周成龍， 楊春信， 王超， 張興娟

(北京航空航天大學(xué) 航空科學(xué)與工程學(xué)院, 北京 100083)

具備高性能計(jì)算能力的數(shù)據(jù)中心在各行業(yè)中得到廣泛應(yīng)用，而基于計(jì)算需求的不同，數(shù)據(jù)中心的規(guī)模大小也存在差異。對(duì)于電信運(yùn)行商、銀行或者市場(chǎng)交易，其數(shù)據(jù)中心通常由上百個(gè)機(jī)架中的數(shù)千臺(tái)服務(wù)器組成，而對(duì)于小的企業(yè)或個(gè)人用戶，僅包含數(shù)個(gè)服務(wù)器的小型數(shù)據(jù)中心便可滿足設(shè)計(jì)需求。無(wú)論何種規(guī)模的數(shù)據(jù)中心，其熱管理始終是一項(xiàng)嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)。合理的熱管理應(yīng)該能降低能耗并實(shí)現(xiàn)均勻的溫度分布。

相對(duì)液冷，風(fēng)冷是更常用制冷措施。對(duì)于大型數(shù)據(jù)中心，需要建立標(biāo)準(zhǔn)化的空調(diào)房來(lái)為其提供獨(dú)立可控的工作環(huán)境[1-2]。機(jī)房空調(diào)單元通過(guò)地板上的通風(fēng)孔磚為服務(wù)器機(jī)架進(jìn)行制冷。但是針對(duì)小型數(shù)據(jù)中心，相比其較低的購(gòu)買成本，為其提供一個(gè)單獨(dú)的放置空間將大大提高其運(yùn)行成本。而如果與人員同處一個(gè)環(huán)境中工作，服務(wù)器運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生大量的噪聲和熱量又會(huì)對(duì)該環(huán)境中的人員產(chǎn)生嚴(yán)重的影響。流行病學(xué)研究表明，當(dāng)辦公室的噪聲高于55 dB時(shí)，辦公人員會(huì)表現(xiàn)出明顯的煩躁不安[3]。

當(dāng)前商用的服務(wù)器封裝系統(tǒng)有HP C-Class、IBM BladeCenter和Dell PowerEdge等。其中IBM BladeCenter是廣泛應(yīng)用的一種高密度的機(jī)架式封裝結(jié)構(gòu)，能為服務(wù)器提供冗余的電力和冷量。典型的IBM BladeCenter eServer 包含14個(gè)刀片服務(wù)器，2個(gè)可變速的反向葉輪風(fēng)扇滿速運(yùn)轉(zhuǎn)可為服務(wù)器提供0.215 m3/s的制冷風(fēng)量，如此高的流量產(chǎn)生高達(dá)74 dB的氣動(dòng)噪聲。雖然在支架的風(fēng)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(dòng)阻力也會(huì)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(shè)計(jì)概念不能有效處理制冷和降噪的矛盾，其噪聲水平也達(dá)不到辦公室噪聲標(biāo)準(zhǔn)。因此，針對(duì)辦公室使用環(huán)境下的小型數(shù)據(jù)中心有必要開展降噪與制冷一體化設(shè)計(jì)的研究。

相比試驗(yàn)研究的信息有限性和高成本的特點(diǎn)，數(shù)值仿真是研究數(shù)據(jù)中心熱管理的有效措施。針對(duì)大型數(shù)據(jù)中心空調(diào)房氣流組織的仿真研究較多[6-9]，而對(duì)小型數(shù)據(jù)中心的研究比較少。數(shù)據(jù)中心通常包含許多部件，像服務(wù)器、風(fēng)扇以及換熱器等。對(duì)于大型數(shù)據(jù)中心，由于機(jī)房與部件級(jí)的尺度差異較大，在仿真時(shí)對(duì)部件進(jìn)行了極大地簡(jiǎn)化。如對(duì)于服務(wù)器和風(fēng)扇都在機(jī)架水平上進(jìn)行簡(jiǎn)化，將機(jī)架處理為具有一定通風(fēng)量和發(fā)熱量的立方體[6-8]。此外，制冷單元內(nèi)部的流動(dòng)與換熱細(xì)節(jié)通常也不考慮。但是對(duì)于小型數(shù)據(jù)中心，由于部件和整個(gè)封裝結(jié)構(gòu)的尺度差異較小，部件的細(xì)節(jié)對(duì)于結(jié)果的影響也比較明顯，像軸流風(fēng)扇來(lái)風(fēng)的旋流特性以及換熱器中流動(dòng)和換熱的不均勻性等都要在仿真時(shí)考慮在內(nèi)。

