车载机顶盒硬盘固定架优化和散热分析

目 录摘要1关键词11前言21.1车载硬盘固定架的基本问题21.2国内外研究现状21.3车载硬盘 固定架系统的隔振缓冲32车载机顶盒的总体布局33车载硬盘固定架结构设计53.1固定方式的对比53.2初步拟定固定架结构53.3固定架结构分析63.3.1固有频率分析63.3.2静态分析73.3.3屈曲分析94隔振器的设计104.1隔振器的设计与选用步骤104.2工作环境参数114.3隔振系数124.4刚度135螺钉和垫片的选择156机顶盒的散热分析166.1电子设备热设计的指标要求166.1.1环境温度166.1.2元器件的温度166.1.3系统温升176.2机箱表面辐射散热186.3机箱表面自然对流散热186.4机箱的开孔设计197试验测试与验证208结论21参考文献22致谢错误！未定义书签。附录231车载机顶盒硬盘固定架优化和散热分析摘 要：随着信息技术的飞速发展，汽车电子已从 20世纪 70年代的简单汽车电器发展成为模块化、网络化和智能化地集成电子系统，并作为改善汽车动力性、经济性、安全性、稳定性和舒适性等性能的重要技术措施，已被广泛应用于各种车辆。汽车电子化的程度已被视为衡量现代汽车水平的重要标志。一方面，由于车辆工作过程中，频繁的启动、制动以及外界环境激励等因素带来的冲击和振动 1，对车载电子产品来说是一个重大的考验，尤其是作为核心部件的硬盘对工作环境要求更是苛刻。另一方面，电子产品本身对散热也有较高的要求。为此，保证车载硬盘的正常使用对整个车载电子系统变得极为关键。本论文根据汽车工作的实际需求，以车载机顶盒硬盘固定架系统的减振和机顶盒散热问题为研究对象，应用隔振缓冲和热力学等理论对硬盘固定架进行设计、仿真和试验，达到保护硬盘正常工作的目的。关键词：车载设备；隔振缓冲；散热；固有频率The Analysis of Vehicle Set-top Box Hard Disk Fixing Frame Optimization and Heat DissipationAbstract: With the rapid development of information technology, automobile electron has already developed to be modular, network and intelligent integration electronic system from the 1970s simple automobile electric appliances, and become an important technical measure in improving automobiles capability on power, economy, safety, stability and comfort. It has been widely applied to various vehicles. Automobile electronic degree has been regarded as an important symbol of the level of modern automobile.On one hand, due to many factors such as frequently starting, braking and external excitation from environment bring shock and vibration to electronic products in the working process, this is a serious challenge. Especially, as a core component of electronic products, the hard disks have more strict 2requirements in working environment. On the other hand, electronic products also have high