交通通信系统耦合散热方式的仿真研究＊

曹 艳 贺新桥 彭玉成

（武汉职业技术学院电子信息工程学院1） 武汉 430074） （国网湖南省电力公司东江水力发电厂2） 郴州 423403）（华中科技大学能源与动力工程学院3） 武汉 430074）

0 引 言

随着城市以及城际交通量的快速增长，交通通信系统往大型化和集中化发展.这些通信系统应用了大量的电子设备，导致机房中机柜间以及机柜内的散热问题.

从发表的文献看，一般采用3类方式解决这些机柜的散热问题.第一类是在通信机房中布置空调，在机柜上开通风孔和加装风扇，组织合理的气流，使得机房内及机柜的空气产生循环［1－2］；第二类是通过水冷，采用强制对流换热的方式对机柜内的散热电子元件进行降温［3］；第三类是采用热管的方式进行换热［4］.第一类方式可以采用数值仿真的方法进行模拟和优化，第二类方式涉及到多物理场、热固耦合等问题，第三类方式因热管内部存在多尺度结构和复杂的物理问题，这两类问题综合数值仿真的文献较少，多是对该类应用的介绍或实验研究［5－6］.

本文对第二类散热方式进行了综合数值仿真，考虑了流体温度场、结构体温度场、热空气流场、冷却水流场等，用螺旋形散热管在冷却水和热空气间进行换热，因此通信机柜内部空间与外界隔开，避免灰尘进入机柜内部，提高系统运行的可靠性和易于维护，同时还可以屏蔽部分噪声，起到绝尘和降噪的作用.

1 几何模型与网格

本文研究了2个模型，见图1～2，2幅图中标出了冷却水的进口和出口、螺旋形散热管、热空气的进口和出口等，其中模型II设计为对称结构，因此图2中的模型仅为一半.设计成螺旋线圈的目的是便于缠绕与制作.螺旋形散热管布置在一个长宽高分别为600，200（垂直于纸面的深度），60mm的长方体内，这样设计的目的是组成一个标准的散热单元，可以直接插入机柜内.其他的主要尺寸为：散热管的内径9mm、外径10mm，进风口的直径是150mm.模型I中包含7个螺旋线圈，每个线圈约缠绕10圈，并独立供水.模型II中共包含10个螺旋线圈（图2中仅显示一半），每个约缠绕14圈，每5个螺旋线圈1个进水口.

图1 模型I

图2 模型II

为了尽量减小进口和出口边界对计算的影响，在划分网格时，将空气和水的进、出口均向外延伸了一定距离.在实际中，出风口可以根据需求设计成百叶窗等形式，实现诸如摆风等功能.2个模型中，在冷却水和热空气形成的计算域内以及散热管形成的结构域内均生成了多面体网格，在冷却水和热空气形成的计算域内均在壁面生成了3层棱柱体网格.图3中为模型I对应的局部网格，单元总数约440万，内部面总数约2 300万，边界总数约93万，顶点总数约1 740万，图4中为模型II的局部网格，单元总数约157万，内部面总数约765万，边界总数约为48万，顶点总数约570万.

2 仿真结果与分析

在仿真计算时流体域均选用SSTk－ω模型，流体域的进口设置为速度边界，出口为压力边界，壁面均绝热，空气为理想气体，固体传热介质为铜.冷却水的进口温度为293K，热空气进口的温度为320K.

图3 模型I对应的网格

为直观的说明散热器性能，本文中没有给出计算域内速度、温度等的云图，而是直接给出统计结果.

先引入3个公式分别计算流体的热功率、驱动功率和冷却水的扬程损失.

式中：c为流体的比热容；qm是质量流量；Δt是温度差；p1，p2分别为流体计算域进、出口的平均总压；qV1和qV2分别为进出口的体积流量；ρ为流体密度；g为重力加速度；H为冷却水的扬程损失，m，是以水柱高度衡量压力损失，为驱动泵选型做参考.

图5中显示了在不同进水流量下，热空气进口速度为5m／s时，模型I和模型II的热空气进、出口温差和冷却水的驱动功率（按式计算）对比.可以发现：（1）模型I中的空气域进、出口温差基本保持不变，说明即使再增加水量，温差也不会有大幅度变化，而且温差比模型II的温差要小的多；（2）模型II的温差在开始迅速增加，但当流量在0.225m3／h（图中竖虚线位置）之后趋于平缓；（3）模型I和模型II的冷却水驱动功率随水量增加而增加，但模型II增加较快.