多重參考系(Multiple Reference Frame, MRF)模型是模擬軸流風(fēng)扇的一種有效方法。其對(duì)扇葉進(jìn)行真實(shí)建模，流動(dòng)區(qū)域內(nèi)的網(wǎng)格可以被賦予不同的轉(zhuǎn)速[10]。Zhou和Yang[11-12]采用MRF對(duì)CPU熱沉系統(tǒng)進(jìn)行了仿真研究，仿真得到的風(fēng)扇流量曲線同標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)洞試驗(yàn)結(jié)果吻合良好。對(duì)于換熱器，由于翅片尺度過(guò)小，無(wú)法詳細(xì)建模仿真。多孔介質(zhì)模型假設(shè)可以基于廉價(jià)的計(jì)算成本模擬換熱器宏觀的流動(dòng)和換熱特征[13]。該假設(shè)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(dòng)區(qū)域，基于Darcy-forchiheimer壓降理論的源項(xiàng)添加到控制方程中以模擬流體在翅片中的流動(dòng)。多孔介質(zhì)模型被用于分析航空發(fā)動(dòng)機(jī)中的橢圓管交錯(cuò)換熱器，試驗(yàn)與仿真結(jié)果的偏差小于5%[14-15]。

溫度場(chǎng)均勻性也是衡量數(shù)據(jù)中心熱管理系統(tǒng)氣流組織好壞的一個(gè)指標(biāo)。方差是用于評(píng)價(jià)不均勻性的傳統(tǒng)方法，而信息熵也在多個(gè)領(lǐng)域用于評(píng)估分布的均勻性。Dionisio等[16]研究了方差和信息熵在金融市場(chǎng)風(fēng)險(xiǎn)和不確定性評(píng)估中的應(yīng)用，認(rèn)為信息熵相對(duì)方差是一種更為普遍的評(píng)估不確定性的方法，但由于信息熵評(píng)價(jià)未引入所研究變量的真實(shí)值，而是基于分布概率的一種操作，因此在使用時(shí)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(guān)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(guān)聯(lián)。結(jié)合方差和信息熵，可以對(duì)數(shù)據(jù)中心溫度場(chǎng)均勻性進(jìn)行更加全面的評(píng)價(jià)。

本文針對(duì)包含5個(gè)刀片服務(wù)器的小型數(shù)據(jù)中心提出了降噪與制冷的一體化設(shè)計(jì)方案，并采用數(shù)值模擬對(duì)服務(wù)器與制冷單元的流動(dòng)與換熱進(jìn)行了定量分析。為了確保仿真的正確性，對(duì)于關(guān)鍵部件——軸流風(fēng)扇和蒸發(fā)器的仿真方法分別進(jìn)行了驗(yàn)證，并開展制冷試驗(yàn)驗(yàn)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(píng)價(jià)依據(jù)，對(duì)比了4種風(fēng)扇排布方式，并討論了發(fā)熱密度增大時(shí)系統(tǒng)的應(yīng)對(duì)策略。

1 蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)