requirements for heat dissipation. Therefore, it becomes especially significant to whole vehicle electronic system to ensure the proper use of the hard disks. This paper is subject to the problem of the vibration reduction to the hard disk-fixed frame system and the heat dissipation for set-top boxes on the basis of the actual demand in vehicles working process, applies the theory of vibration isolation and thermodynamic on the hard disk rack design, simulation and test, to protect the normal operation of the hard disk.Keywords: truck-loaded equipment; eliminating impacts and vibrations;heat dissipation;inherent frequency1 前言卫星导航被列入新兴产业“十二五”规划，发展自主技术成為重中之重，汽车前装市场起了打头阵的作用。到 2015年，前装导航汽车销量，年复合增长率将达到 40%左右。汽车保有量达 2 亿辆，其中 8000 万未配备导航设备的 7年新车成為导航装配市场的潜在客户群。中国汽车导航装配普及率将将从目前 26%成长至 50%-55%。因此，中国车载电子产品将有广阔的发展前景。1.1 车载硬盘固定架的基本问题随着社会科技的进步，车载数字移动电视等电子设备得到了越来越广泛的应用，由于其工作在复杂随机振动的环境中，极易造成损坏。由于数据的读取和写入速度快的优势，目前的存储设备仍以硬盘为主导地位，而硬盘本身的隔振缓冲能力较差，这是车载电子产品的致命缺陷，提高硬盘隔振缓冲能力就尤为显得重要。据统计，在引起车载电子设备的失效环境因素中，振动因素约占 27%。本论文主要是研究车载机顶盒硬盘的隔振缓冲和散热问题，设计一种 3.5英寸硬盘的固定架，提高产品对车载环境的适应性。提高车载硬盘固定架系统环境适应性的主要措施：1)加固设计，改善固定架薄弱环节抵御振动冲击的能力。2)隔振缓冲设计，使外界激励通过隔振缓冲系统传递给硬盘的实际值在允许范围内。3)预期设计，在工作热环境比较恶劣，开散热孔自然散热方式不能满足要求的情况下可增装散热风扇。1.2 国内外研究现状提高车载硬盘固定架系统的隔振缓冲能力是保证车载电子产品性能的重要手段，要有效地隔振缓冲，振动控制成为了主要对象。隔振是振动控制的主要途径之一，它3是在支撑基座与电子设备之间安装减振器进行冲击隔离，当外界冲击力作用在支撑基座上时，由于减振器中的弹性元件和阻尼元件产生变形，吸收能量并延长冲击力作用的接触时间，使传递给设备的冲击力减小了很多，达到缓冲的目的，主要有两种方式：主动隔振和被动隔振。主动隔振是在振动物体与安装基础之间安装隔振器，减少机器振动力向基础的传递量，隔振对象是振源。被动隔振是在仪器设备与基础之间安装隔振器，以减少基础的振动对仪器设备的影响，隔振对象是设备。因此，对车载电子产品主要采用被动隔振。目前国内的主要隔振器件主要有各种金属弹簧金属减振片橡胶及不锈钢钢丝绳等 2。国外开发的新型隔振器有气体隔冲器和 ERF 减震器及美国海军为战舰研究的 3KIP SAM 隔冲器等。目前，对车载设备支架隔振结构的进行动力学分析的主要手段为试验和数值仿真。试验是准确可靠的方法，但是试验常常受到成本实验条件等因素的限制。因此基于有限元法模态分析和结构优化理论，考虑车载电子设备实际工作环境，建立支架隔振结构系统动力模型进行仿真分析，为隔振系统的优化设计提供了依据。本论文采用数值仿真分析设计，而最后对样品进行试验测试分析验证。