此外，模型I和模型II的空气驱动功率基本保持不变，分别约为3W和13.4W.因此，从能耗方面，不论是冷却水还是热空气的驱动功率，模型I均优于模型II，但模型I温差小，在实际中可能达不到降温的目的，而且模型复杂，制造难度较大.从另外一个角度，当模型II的冷却水流量在0.225m3／h时，冷却水的驱动功率只有0.75W，而温差有10.6℃，比所计算的最大流量（0.9 m3／h）仅小约0.9℃.

图5 模型I和模型II热空气温差、冷却水驱动功率对比

图6 空气和冷却水热功率、冷却水扬程损失

图6 中显示了模型II不同冷却水流量下，空气和冷却水的热功率（按式计算）以及冷却水的扬程损失（按式计算）.按能量守恒的观点，空气的热功率和冷却水的热功率应该是相同的，但从计算结果看，冷却水的热功率稍微高一点，这可能是流体与壁面摩擦产生的热量传递给冷却水所致.空气热功率反应了降温和散热能力，因此是越大越好，但会消耗更多的能量.图6中竖虚线的位置之后空气热功率增加的速度变缓，而此处的冷却水扬程损失仅为1.2m，此后扬程损失迅速增加.

结合图5～6，在供水量为0.225m3／h时（两图中竖虚线位置），热空气温差和热功率均有较好的表现，而且此时消耗的能量也是较小的，冷却水的驱动功率只有0.75W，因此可以认为该流量综合较优.

图7中显示了模型II的冷却水流量在0.45 m3／h时，不同的热空气进口速度时的热功率、驱动功率和空气温差的对比.可以看到热功率和驱动功率都随进口速度增加，热功率增加较慢，而驱动功率增加较快，但温差随进口速度增加而下降.因此，在实际应用中，也存在合理的进口速度选择问题.

图7 不同空气进速情况下，模型II中空气温差、热功率、驱动功率

本文还计算了与图2所示反向的供水方式，水流的总方向是逆气流而行，表1中列出了当供水量0.45m3／h，空气进口速度为5m／s时，正向和逆向供水的散热性能.可以发现，逆向供水时的热空气温差和热功率均大于正向供水，而驱动功率等能耗则基本相同，因此逆向供水的散热性能优于正向供水.

表1 正向和逆向供水的散热性能

3 结 论

1）模型I在能耗特性上优于模型II，但管路布置复杂，且因螺旋线个数和螺旋圈数均小于模型II，因此散热降温效果不如模型II.

2）模型II随冷却水量的增加，冷却水驱动功率迅速增加，而实际的降温效果和空气热功率趋于平缓；在风量增加的情况下，温差呈下降的趋势，但空气热功率和驱动功率增加，而且驱动功率增加速度较快；，因此可以选择合适的供水量和通风量，达到综合最佳的效果；该结论也说明，对散热方式和效果进行仿真研究是非常有必要的.

3）模型II在逆向供水的情况下，降温散热效果略优于顺向供水.

4）本文给出了散热器的驱动功率特性以及扬程损失等特性，有利于风扇和驱动泵的选型.

进一步的工作：（1）考虑减小换热管的直径、增加螺旋圈个数等以增加换热面积，进一步降低热空气的出口温度；（2）对螺旋线圈采用组合式供水方式，使得综合效果最佳；（3）结合翅片散热，并比较优缺点；（4）考虑机柜内部的散热元件、对流风扇等，进行综合仿真研究.

［1］沈向阳，陈嘉澍，卓献荣，等.数据机房冷区内气流组织的优化［J］.流体机械，2014（3）：71－75＋31.

［2］张 量，许 鹏.数据中心地板送风和IT设备机柜散热的CFD模拟方法总结和比较［J］.建筑节能，2014（1）：38－42.

［3］张继英.高热密度水冷机柜制冷系统的方案设计与应用［J］.制冷与空调，2011（2）：84－87.

［4］赵 芳，何德辉，林浩斌.热管换热器在机房机柜散热中的应用［J］.洁净与空调技术，2013（1）：52－54.

［5］蒋贤国.高热密度服务器机柜液冷系统的分析和实验研究［D］.北京：北京工业大学，2012.

［6］周 峰，田 昕，马国远.IDC机房用热管换热器节能特性试验研究［J］.土木建筑与环境工程，2011（1）：111－117.