本文所針對(duì)的小型數(shù)據(jù)中心參數(shù)如表 1所示，數(shù)據(jù)中心運(yùn)行時(shí)的噪聲通過(guò)GM1358噪聲計(jì)測(cè)得，發(fā)熱量則通過(guò)測(cè)量單個(gè)刀片服務(wù)器進(jìn)出風(fēng)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(shí)現(xiàn)小型數(shù)據(jù)中心能在辦公室環(huán)境中運(yùn)行這一實(shí)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(jié)構(gòu)通過(guò)改造風(fēng)道來(lái)降低噪聲的方案效果并不顯著，且會(huì)導(dǎo)致制冷量的減少。從噪聲的傳播上分析，封閉式的設(shè)計(jì)更便于進(jìn)行針對(duì)性的隔音和吸音處理；而從熱控角度講，流動(dòng)的強(qiáng)度越大越有利于散熱。因此，如何在封閉空間內(nèi)實(shí)現(xiàn)有效的熱交換是方案設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。

針對(duì)該小型數(shù)據(jù)中心提出了如圖1所示的降噪制冷箱集成設(shè)計(jì)方案，服務(wù)器側(cè)為全封閉箱體，箱體壁面設(shè)置吸音與隔音材料，同時(shí)設(shè)計(jì)一套蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)為服務(wù)器提供單獨(dú)的冷源，軸流風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)內(nèi)部空氣實(shí)現(xiàn)對(duì)流換熱。為了節(jié)省占地面積，蒸發(fā)器與服務(wù)器采用了融合換熱設(shè)計(jì)，省略了中間換熱環(huán)節(jié)。

表1 小型數(shù)據(jù)中心的性能參數(shù)

降噪制冷箱的具體結(jié)構(gòu)如圖2所示，分為2個(gè)箱體——蒸發(fā)器側(cè)和冷凝器側(cè)，為了降低噪聲，整個(gè)系統(tǒng)盡量地采用閉合式設(shè)計(jì)，所設(shè)計(jì)的蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)為服務(wù)器提供唯一冷源，整套系統(tǒng)可以獨(dú)立運(yùn)行。蒸發(fā)器側(cè)(圖2(b))是一個(gè)全密閉空間，包含服務(wù)器支架、蒸發(fā)器和軸流風(fēng)扇，為服務(wù)器提供一個(gè)隔音絕熱的獨(dú)立空間。蒸發(fā)器上安裝有2排制冷風(fēng)扇來(lái)強(qiáng)化換熱，而在上方則裝有一排導(dǎo)流風(fēng)扇增強(qiáng)氣流組織。冷凝器側(cè)則是一個(gè)半封閉的空間，包含壓縮機(jī)、膨脹閥、冷凝器和風(fēng)扇。壓縮機(jī)是主要的低頻噪聲源且不與外界傳質(zhì)傳熱，因此對(duì)其密閉隔離；冷凝器由于需要同外界進(jìn)行換熱，在箱壁上安裝百葉窗以利于空氣流通。

噪聲測(cè)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(dá)到了辦公室環(huán)境使用要求。對(duì)于蒸發(fā)器側(cè)，如何在密閉空間內(nèi)實(shí)現(xiàn)有效的氣流組織是系統(tǒng)設(shè)計(jì)關(guān)鍵。本文采用CFD手段分析蒸發(fā)器側(cè)箱體流動(dòng)和換熱特征，并討論了最優(yōu)的風(fēng)扇排布方式及更高發(fā)熱密度的改進(jìn)措施。

2 氣流組織仿真方法

蒸發(fā)器側(cè)是一個(gè)密閉的箱體，氣流組織主要靠軸流風(fēng)扇實(shí)現(xiàn)。良好的氣流組織應(yīng)能充分利用蒸發(fā)器的冷量，降低服務(wù)器的排風(fēng)溫度，同時(shí)確保箱內(nèi)溫度場(chǎng)均勻性，避免流動(dòng)死區(qū)和熱點(diǎn)。本文采用商業(yè)軟件Fluent針對(duì)蒸發(fā)器側(cè)箱體流動(dòng)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(cè)箱體中的軸流風(fēng)扇、蒸發(fā)器分別是流動(dòng)控制和散熱的關(guān)鍵部件，這2個(gè)關(guān)鍵部件的數(shù)值模擬的難度較大，而模型的準(zhǔn)確性又直接影響了系統(tǒng)仿真的準(zhǔn)確度。因此本文在關(guān)鍵部件仿真策略得到驗(yàn)證的前提下，建立了箱體氣流組織的系統(tǒng)仿真模型并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