1.3 车载硬盘 固定架系统的隔振缓冲车载电子产品受到的是汽车主体（振源）传输来的强迫振动，工作中的振动环境是中低频的随机振动，垂直方向的振动占优势，水平方向的振动相对较小。为避免共振，根据二倍频法则 3，系统的固有频率应避开振动激励频率，且两者的比值要大于2.5。由于隔离要求的不同，隔离器的性能也不同，为获得较小的相对位移，要求刚度较大；而为获得较小的加速度响应，则要求刚度要小。刚度 k隔振器的刚度越大，隔振效果越差，反之隔振效果越好。 质量 m被隔离物体的质量 m 使支承系统保持相对静止，物体质量越大，在确定振动力的作用下物体振动越小。 阻尼比 由于硬盘工作在高转速状态，一般转速超过 5400r/min，当受到冲击或剧烈震动时，极易造成磁头损坏或盘区磁道刮损。因此，对车载机顶盒硬盘固定架需选择较软的、刚度低的弹性支撑的阻尼，而硬盘由于受到空间位置的限制又不能取过软的大阻尼材料，综合考虑各种因素，一般采用的是阻尼较大的橡胶作为减振材料。2 车载机顶盒的总体布局由于汽车工作过程中本身会产生大量的热量，使汽车空气温度高于室温，再者考虑到夏天温度较高，机顶盒自然风冷散热不足的情况，有必要在固定架下面设计一个4备用风扇，以强迫风冷方式帮助散热。由于机顶盒的 PCB 板面积尺寸和硬盘尺寸已经确定，在这种情况下，固定架最小尺寸大于 100X150mm。把硬盘固定架安装位置与PCB 板组合在一起，在加上前端塑胶壳体部分，使整个机顶盒长宽比例尽量满足接近1:1，符合美学对外观的要求。在 Proe 软件中采取自上而下的方式进行建模 4，首先在钣金件建模环境中建立底座模型，再在底座基础上对其他模型进行装配参数建模，这样能保证相配合的尺寸的一致性和准确性。在钣金环境建立的底座模型图、总体布局装配图分别如下：图 1 底座5Figure 1 Base 图 2 总体布局Figure 2 General layout3 车载硬盘固定架结构设计3.1 固定方式的对比目前硬盘固定架主要有两种固定方式：左右固定和上下两种方式。从减振结构区分的话，左右固定方式又可大致分为插槽式、悬挂式和侧板固定式等 5。从总体布局可知，由于车载硬盘固定架下需要安装风扇，因此固定架必须设计成支架结构。若选用悬挂式，垂直方向和水平方向上的减振效果都较好，但需要较大的空间，这在日益微型化的机顶盒内，空间是不容许的；而插槽式因硬盘的上下表面必须紧密固定卡在槽内，所以垂直方向的减振效果不理想；采用侧板固定式则坚固两方面的优点 6，既能够做到减少硬盘固定架所占的空间，又在水平方向和垂直方向上有较好的减振效果，因此，本论文设计的车载机顶盒硬盘固定架采用侧板固定式。3.2 初步拟定固定架结构根据硬盘的外观形状和尺寸数据，能基本确定固定硬盘部分的大致外形尺寸，考虑到固定架在机顶盒内所占的空间基本确定，再参照目前公司已有的部分非车载小型机顶盒硬盘固定架结构 ，应尽量采用结构简单，占据空间位置较小的结构。公司现有固定架图片如下：6图 3 参考硬盘固定架Figure 3 Reference to hard disk fixing frame根据 ST3500312CS 型号硬盘的结构参数 7150X100X20mm，和风扇型号 8（80X80X20mm） ，大体确定固定架框架尺寸。侧板开孔间距尺寸从硬盘螺钉孔尺寸确定，孔的大小由减震器尺寸决定。车载硬盘工作在振动的环境中，硬盘与机顶盒的其他部分连接的数据传输线比较容易出现松动甚至脱离接口，因此必须设计一结构以防止数据线松脱。固定架初步结构如下图：图 5 固定架结构Figure 5 Structure of fixing frame3.3 固定架结构分析3.3.1 固有频率分析硬盘的质量为 420g，根据公司常用做硬盘固定架的材料为电镀钢，试取厚度为为71mm，在 solidworks 中建立固定架三维模型 9，然后新建频率算例，应用材料电镀钢与模型，对固定架底面四个支撑点进行固定，作为边界条件。