新型液冷密闭机柜的结构设计与仿真分析

陈 弼,李高杰,朱曾辉,李 谦

(中国船舶集团有限公司第八研究院,南京 211153)

0 引 言

随着舰载相控阵雷达技术的快速发展,密闭机柜电子器件热流密度和散热量快速提高,传统的风冷方式密闭机柜散热能力有限,与新装备日益剧增的散热需求形成技术瓶颈,难以满足装备后续发展的需求。液冷密闭机柜散热技术将逐步成为舰载密闭机柜下一阶段技术发展的重点方向。随着新型舰船集中供冷技术的全面应用,机柜采用液冷式的高效散热方案已具备条件[1]。

液冷机柜在运输及工作中会随平台受到过载、冲击等振动环境的影响,其结构设计既要满足组件安装精度需求,又要保证在承受相关振动冲击时的结构刚强度[2]。本文创新性地采用图乘法,根据冲击载荷及自身重量引起的力矩及最大容许变形量Δ反推机柜惯性矩,快速确定机柜的截面参数,然后基于有限元技术,利用ANSYS软件对该机柜进行仿真验证,分析了结构在承受过载、冲击、随机振动等载荷时的刚强度性能,将图乘法计算的变形量与仿真结果进行比较,进而验证了图乘法设计的有效性。

1 液冷密闭机柜结构设计

1.1 机柜结构原理及布局设计

液冷密闭机柜安装液冷机箱,液冷机箱呈单列可扩展布局,液冷密闭机柜最多可容纳3个液冷机箱[3],如图1～4所示,主要结构包括以下组成部分:柜体1底部设有进液管2、回液管3,柜体1内部右侧设有流量分配模块4,液冷机箱5通过支架固定在柜体内部,液冷机箱底、顶部设有快插水插头6,通过管路与与流量分配模块4相连。

图1 液冷机柜正面视图

图2 液冷机柜内部视图

图3 内部结构(去除柜体)视图

图4 液冷机箱示意图

该液冷机柜的工作原理具体如下:

(1)冷却液从柜体1底部的进液管2进入流量分配模块4;

(2)流量分配模块4对冷却液流量进行分配,通过管路输送至液冷机箱5进液口;

(3)液冷机箱5顶、底部的快插水插头6将冷却液输送进液冷机箱进液口;

(4)液冷机箱5内部经过固-液热交换,带走内部热量;

(5)冷却液从液冷机箱5顶、底部回液口通过快插水插头6回到流量分配模块4,最终从回液管3排出。

1.2 机柜图乘法设计

根据材料力学中莫尔定理,对以抗弯为主的结构计算任意一点位移,可表示为

(1)

式(1)中的积分称为莫尔积分。对于等截面结构,莫尔积分中的EI为常量,可以提出积分符号。但是对于变截面结构,可以将整个机柜离散为若干分段,使得I值相等的部分归为一段,这样每个分段中的EI便为常量,也可提出积分符号[4],于是式(1)可化为

(2)

根据材料力学知识,式(2)可表示为

(3)

利用式(3)结果,在变截面结构中式(2)化为

(4)

式(4)即为图乘法求变截面变形的计算公式[5]。

机柜材料为铸铝ZL101A-S-T5,参数如下:密度2700 kg/m3,弹性模量70 GPa,泊松比0.33,机壳质量预估为152 kg,上装设备预估为184 kg。

(7)

将式(5)～(7)代入式(2),得到机壳惯性矩要求I≥61 187 814 mm4。利用NX软件计算现有机壳截面惯性矩,得到I=61 223 561mm4(如图5),大于图乘法求解要求,因此理论上总变形量Δ满足液冷机箱内模块盲插要求。

图5 机壳截面惯性矩

2 液冷密闭机柜有限元分析验证

尽管机柜在使用之前均要进行环境试验,但由于试验条件所限,许多问题难以及时发现,即使发现也经常由于研制周期而难以修改,因为多次反复会严重耽误研制进度。在复杂的振动环境中,为了保证结构的完好性及其内部电子设备的正常工作性能与研制进度,有必要从设计阶段起就开展全面深入的结构静力学过载及动力仿真分析,为提高机柜的抗振动冲击性能提供有效的依据和方法。