2.1 軸流風(fēng)扇

采用的軸流風(fēng)扇為FP-108EX-S1-B，其性能參數(shù)如表 2所示，風(fēng)扇的仿真參考了文獻(xiàn)[11-12]的相關(guān)工作。為了準(zhǔn)確模擬風(fēng)扇對(duì)氣流的輸運(yùn)作用，尤其是旋轉(zhuǎn)的渦流效應(yīng)，對(duì)風(fēng)扇葉片進(jìn)行了真實(shí)建模?；诋a(chǎn)品圖紙和手動(dòng)測(cè)量對(duì)葉片進(jìn)行了詳細(xì)的參數(shù)提取，并采用多截面掃掠的方式建立了風(fēng)扇葉片的三維結(jié)構(gòu)(見圖3)。采用四面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格建立風(fēng)扇仿真模型，近壁面網(wǎng)格y+值控制在30～60之間。風(fēng)扇區(qū)域采用MRF系模型施加旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。通過(guò)設(shè)置多組風(fēng)扇的背壓值獲得風(fēng)扇的流量特性曲線，并同產(chǎn)品圖紙?zhí)峁┑牧髁刻匦郧€進(jìn)行對(duì)比以驗(yàn)證仿真策略。表3對(duì)比了3套網(wǎng)格在背壓為20 Pa時(shí)計(jì)算得到的流量，在該背壓下網(wǎng)格數(shù)量越大，數(shù)值仿真與實(shí)驗(yàn)的相對(duì)偏差越小，但考慮到系統(tǒng)仿真時(shí)較多的網(wǎng)格數(shù)量帶來(lái)的計(jì)算成本，選取數(shù)量為171 015的網(wǎng)格模型進(jìn)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(jié)果同產(chǎn)品流量特性吻合得較好，在所研究的流量范圍內(nèi)大部分的誤差都在15%以內(nèi)。

表2 軸流風(fēng)扇性能參數(shù)

表3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)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(gè)平直管翅式換熱器，尺寸為720 mm×500 mm×70 mm，其管路和翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖5所示。蒸發(fā)器翅片與整個(gè)箱體特征尺度跨度高達(dá)104，在計(jì)算成本有限的情況下，多孔介質(zhì)模型能以較低的計(jì)算成本描述緊湊型換熱器的特征。

用于描述多孔介質(zhì)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(guò)在多孔介質(zhì)模型的基礎(chǔ)上添加內(nèi)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(guò)CFD仿真或?qū)嶒?yàn)測(cè)量獲得的換熱器的換熱特性可以處理成如式(3)形式的關(guān)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?cái)?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(dǎo)熱系數(shù)。

對(duì)于多孔介質(zhì)區(qū)域的每個(gè)計(jì)算網(wǎng)格，當(dāng)?shù)負(fù)Q熱系數(shù)hlocal可由當(dāng)?shù)厮俣群蜏囟萒下的Nulocal得到

(6)