由于固定架为冲压件，厚度 1mm，因此采用壳体网格划分方式进行网格划分，网格信息如下表：表 1 网格信息Table 1 Grid information网格类型: 壳体网格所用网格器: 标准网格自动过渡: 关闭光滑表面: 打开雅可比检查: 4 Points 单元大小: 4.1037 mm公差: 0.20519 mm品质: 高单元数: 7963节数: 17327完成网格的时间(时;分;秒): 00:00:04由于节数为 7963 少于 20000，因此采用 FFEPlus 解算器进行计算较为适当，计算5 阶频率分析，结果如表 2：表 2 共振频率Table 2 Resonance frequency频率数 赫兹 秒1 423.67 0.00236032 480.43 0.00208153 510.33 0.00195954 595.27 0.00167995 772.7 0.00129423.3.2 静态分析选用的材料为电镀钢，其属性参数如表 3：表 3 材料属性参数Table 3 Material property parameters属性名称 数值 单位 数值类型弹性模量 2e+011 N/m2 恒定泊松比 0.29 NA 恒定质量密度 7870 kg/m3 恒定张力强度 3.569e+008 N/m2 恒定屈服强度 2.0394e+008 N/m2 恒定材料模型为线性弹性同向性，失败准则以最大 von Mises 应力为判断依据，其他8约束条件同上。新建一个静态算例进行结构强度仿真分析，结果如表 4 和图 6：表 4 静态分析结果Table 4 The results of static analysis名称 类型 最小 位置 最大 位置应力 1 VON:von Mises 应力20.7513 N/m2节: 3622(89.1859 mm,12.0132 mm,6.24572 mm)2.50954e+006 N/m2节: 11210(-59.3064 mm,-6.99023 mm,37.1491 mm)位移 1 URES:合位移 0 m节: 7(-85 mm,-26 mm,-43 mm)6.20321e-006 m节: 2137(1.93519 mm,17.4232 mm,33 mm)应变 1 ESTRN :对等应变1.20336e-010 单元: 6021(89.124 mm,11.5847 mm,11.3367 mm)5.56727e-006 单元: 142(74.0864 mm,1.63323 mm,-51.8818 mm)图 6 固定架应力分布Figure 6 Analysis on stress of fixing frame9此次分析得到固定架的最小安全系数为 64，此外从上图可知，固定架最大应力3172471N/m2,远小于材料的屈服极限 203943242.6 N/m2，而在四个支脚处发生了比较大的弯曲变形，说明固定架发生应力过大导致失效前，首先发生的是屈曲变形而使固定架失效。3.3.3 屈曲分析在对固定架进行静态分析的基础上，新建一个扭曲算例，在尖角处采用自动过渡，仍然进行壳体网格划分精细划分网格，节点数为 19893，接近 20000，因此采用 Direct sparse 解算器计算更加有效，进行屈曲有限元分析。分析结果如表 5 和图 7：表 5 屈曲分析结果Table 5 The results of buckling analysis名称 类型 最小 位置 最大 位置 载荷因子位移 1 URES:合位移0 m节: 7(-85 mm,-26 mm,-43 mm)0.0862007 m节: 2708(1.56183 mm,19.2679 mm,-71.9991 mm)1129图 7 加强前的固定架屈曲分析Figure 7 Analysis on buckling of fixing frame before strength由于固定架变形较大，在频繁的随机振动冲击的工作环境，可能由于疲劳的因素降低其对硬盘的保护功能等，载荷因子有待进一步提高，因此尝试通过在折弯处做加强筋以提高固定架在支脚折弯处的结构刚度。但是冲压件又不能像其他机器采用焊接肋板的办法实现，一方面加工工部较多，提高产品的成本，另一方面此固定架尺寸较小，焊接小肋板亦不便操作，所以选择在折弯处破口冲压出一个缺口，起到加强筋的10作用。