計的風機選型中，一開始主要是根據(jù)所需風機的風量、風壓和安裝尺寸要求進行風機的選定工作。需求風量大、風壓低的散熱系統(tǒng)可采用軸流式風機，反之可采用離心式通風機。

3.2 風機的穩(wěn)定工作點

通過上面的分析計算，得出了整機所需要的風機風量，下面對系統(tǒng)風機的穩(wěn)定工作點進行分析計算。

通風系統(tǒng)中的空氣通過風道過程中，會產(chǎn)生部分的壓力損失，這種壓力損失分為沿程壓力損失和局部阻力損失兩種。其中沿程壓力損失是指氣流之間的相互運動產(chǎn)生的壓力損失和氣流與風道之間的產(chǎn)生的摩擦造成的壓力損失。局部阻力損失是在氣流運動方向發(fā)生改變或是風道的橫截面發(fā)生變化時所引起的壓力損失。

在一體機中，沿程壓力損失主要是指氣流與風道產(chǎn)生的摩擦引起的壓力損失；局部阻力損失主要是指風道在進風和出風位置，風道發(fā)生變化所產(chǎn)生的壓力損失。

對于氣體，沿程壓力損失與流體的密度 （ρ）以及速度 （ω）的平方成正比，可按下式進行計算

式中：f——代表沿程壓力損失系數(shù)，沿程壓力損失系數(shù)與系統(tǒng)雷諾數(shù)Re和風道的相對粗糙度ε／dc有關；l——風道的有效長度 （m）；dc——當量直徑 （m），非圓形管的當量直徑按照計算；ω——風道內(nèi)的氣流流速，是指在長度l范圍內(nèi)氣流的平均流速 （m／s）；ρ——冷卻氣流密度 （kg／m3）；

在一體機中，通風孔的面積A取機箱前后面板中通風量較小的值，由于一體機的風道為矩形陣列孔，在這里取單方向長度和，分別為41mm和44mm，所以，通風孔的面積 A＝0.044X0.041＝0.001804m2；通風孔的周長 U＝2X（0.044＋0.041）＝0.17m；則此處的當量直徑為

計算得dc＝0.042m。

此處，冷卻空氣的平均速度v（同ω）可按照下式計算

經(jīng)計算，v＝0.004／0.001804＝2.217m／s。在一個大氣壓時，環(huán)境溫度50℃時，干燥空氣的動力黏度μ＝20X10－6 （kg／（m·s））；空氣的密度ρ＝1.093kg／m3。根據(jù)雷諾數(shù)公式

經(jīng)計算，得Re＝5089。在強迫對流換熱計算中，判斷流體流動狀態(tài)的依據(jù)雷諾數(shù)，當Re小于2200時，氣流為層流流動；當Re大于2200且小于10000時，氣流為層流和紊流的混合流動；當Re大于10000時，氣流為紊流流動。風道內(nèi)不同的氣流流動狀態(tài)，對應于系統(tǒng)不同的換熱規(guī)律。

在一體機中，風道內(nèi)氣流流經(jīng)表面材質(zhì)均為鋁合金板材，所以，風道的絕對粗糙度取ε＝0.01，風道的相對粗糙度ε／dc＝0.01／42＝0.000238。

根據(jù)雷諾數(shù)Re和相對粗糙度ε／dc的值，由GJB／Z 27－92《電子設備可靠性熱設計手冊》第59頁圖9－9，可查得沿程阻力系數(shù)f＝0.023。在一體機風道中，風道長度l＝0.3m。

將上述值帶入沿程阻力Δpl計算公式，得

當流體的速度和方向發(fā)生變化時所引起的局部阻力損失Δpc可由下式計算

式中：ζ——局部阻力系數(shù)，其值可從 GJB／Z 27－92 《電子設備可靠性熱設計手冊》第60頁表9－2查得。根據(jù)風道的結構特征，此處的ζ＝1.5，共有2處。所以，一體機內(nèi)風道的局部阻力損失Δpc為

則系統(tǒng)內(nèi)總的壓力損失Δp ＝Δpl＋Δpc＝0.44＋8.06＝8.5Pa＝0.867mmAq。對照風機的特性曲線，可知在風壓為0.867mmAq時，風機的風量為18.5CFM，大于上述文中所計算出系統(tǒng)所需的風量值17CFM，可見，此款風機能夠滿足系統(tǒng)強迫風冷的散熱需求。此處也可計算出系統(tǒng)的阻力特性曲線，與風機特性曲線的交點即為系統(tǒng)的工作點，這里不做詳細介紹。

4 Icepak分析模擬

4.1 分析建模

對整機強迫風冷散熱系統(tǒng)的分析模擬軟件采用的是ANSYS Icepak 13.0.2，即采用嵌入在 ANSYS 13.0中的Icepak模塊進行分析模擬。Icepak分析軟件采用有限體積算法，應用Fluent求解器，能夠比較貼切的對傳導、對流、輻射等傳熱過程進行分析計算。