則在該網(wǎng)格處的能量源項(xiàng)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(zhì)描述蒸發(fā)器的特征時(shí)，流動(dòng)和換熱特性應(yīng)通過(guò)實(shí)驗(yàn)或仿真的手段獲得。在本文中，由于缺少試驗(yàn)數(shù)據(jù)以及相應(yīng)的產(chǎn)品說(shuō)明書，通過(guò)設(shè)計(jì)CFD實(shí)驗(yàn)來(lái)獲取其流動(dòng)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(shí)驗(yàn)研究驗(yàn)證本文所采用的CFD仿真策略的有效性；Qu等[19]也針對(duì)該換熱器進(jìn)行了仿真研究，三者流量特性對(duì)比結(jié)果如圖6(a)所示。結(jié)果表明，使用本文仿真策略獲得的壓力特性同實(shí)驗(yàn)結(jié)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(wú)論是流動(dòng)特性還是換熱特性，本文的結(jié)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(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究時(shí)，通過(guò)在換熱器管壁外纏繞電加熱絲的方式來(lái)控制管壁溫度，加熱功率是由手動(dòng)控制以維持各個(gè)管壁的溫度一致，在實(shí)際操作中各個(gè)管壁的溫度不會(huì)完全一致必然存在誤差。而在進(jìn)行數(shù)值仿真時(shí)，各個(gè)管壁的溫度可以設(shè)置為絕對(duì)一致，因此仿真和實(shí)驗(yàn)在邊界條件上的差異會(huì)引入誤差。但是總體而言，所采用的仿真策略依然可以認(rèn)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(duì)象，通過(guò)添加出口延長(zhǎng)段以排除氣體流經(jīng)出口附近排管出現(xiàn)渦脫落導(dǎo)致的回流的影響。仿真采用的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格數(shù)量為78 148，貼近管壁附近區(qū)域劃分邊界層網(wǎng)格。翅片單元的入口和出口設(shè)置為速度入口和壓力出口，其余邊界條件則設(shè)置為周期性邊界。入口速度研究范圍為0.1～10 m/s，相應(yīng)的雷諾數(shù)分布為13～7 000，所獲得的流量特性結(jié)果如圖6(a)所示。在進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)時(shí)，對(duì)比了3×4的翅片單元矩陣與1個(gè)翅片單元在x方向的流量特性，二者高度一致，這表明，對(duì)于結(jié)構(gòu)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(jìn)出口的壓降，L為流動(dòng)長(zhǎng)度。

表4 蒸發(fā)器仿真策略

x方向流動(dòng)特征可以擬合為

Δp/L=83.18u+65.35u2

(8)

y方向流動(dòng)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(shè)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(gè)計(jì)算點(diǎn)，鑒于溫度變化范圍較大，考慮了溫度對(duì)空氣物性的影響，擬合得到的Nu關(guān)聯(lián)式：

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

(10)

2.3 刀片服務(wù)器

本研究中的刀片服務(wù)器有2個(gè)CPU、1個(gè)進(jìn)風(fēng)口和2個(gè)排風(fēng)口，內(nèi)部安裝的風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)外界氣流進(jìn)入服務(wù)器冷卻電子元件。由于刀片服務(wù)器內(nèi)部的結(jié)構(gòu)是未知的，無(wú)法進(jìn)行準(zhǔn)確的建模，而即便結(jié)構(gòu)已知，考慮到多尺度帶來(lái)的計(jì)算量也無(wú)法完全復(fù)現(xiàn)其內(nèi)部流動(dòng)細(xì)節(jié)。相對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)的外部氣流組織，刀片服務(wù)器的主要影響為發(fā)熱量和其自身內(nèi)循環(huán)的風(fēng)量，因此在數(shù)據(jù)中心的仿真研究中，大多將服務(wù)器處理為具有一定通風(fēng)量和發(fā)熱量的立方體[6-8]。基于如上考慮，在系統(tǒng)仿真時(shí)對(duì)刀片服務(wù)器進(jìn)行了如下處理：

1) 將2個(gè)排風(fēng)口合并為具有相同平均流速的一個(gè)排風(fēng)口，處理前后刀片服務(wù)器的體積不變。

2) 刀片服務(wù)器的發(fā)熱量以均勻內(nèi)熱源的形式添加。

3) 刀片服務(wù)器內(nèi)部設(shè)置壓力跳躍邊界，以模擬風(fēng)扇對(duì)氣流的驅(qū)動(dòng)作用，選取合適的壓力跳躍數(shù)值確保進(jìn)出口風(fēng)量同實(shí)驗(yàn)測(cè)量的一致。