重新建模后再进行仿真分析，结果如下：表 6 加强后屈曲分析结果Table 6 The results of buckling analysis after strength名称 类型 最小 位置 最大 位置位移 1 URES:合位移 0 m节: 8(-80.0009 mm,-26 mm,-44.4051 mm)0.152128 m节: 2968(22.0599 mm,19.2544 mm,71.9991 mm)图 8 加强后固定架的屈曲分析Figure 8 Analysis on bucking of fixing frame after strength对比之前的分析发现，在折弯处冲压加强筋后，整个结构的载荷因子从原来的1129增加到 2217，将近提高一倍，最小安全系数提高到 84，结构的安全性有了较大提升，使得其抵抗变形能力得到了较大改善，即冲压加强筋后的固定架的稳定性得到了改善。4 隔振器的设计4.1 隔振器的设计与选用步骤1)根据设备使用场合，通过测试和分析明确设备所承受的机械力形式以及强度大小（如冲击次数、脉冲持续时间和加速度大小；振动频率的范围、主要频率点及相应的振幅等；2)根据允许的激振值( 位移、速度、加速度或重量)求出隔振系数；113)根据所要求的隔振系数由图确定出频率比和相应的阻尼比的值；4)由频率比和激振频率求出系统的固有频率； 5)由 决定隔振器的弹簧刚度 K10，若隔振器的布置与重心不对称，则应该分20mK别计算隔振器的刚度；6)根据隔振器刚度和阻尼比可以查振动振动机架设计手册 11选择合适的隔振器。4.2 工作环境参数根据所要设计的硬盘固定架为车载工作环境，查现代电子设备设计制造手册12如下表：表 7 振动与冲击参数Table 7 Parameter of vibration isolation and shock名称 频率范围（Hz） 最大振幅（mm） 最大加速度(g)自行车（路面恶劣有重载）1-10 5.4二轮摩托（同上） 3-5 6.1三轮摩托（同上） 3-20 2.5N 型汽车（同上） 2-20 1.6载客汽车 1-20 153 0.3载重汽车 4-80 127 4.1火车 2-10 38 1.25活塞飞机 0-100 0.25 5涡浆式飞机 0-500 0.025 1.38快艇 70-120 0.3 6.4船 0-300 0.025 0.8喷气式飞机 0-500 0.76 12.5GJB150.16振动试验规定 13：由于陆上运输环境比海上运输环境更为严重，所以车载船载电子设备的震动试验一般按车载通讯设备“卡车”类试验严酷登记进行。查振动与冲击参数表得：载重汽车频率范围 480Hz，最大振幅 127mm，最大加速度4.1g。根据本论文研究的机顶盒型号选用的是ST3500312CS型号的500GB 硬盘，可以由表2查得硬盘工作时最大允许冲击为70Gs at 2ms, 车载硬盘工作时振动频率范围4-80Hz，其工作频段主要在22-80Hz ，4-22Hz频段主要是路面低频激振，因此允许最大12加速度为0.5Gs。1Gs 表示的是一倍重力加速度，因此，硬盘所能承受的冲击和振动是非常小的，必须采用隔振效果和阻尼都较好的隔振器。表 8 500 和 320 GB 型号硬盘参数Table 8 Drive specifications summary for 500 and 320GB modelsDrive specification ST3500414CS ST3500312CS ST3320413CS ST3320311CSOperational Shock(max) 70 Gs at 2 msNon-Operational shock(max) 350 Gs at 2 msVibration operating 5Hz to 22Hz ;0.25Gs22Hz to 350Hz ;0.5Gs350Hz to 500Hz; 0.25GsVibration non-operating 5Hz to 350Hz ;3.0Gs350Hz to 500Hz ;3.0GsDrive acoustics sound power idleCE Seek Profile1.9bels(typical)2.1bels(max)2.3bels(typical)2.4bels(max)4.3 隔振系数 (a)主动隔振 (b)被动隔振图 9 单自由度阻尼振动系统示意图Figure 9 Schematic diagram of single degree of freedom vibration damping system主动隔振：传到基础上的力与原振力之比 。