在Icepak分析建模中，可以直接使用CAD軟件的模型進行熱分析。在Icepak建模中，首先需將CAD模型轉(zhuǎn)換成IGES、STP等中性格式，再通過軟件中的CAD模型導入接口，將CAD模型轉(zhuǎn)換成Icepak能夠辨別的分析模型，從而能夠較快的實現(xiàn)分析建模。但在實際的分析過程中發(fā)現(xiàn)，此種方法會對后期的網(wǎng)格劃分和求解過程造成比較大的難度，由于導入的模型特征較為復雜，分析軟件對其網(wǎng)格劃分要求較為苛刻，網(wǎng)格需要劃分比較細，這就對后期的求解造成難度，分析進度較慢。所以，綜合考慮利弊，在Icepak分析建模時使用軟件自帶模型進行整機建模。在軟件分析建模中，采用塊 （block）的拼接組成整機機箱，使用軟件散熱器 （heat sinks）模擬機箱肋片散熱板和主板、電源肋片散熱板，使用格柵 （grills）模擬整機前面板的進氣開槽，機箱上前后通風槽由于是和散熱肋片結構對齊設計，所以，機箱的前后通風槽也采用散熱器 （heat sinks）進行模擬建模，CPU和散熱板之間的導熱襯墊采用平板（plates）模型代替。其材料屬性仍保持軟件默認不變，但材料的導熱系數(shù)更改為5W／（m·℃），與實際裝配的導熱襯墊的導熱系數(shù)相符。Icepak軟件最終建模模型如圖4所示。

圖4 Icepak軟件整機建模分析

在整機模型中，主板和電源散熱板的散熱肋片采用系統(tǒng)優(yōu)化后的設計尺寸，其中，肋片厚度為2mm，肋片間距為4mm，主板散熱板的基板厚度為8mm，肋片高度為14mm，電源散熱板的基板厚度為3mm，肋片高度為18mm；機箱側(cè)板的基板厚度為2mm，肋片高度為5mm，肋片參數(shù)與主板散熱板一致。在主板、電源散熱板肋片和機箱肋片之間存在1mm左右的結構間隙。在這里詳細介紹了散熱板以及肋片的具體參數(shù)，因為在強迫風冷系統(tǒng)中，散熱板以及肋片的具體參數(shù)直接影響其散熱效果，而在整機的傳導散熱系統(tǒng)中，散熱板以及肋片的參數(shù)對最終的散熱結果影響不是很明顯。主板的CPU熱源為兩個等發(fā)熱量的矩形熱源，熱源尺寸為10mmX10mm的矩形，發(fā)熱量均為13W；電源模塊中的熱源為3個等發(fā)熱量的矩形熱源，熱源尺寸為61mmX59.7mm的矩形，每個熱源的發(fā)熱量為6.5W；整機模型中包括塊 （block）、散熱器 （heat sinks）等模型都是采用軟件默認鋁合金材料，這與整機的結構材料屬性基本一致。

4.2 Icepak風機參數(shù)設定

整機模型中的風機為排風風機，結構尺寸和安裝位置與實際設備相符。在Icepak分析軟件中，風機的參數(shù)設定可通過風機特性曲線輸入或是風量－風壓特征值輸入，此處，采用的是特征值輸入方法，根據(jù)前文風機的特性曲線，風機參數(shù)設定的特征值輸入如圖5所示。

圖5 風機參數(shù)設定值

圖5參數(shù)設定值中，左側(cè)為風量值，風量單位是m3／s，風壓單位是N／m2（Pa），通過此參數(shù)形成的風機特性曲線如圖6所示。

圖6中風機的特性曲線與圖3中列出的風機特性曲線基本一致，說明軟件中風機的參數(shù)設定與實際的風機特性狀態(tài)基本一致，從而能夠保證分析過程的準確性。

4.3 求解結果

具體其它的軟件分析設置過程在這里不做詳細闡述。在軟件的分析求解設置中，外界熱沉環(huán)境設置為50℃。整機的通風冷卻系統(tǒng)散熱分析如圖7（圖 （a）右側(cè)為溫度值，單位℃；圖 （b）右側(cè)為風速值，單位m／s）所示。

從圖7可以看出，在強迫風冷散熱系統(tǒng)中，整機熱設計的最高溫度為74.3℃，能夠滿足整機的熱設計要求 （熱設計結果需要保證整機最高溫控制在90℃以下）。此時，在整機現(xiàn)有的風道結構內(nèi)，風機排出的最高風速為2.7m／s。

通過上文的風機選型設計計算中可知，風機工作時的通風量為0.004X2＝0.008m3／s，單獨考慮主板一側(cè)的通風面積為18.24cm2，可得到設備風道內(nèi)的風速為0.008／0.001824＝4.4m／s，而上述系統(tǒng)的分析值僅為2.7m／s，所以可以這樣說，該系統(tǒng)的風機還沒有達到它的最高排風散熱性能。整機風道內(nèi)的風速還有待提高。