雖然壓力跳躍邊界可以模擬刀片服務(wù)器內(nèi)部風(fēng)扇的對(duì)氣流的驅(qū)動(dòng)作用，但其對(duì)流場(chǎng)壓力的變化非常敏感，在計(jì)算時(shí)會(huì)導(dǎo)致服務(wù)器通風(fēng)量振蕩無(wú)法收斂，利用多孔介質(zhì)模型為刀片服務(wù)器內(nèi)部氣體流動(dòng)設(shè)置一定的阻尼可以減弱對(duì)壓力波動(dòng)的敏感性，有效解決仿真振蕩的問(wèn)題。

2.4 系統(tǒng)仿真實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

基于上述部件仿真策略，進(jìn)行了蒸發(fā)器側(cè)箱體整體集成仿真，經(jīng)過(guò)網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證，最終采用586萬(wàn)個(gè)網(wǎng)格的模型進(jìn)行計(jì)算。所采用的湍流模型設(shè)置與軸流風(fēng)扇的仿真策略一致，而能量項(xiàng)則采用QUICK離散模式。蒸發(fā)器的管壁溫度則通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)得，實(shí)驗(yàn)臺(tái)與測(cè)點(diǎn)分布如圖8所示。其中測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2測(cè)量蒸發(fā)器進(jìn)出口管壁溫度，結(jié)果測(cè)得溫度分別為6.8℃和7.2℃，由于制冷劑在系統(tǒng)內(nèi)存在一定的過(guò)冷度和過(guò)熱度，因此在仿真時(shí)設(shè)定管壁溫度為7℃。測(cè)點(diǎn)3～10測(cè)量箱體內(nèi)部多點(diǎn)溫度驗(yàn)證仿真模型準(zhǔn)確性。仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖9所示，由于上述部件仿真中存在的一些假設(shè)與誤差，在系統(tǒng)集成仿真中各測(cè)點(diǎn)的溫度同實(shí)驗(yàn)測(cè)得值存在一定的誤差，而從工程應(yīng)用的角度分析，誤差在允許范圍之內(nèi)，因此認(rèn)為本文仿真方法是可行的。

3 CFD結(jié)果分析

3.1 流動(dòng)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(wù)器內(nèi)部循環(huán)來(lái)看，在內(nèi)部風(fēng)扇的驅(qū)動(dòng)作用下，低溫空氣由吸風(fēng)口進(jìn)入服務(wù)器以冷卻其內(nèi)部元件，升溫后的空氣則由排風(fēng)口排向箱體空間。而從蒸發(fā)器側(cè)箱體內(nèi)的氣流組織來(lái)看，服務(wù)器排出的高溫射流同來(lái)自服務(wù)器上方導(dǎo)流風(fēng)扇的氣流匯合后向下流動(dòng)。部分氣流在服務(wù)器排風(fēng)口下方即受到蒸發(fā)器制冷風(fēng)扇的卷吸作用由上方穿越蒸發(fā)器，其余氣流到達(dá)箱體底部沿底部向后流動(dòng)。大部分氣流自下而上進(jìn)入蒸發(fā)器進(jìn)行換熱，但也有一些貼壁流動(dòng)的氣流未被蒸發(fā)器冷卻直接到達(dá)箱體后方。在蒸發(fā)器內(nèi)的氣流由于受到翅片的阻礙，沿z方向的流動(dòng)受限，只存在x與y方向上的速度分量。安裝在服務(wù)器上方的軸流風(fēng)扇攪動(dòng)箱體上方氣流匯入箱體循環(huán)，其對(duì)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(shè)置風(fēng)扇進(jìn)行主動(dòng)的氣流組織，加上服務(wù)器吸風(fēng)口的流量較小，導(dǎo)致該區(qū)域的流動(dòng)較為無(wú)序，在后上方的夾角處由于壁面對(duì)流動(dòng)的限制作用而出現(xiàn)了漩渦。