13F T/F0 （1）被动隔振：被隔离的物体振幅与基础振幅之比 。X O/ UO （2）此处已知条件为加速度，因此用加速度表示隔振系数=a（响应加速度）/a 0（激励加速度） （3）=0.5/4.1=0.121)当 f / fo 1 时，隔振系数 =1；2)当 f / fo =1 时， 隔振系数 为最大，振动力被放大，此时系统处于共振状态；3)当 f / fo = 时，隔振系数 =1，振动力等值传递，此时系统无隔振效果；24)当 f / fo 时，隔振系数 1，振动力减值传递，此时系统有隔振效果。隔振必要条件，频率比 f / fo 。2图 10 隔振系数与频率比及阻尼比的关系曲线Figure 10 Isolation coefficient and frequency ratio and damping ratio curve在电子设备的减振设计中一般取频率比 f / fo为 2.54.5。在放大（共振）区内，阻尼可以抑制传递的幅值，在共振区减小共振峰值，抑制共振振幅，使物体的振幅不至于过大；在隔振区，阻尼反而使传递增大 ，随着 的增大， 也变大，隔振效果变差。对于不同的阻尼比 ，曲线明显分开，表明阻尼对共振的影响大， 值随 增大而减小。要取得比较好的隔振效果，首先必须保证当 f / fo2，即设计比较低的隔振系统频率。如果系统激振频率 f 比较低，系统设计时很难达到当 f / fo2 的要求，则必须通过增大隔振系统阻尼的方法以抑制系统的振动响应，所以对于启、停频繁的设备，为防止设备在启动或停机过程中经过共振区域时产生过大的共振，减振器选用时应考虑阻尼大一些的。根据相关研究资料表明阻尼比 =0.1 隔振缓冲效果比较理想 14。14从图中可以看出若选取阻尼比为 0.1，则频率比 f / fo为 3.2，符合二倍频法则。因为激振频率为 5-80Hz，所以减震器的固有频率为 fo 为 1.56-25Hz，试取fo=20Hz。4.4 刚度由已知条件：0=2f0 （4）（5mK）代入数据可以得到： K=142.6KN/mm 则每一个橡胶环的刚度为35.65KN/mm。橡胶在动载荷下的弹性模量比静载荷大，两者比值一般在 12之间。随着硬度的增加以及频率的升高，动态弹性模量也会变大。采用橡胶减震的系统，其动态固有频率于静态力学性质求得的固有频率不同，这是由于橡胶具有弹性后效特性之故。当橡胶受力时，变形总是滞后于作用力，即作用力改变时橡胶的变形并不同时改变。所以橡胶的动刚度比静刚度大，动刚度 kd和静刚度 15的关系如下：（6）gkdn式中 nk为动刚度系数，它随橡胶硬度增加而增加。橡胶材料的动刚度系数见表3。表 9 橡胶材料、钢材的阻尼比和动刚度系数Table 9 Rubber materials, steel, the damping ratio and the dynamic stiffness coefficient材料 阻尼比 动刚度系数 nk钢 0.005 接近 1天然橡胶 0.025-0.075 1.2-1.6氯丁橡胶 0.075-0.15 1.5-2.5丁腈橡胶 0.075-0.15 1.4-2.8由于丁腈橡胶阻尼比 =0.1 按插值法查得 nk=1.8,可球的动刚度Kd=64.17KN/mm。当系统受到冲击时，橡胶减震器的冲击刚度 Ksh 可用动刚度 Kd值表示，关系如下：Ksh=（11.8）K d （ =0.05-0.2） （7）15冲击刚度比静刚度、动刚度都大，这对车载设备缓冲减振特别有利。因为硬盘固定架采用的是侧板固定式，因此减震器为环柱形：图 11 环柱形减震器示意图Figure 11 Schematic diagram of cylindrical shock absorber（8）yzyLxxKGHmAE其中 rLyxAnDn22)(94165. HdDArL)(42已知 d=3.5mm 和 H=1mm 求得 D=8mm。