從圖7中速度切向圖可以看出，在機箱的進出風口處有明顯風向改變的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象很容易造成風道內(nèi)風量和風壓的損失。造成這樣的原因主要是由于機箱的進出風口為矩形陣列孔。這里嘗試將此機箱的陣列孔去掉，將機箱的進出風口完全敞開，通過模擬軟件得到的溫度、風速分布如圖8（圖 （a）右側(cè)為溫度值，單位℃；圖 （b）右側(cè)為風速值，單位m／s）所示。

圖8 機箱風口更改后風冷散熱分析

通過圖6的分析結果可以看出，當將機箱的進出風口陣列孔去掉變?yōu)槿_通結構后，整機的溫升有所下降，風道內(nèi)的風速有了提高，由此可見，上述機箱更改措施有效，更有利于發(fā)揮風機的散熱性能。

通過對整機的散熱分析可知，分布在機箱風道內(nèi)的風速隨著機箱內(nèi)部位置的不同而存在差異，其中，過主板CPU中心處的風速垂直切向圖 （排風方向）如圖9（圖右側(cè)為風速值，單位m／s）所示。

圖9 過CPU風速垂直切向

從圖9中可以看出，垂直風道內(nèi)的最高風速不在CPU所處的水平位置，其位于CPU下方，與后面板排風風機中心的垂直位置一致。所以，在上述一體機中，還可以通過調(diào)整風機在后面板上的垂直安裝位置，提高整機的散熱效果。即提高風機的安裝高度，使風機中心垂直高度與CPU中心處在同一水平面上，使CPU處的散熱風速達到最大，保證風機散熱的最大化。

5 分析與驗證

5.1 風機選型設計分析驗證

通過上文中對風機參數(shù)的分析計算，將風機自身、系統(tǒng)所需以及模擬驗證的風量、風壓數(shù)值于表1中列出。

表1 風機風量、風壓數(shù)值對比

通過對表1所列數(shù)值的分析比較，不難看出，系統(tǒng)所需要風量和風壓值遠遠小于風機自身的極值，風機風量和風壓的極值是在對方值為0時的極限值，實際系統(tǒng)中風機不可能出現(xiàn)這種工作情況；也就是說，當對系統(tǒng)散熱風量進行預估后，其初選風機的極值風量最小應為預估值的3倍，然后再根據(jù)系統(tǒng)自身的風道特點，計算出風機的穩(wěn)定工作點風壓，依據(jù)風機的特性曲線，得出風機在該系統(tǒng)中能夠提供的風量值，如果該值大于之前的預估值，則初選的風機型號可用，否則，應另選風機重新計算驗證。

在表1中，列出了應用分析模擬軟件對系統(tǒng)散熱進行仿真驗證的風速和風量值，其值僅為系統(tǒng)所需 （理論計算）的2／3左右，也就是說，風機在特定系統(tǒng)中的實際工作特性與理論計算值還存在一定差距，如果想要明確通過理論計算后所選風機是否能夠達到系統(tǒng)的散熱需求，還需對系統(tǒng)進行比較貼近的仿真模擬，從而驗證風機實際的工作狀態(tài)和整機系統(tǒng)的散熱特性，確保風機選型工作的可行性。在實際的工程項目中，由于不同系統(tǒng)具有不同的散熱特性，需要具體情況具體分析，但對于所選風機進行理論驗證是必須的 （求得其穩(wěn)定工作點），對散熱系統(tǒng)進行軟件模擬也是有必要的。

5.2 系統(tǒng)散熱分析與優(yōu)化

正如上節(jié)所述，不同散熱系統(tǒng)對風機的散熱特性存在影響，如系統(tǒng)內(nèi)風道的結構形式以及風機在系統(tǒng)內(nèi)的安裝位置等。

從表2的對比結果中可以得出結論；在風道的進、出風口處應盡量避免結構特征，使得風道內(nèi)的氣流能夠順暢通過，將風道內(nèi)的風阻減小到最低；風機的安裝位置應與系統(tǒng)內(nèi)的散熱點相對應，從而使得最大散熱氣流通過系統(tǒng)溫度最高點，以達到最優(yōu)的散熱效果。

表2 整機結構對風機散熱性能的對比

6 結束語

文中首先指出了在加固計算機的通風冷卻系統(tǒng)中，對風機選型設計存在的片面性，并通過某一體機風機的選型設計實例，給出了比較完整的風機選型計算方法，可供加固計算機的結構設計者和熱設計者作為設計參考。在理論分析計算的基礎上，文中通過Icepak熱分析軟件，具體分析了實際環(huán)境中風機的工作狀態(tài)，指出了風機散熱性能在實際與理論之間存在的差別：實際環(huán)境中風機的性能達不到最高，存在一個比例系數(shù)，具體數(shù)值可在以后的研究中不斷總結完善。文中通過對風機工作特性的模擬和整機散熱性能的分析，對整機的散熱結構進行了設計優(yōu)化，更改了機箱的風口結構和風機的安裝位置，得出了結構設計對風機散熱形成產(chǎn)生的影響。

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