本文所使用的風(fēng)扇由于未進(jìn)行整流設(shè)計(jì)，風(fēng)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(nèi)不均勻的流動(dòng)與換熱。圖11中不同服務(wù)器的排風(fēng)射流是不一致的，正對(duì)風(fēng)扇中心區(qū)的射流擴(kuò)散明顯(如截面y1與y3)，而正對(duì)環(huán)形高速區(qū)的射流則存在明顯的向下偏轉(zhuǎn)(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(fēng)扇正對(duì)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(duì)換熱的影響，可見速度與溫度場(chǎng)有較強(qiáng)的耦合。正對(duì)風(fēng)扇的區(qū)域流速出現(xiàn)雙峰狀走勢(shì)，峰值對(duì)應(yīng)風(fēng)扇的環(huán)形高速區(qū)，峰值之間的下凹則對(duì)應(yīng)中心處的低速回流區(qū)。在高速區(qū)域換熱強(qiáng)度較大，較高的氣流溫度表明在該區(qū)域有來(lái)自蒸發(fā)器之外的箱體的高溫氣流在進(jìn)行換熱，而在流速較低的滯止區(qū)，由于此處氣流得不到補(bǔ)充，達(dá)到換熱平衡后空氣溫度與蒸發(fā)器表面溫度達(dá)到一致。圖14表明在蒸發(fā)器內(nèi)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(dǎo)致?lián)Q熱不足，未能開發(fā)蒸發(fā)器的制冷能力。

3.2 風(fēng)扇排布方式優(yōu)化及高發(fā)熱密度的改進(jìn)

為了研究氣流組織的影響，設(shè)計(jì)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(fēng)扇，而方案4則使用了3排制冷風(fēng)扇以強(qiáng)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(qiáng)度如圖17所示，正對(duì)風(fēng)扇的位置流動(dòng)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(dòng)，而方案1和方案2該處流動(dòng)較弱。這是由于相比方案1，方案3的導(dǎo)流風(fēng)扇下移其旺盛的抽吸力可以改善蒸發(fā)器前端氣流驅(qū)動(dòng)力不足的現(xiàn)象，而方案1中驅(qū)動(dòng)的氣流在到達(dá)蒸發(fā)器時(shí)經(jīng)歷了動(dòng)量損耗；方案4增加了換熱風(fēng)扇，整體改善了蒸發(fā)器內(nèi)的流動(dòng)和換熱，在蒸發(fā)器前端換熱風(fēng)扇的抽吸作用配合導(dǎo)流風(fēng)扇的推送使前端流動(dòng)相較方案1更為劇烈。

對(duì)服務(wù)器而言，服務(wù)器出口氣流溫度是衡量制冷效果的重要指標(biāo)，圖18顯示了各個(gè)方案中5個(gè)服務(wù)器排風(fēng)口的溫度，可以發(fā)現(xiàn)不同服務(wù)器的排風(fēng)溫度是不同的，這說(shuō)明了流場(chǎng)的不均勻分布。排風(fēng)溫度未出現(xiàn)極大值，說(shuō)明當(dāng)前的氣流組織避免了熱點(diǎn)的出現(xiàn)。在4種風(fēng)扇排布方式中，方案4的服務(wù)器排風(fēng)溫度最低，而方案2的排風(fēng)溫度最高，說(shuō)明方案4的制冷效果最好。4種方案的服務(wù)器進(jìn)風(fēng)和排風(fēng)溫度達(dá)到了美國(guó)采暖、制冷與空調(diào)工程師學(xué)會(huì)(ASHRAE)數(shù)據(jù)中心熱管理白皮書建議的A3級(jí)環(huán)境設(shè)備要求[20]。

本文采用信息熵與方差綜合評(píng)估氣流組織的溫度場(chǎng)不均勻性，方差和信息熵分別為

(11)