由于车载设备的振动主要在垂直方向上，所以水平方向的减振在此不做深入分析，而是根据导师经验推荐厚度取 2mm，靠近硬盘测面部分减振环外径 15mm，另一侧取12mm，总厚度为 5mm。查振动设计机架设计 16表 17-5-5 得到减震器材料为 NR（丁腈橡胶）。橡胶减震器是以橡胶作为减震器的弹性材料，其优点如下：1)取型和制造比较方便，根据需要可随意选择三个相互垂直方向上的刚度，改变橡胶的内部构造，可以大幅度改变橡胶刚度。2)橡胶自身具有较大的阻尼，使用橡胶减震器的动力机器在通过共振区时，不致产生过大的振幅，故不需要另加阻尼器。3)阻尼比随橡胶硬度的增大而增加。长时间处于共振状态时，橡胶会发生蠕变而使阻16尼失效，故橡胶减震器特别适合于系统偶尔发生共振的情况。5 螺钉和垫片的选择根据硬盘的规格参数 17可知，螺孔为美国统一标准英制螺纹孔，因此所使用的紧固件等标准间应统一采用英制标准。由于减震橡胶外侧环直径为 12mm，为例确保水平方向上有较好的刚度，应尽量选则相近外径尺寸的垫片，#8 窄平头垫片内径0.188in，外径 0.438in，厚度 0.049in，根据 1 in=25.4mm 换算得11.12mm、4.78mm 和 1.24mm，材料选择 Q235。虽然美国统一标准的英制螺纹的牙角和国标都是 60，但是国标螺纹牙距的表示方法是牙距长度，而英制螺纹则是以每英寸长度所包含的螺牙个数表示，因此不能选用国标螺钉代替。根据硬盘规格表中的 6#-32 X UNC 2B 型螺纹孔，选择相同螺纹型号的开槽大圆头螺钉。再根据减振橡胶的厚度为 5mm 和垫片的厚度 1.24mm，选择螺钉长度为 0.312in=7.9mm，旋合长度大于三个螺牙。图 12 螺钉和垫片示意图Figure 12 Schematic diagram of screw and washer螺钉的材料也选用碳钢 Q235，其许用应力为 150Mpa。对螺钉进行强度校核 18：而剪切的强度条件：（9）/AF其中 Q=105g，A=3.14Xd 2/4。=Q/A=12Mpa150Mpa, =Q/B =22 Mpa150Mpa故螺钉是满足强度要求的。176 机顶盒的散热分析6.1 电子设备热设计的指标要求6.1.1 环境温度电子设备的环境温度一般包括设备的存储温度和使用温度，主要根据国标（行业标准）的相关规定 19，结合设备的使用环境和本公司的要求来确定。常规电子设备的参数如下：设备存储温度：-4070 ；设备使用环境温度：室内设备-545；室外设备-35 40。6.1.2 元器件的温度热设计的最主要目的是确保电子设备中元器件的工作温度低于其最大的许可温度。对弟子元器件而言，温度每超过额定温度8，其寿命降低一半。元器件的最大许可温度根据可靠性要求及失效率确定，可以根据标准GJB/Z 299查的。对于半导体器件和集成电路，主要是控制结温tj，热设计要保证tj（0.50.8）tj max，其中tj max 是器件的最大许可结温。一般地，对于tj max=150的器件，tj 应小于120； 对于tjmax=125 的器件， tj 应小于95。由于结温没有办法测量，通常是测量壳温，再按器件热阻计算出结温。对于发热量较大的元器件，还要要防止由于器件管脚热阻较小，热量大部分传到PCB 板，从而引起PCB 局部温度过高，进而导致PCB 烧黄或损害周围其它器件的问题，一般通过在PCB板上安装散热器解决。6.1.3 系统温升电子设备通常要求有较高的可靠性，优良的散热是电子设备可靠工作的重要保障。设备的系统温升指设备内部空气的平均温度与环境温度之差，按1015要求。我们都知道，热量传递的动力是温差的存在，热量总是从高温区传向低温区，且高温区发出的热量必定等于低温区吸收的热量。热量的传递过程可分为稳定过程和不稳定过程两类：凡是物体中各点温度不随时间而变化的热传递过程称为稳定热传递过程；反之则称为不稳定过程。热量的传递有三种基本方式：传导、对流换热和辐射换热。它们可以单独出现，也可能两种或三种形式同时出现。但是对于不同的散热系统，一般只有一种或几种散热方式起主导作用，其它方式可以忽略。