该模型坐标系定义如下:垂直于机柜安装面为Z向,机柜开口方向为Y向,按照右手螺旋定则确定X向。模型包含645 581个单元、1 200 156个节点。

静力学过载分析可以保证结构在承受稳态载荷时不出现损伤或破坏,但来自运输、工作时的冲击、随机振动等动力学载荷对结构力学的性能影响更大。本文基于模态动力学方法开展机柜结构的动力学响应分析。

2.1 模态分析

可提取出模型的固有频率和模态振型。对机柜施加约束,进行前6阶模态的分析计算,其固有频率如表1所示,前4阶模态的固有频率在50 Hz内。为了解各模态振型规律,查看其各阶频率下对应的振型云图[6],如图6、图7所示,可以看出:在50 Hz频率以下机柜顶部及侧面变形较大,在50 Hz频率以上机柜侧面与插箱变形较大。

表1 机柜固有频率表(单位:Hz)

图6 1～3阶模态

图7 4～6阶模态

2.2 随机振动分析

机柜在车载运输过程中受到随机振动激励,须进行随机载荷分析。针对改进模型,进一步开展随机振动分析。考虑到机柜的Z向刚强度较好,此处仅计算X和Y方向。仿真振动条件见GJB150.16A-2009,后者规定的公路运输环境如图8、图9所示。根据如图10、图11所示的功率谱密度加载。

图8 公路运输环境(横侧轴)

图11 功率谱密度加载(纵向轴)

机柜在随机振动载荷下的应力和位移分布如图12、13所示。可以看出,机柜在承受横向轴随机振动时,最大3σ等效应力为63.74 MPa,最大3σ等效应变为0.31 mm;在承受纵向轴随机振动时最大3σ等效应力为75.3 MPa,最大3σ等效应变为2.34 mm,最大应力出现在背部减震器安装孔处,可局部加厚安装凸台以提高强度[3]。按照ZL101A-S-T5铸铝材料的屈服强度180 MPa、安全系数1.5校核,该机柜在公路运输的随机振动功率谱激励下满足设计要求。

图12 X向随机振动应力和应变云图

图13 Y向随机振动应力和应变云图

2.3 冲击载荷分析

该液冷机柜安装在舰船上,工作过程中受到海洋环境冲击载荷的影响。本文采用瞬态动力学方法分析机柜在承受冲击载荷时的强度。仿真加载条件如图14所示,采用半正弦方式,脉冲时间为30 ms,峰值加速度为15 g,冲击方向:±OX﹑±OY和±OZ。计算结果如图15～18所示。

图15 X向冲击应力

图16 Y向冲击应力

图17 Z向冲击应力

图18 最大应变处

可以看出,在X向冲击下结构最大应力为125.65 MPa,在Y向冲击下结构最大应力为86.7 MPa,在Z向冲击下最大应力为51.8 MPa,最大应力均出现在液冷机箱安装支架处,因此该机柜在Y、Z向具有很好的强度,但X向较差,按照ZL101A铸铝材料的屈服强度180 MPa、安全系数1.5校核,该机柜在工作环境冲击载荷激励下满足设计要求,但薄弱环节须加强。由于安装支架壁厚较薄,在冲击载荷下冲击响应较大,使得与之连接的螺栓孔受到较大应力,因此要对此处结构进行局部加强改进,最大应变出现在X向,应变值为3.61 mm,略小于图乘法计算总变形量Δ=4 mm,图乘法计算值较为准确。

3 结束语

本文设计了一种新型液冷密闭机柜,机柜内部空间布局合理,采用快插式水冷管路连接,对设备安装的定位精度要求低。创新性地采用图乘法,根据冲击载荷及自身重量引起的力矩,结合最大容许变形量Δ反推机柜惯性矩,从而快速确定机柜的截面参数,然后对该型液冷机柜在冲击、随机振动等载荷作用下进行动力学响应分析,通过比较仿真结果与图乘法的计算值验证了图乘法设计的有效性。结果表明:图乘法计算值与仿真结果相符,满足刚强度设计要求,是一种有效的位移控制方法。

图乘法结合有限元分析的设计方法可为相似产品的设计、验证提供重要参考,可大幅提高设计效率,为机柜设计定型和结构优化提供可靠依据,对于缩短产品研制周期、降低成本、减少返工等具有重要意义。