(12)

式中：xi為箱內(nèi)各點(diǎn)的溫度值；p(xi)為溫度的概率分布；E(X)為溫度的數(shù)學(xué)期望。

圖19展示了4種氣流組織方案的溫度場(chǎng)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(guān)關(guān)系，2種評(píng)價(jià)方式都表明方案2的溫度場(chǎng)不均勻性最差，而方案4的溫度分布更為均勻。

為了應(yīng)對(duì)更高發(fā)熱密度的挑戰(zhàn)，進(jìn)一步研究系統(tǒng)的可調(diào)參數(shù)對(duì)制冷效果的影響。從理論上講，系統(tǒng)可調(diào)參數(shù)有氣流組織方式、蒸發(fā)器溫度、服務(wù)器內(nèi)循環(huán)通風(fēng)量，分別可以通過(guò)改變風(fēng)扇排布、調(diào)節(jié)制冷系統(tǒng)膨脹閥以及采取輔助通風(fēng)措施來(lái)實(shí)現(xiàn)。圖20表現(xiàn)了服務(wù)器發(fā)熱量為300 W時(shí)，不同調(diào)節(jié)方案的排風(fēng)溫度。以方案1作為對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)發(fā)熱量升高后，排風(fēng)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(fēng)量至0.008 m3/s均可以改善制冷效果，相比之下，增大通風(fēng)量是降低排風(fēng)溫度的最有效的手段。

除了服務(wù)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(píng)價(jià)數(shù)據(jù)中心設(shè)計(jì)好壞的一個(gè)重要指標(biāo)。PUE為數(shù)據(jù)中心總設(shè)備能耗與服務(wù)器能耗之比，可以表示數(shù)據(jù)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(dāng)前的降噪制冷箱在服務(wù)器發(fā)熱量為1.5 kW時(shí)的熱環(huán)境僅能達(dá)到ASHRAE數(shù)據(jù)中心熱管理白皮書的A4級(jí)要求，所以如果發(fā)熱量繼續(xù)增加，當(dāng)前降噪制冷箱無(wú)法為服務(wù)器提供適合的溫度環(huán)境。雖然所設(shè)計(jì)的制冷系統(tǒng)的理論制冷量為2 kW，但在進(jìn)行PUE評(píng)價(jià)時(shí)，以1.5 kW作為該小型數(shù)據(jù)中心的功耗。壓縮機(jī)、軸流風(fēng)扇的功率共計(jì)為1.092 kW，因此相應(yīng)的PUE指標(biāo)為1.73。通過(guò)本節(jié)分析，可以發(fā)現(xiàn)增加制冷風(fēng)扇個(gè)數(shù)和服務(wù)器通風(fēng)量可以改善服務(wù)器的工作環(huán)境，但是也會(huì)導(dǎo)致制冷系統(tǒng)能耗的增加，使PUE變大，在未來(lái)的設(shè)計(jì)中需要權(quán)衡。

4 結(jié) 論

本文針對(duì)小型數(shù)據(jù)中心提出了降噪與制冷的一體化設(shè)計(jì)方案，并針對(duì)氣流組織進(jìn)行了仿真研究，得出：

1) 軸流風(fēng)扇不均勻的動(dòng)量驅(qū)動(dòng)導(dǎo)致箱內(nèi)不均勻的流場(chǎng)與溫度場(chǎng)分布。蒸發(fā)器內(nèi)存在流動(dòng)滯止區(qū)，制冷量開發(fā)并不完全，存在進(jìn)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(fēng)扇吸風(fēng)方向制冷好于排風(fēng)方向制冷。

3) 增加制冷風(fēng)扇的數(shù)量可以直接改善制冷效果和溫度場(chǎng)均勻性；在發(fā)熱量增大時(shí)，進(jìn)行輔助通風(fēng)設(shè)計(jì)以增大服務(wù)器通風(fēng)量是降低排風(fēng)溫度的最有效的手段。

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