已知：整机尺寸 300x268x55mm ，环境温度 25 。工作时，机箱允许温升10-15 ，硬盘功耗 24W ，电路板总功耗 10W。 热流密度： = Q/A （1018）=（24+10）/2x(30.0x26.8+30.0x5.5+26.8x5.5)=0.0152 W/cm 2图13 热流密度温升图Figure 13 Diagram of heat flowing density on temperature rising根据图表，选择散热方式为自然冷却即能满足要求，此方式最容易实现，在这个过程中无噪声振动，无附加功耗，而且费用低，易于维修。自然冷却机箱的散热主要是通过表面辐射散热和空气自然对流换热两种形式。一般地说，机箱的外表面可看作自然对流的扩展表面。6.2 机箱表面辐射散热物体以电磁波形式传递能量的过程。辐射不需要介质，且有能量形式的转换。辐射散热 21的计算公式是：（11)T(AQ421）其中，Q辐射散热量，W散热表面的黑度斯蒂芬-波尔兹曼常数，5.67X10 -8W/m2.K4T1、T2分别为物体和环境的绝对温度，KA. 当温升为10时：Q1=A(T14-T24)=0.06X0.223X5.67X10 -8W/*K 4X (3084-298K4)=0.85WB. 当温升为15时：Q1=A(T14-T24) =0.06X0.223X5.67x10 -8W/*K 4X(313K4-298K4)=1.3W其中，Q 1-辐射散热量，W19- 散热表面的黑度，材料选择镀锌钢板，黑度为0.06，见表4 20 A-散热表面面积， m2- 玻尔兹曼常数，5.67X10 -8 W/m2*K4T1、T 2-分别为物体和环境的绝对温度。表 10 常见材料的黑度Table 10 Blackness of common materials材料（状态） 黑度铝（工业薄板） 0.09铝（磨光） 0.06铝（喷砂） 0.81铝（氧化） 0.33铁（磨光） 0.14-0.38铁（喷黑漆） 0.8钢（磨光） 0.06黄铜（磨光） 0.06黑漆、白漆 0.8-0.956.3 机箱表面自然对流散热对在海平面任意方向尺寸小于600mm 的机箱（柜），表面的自然对流换热可以用下列简化公式计算：Q=2.5CAt1.25/D0.25 （12）其中，Q-表面自然对流散热量 ,WC-系数，水平板时，热面朝上为0.54，朝下为0.27；竖平板时为0.59A-散热面积，m 2 t-换热表面与流体（空气）的温差，D-特征尺寸，对于竖平板或竖圆柱，特征尺寸为高度H，其它，为（长+宽）/2，mQ2=2.5C*A*t 1.25/D0.25表 11 各表面散热计算Table 11 The calculation of heat dissipation on surfaces散热面 温 升 t（）特征尺寸 D（m）系数C 散热面积A（m2）散 热 量 Q2（W）10 0.284 0.54 0.0804 2.64上表面15 0.284 0.54 0.0804 4.3910 0.055 0.59 0.06248 3.38侧面15 0.055 0.59 0.06248 5.62下表面 10 0.284 0.27 0.0804 1.322015 0.284 0.27 0.0804 2.2010 7.34总散热量 15 12.216.4 机箱的开孔设计当Q 1+Q2 小于机箱（柜）的总功耗时，必须在机箱上开通风孔，通风孔的面积为： S=(Q-Q1-Q2)/(2.4X10-3H0.5t1.5) （13）其中，S-进（出）风口面积，cm 2Q-机箱（柜）总功耗， WH-机箱（柜）的高度， cmt-机箱（柜）的温升，A. 当温升为10时，需要开孔面积 S=（Q-Q 1-Q2）/(2.4X10 -3H0.5t1.5=(34W-0.85W-7.34W)/(2.4x10-3x5.50.5cmx101.5)=145cm2B. 当温升为 15时需要开孔面积 S=（Q-Q 1-Q2）/(2.4X10 -3H0.5t1.5）=(34W-1.3W-12.21W)/(2.4x10-3x5.50.5cmx151.5)=62.65 cm2机顶盒下表面的面积为 804 cm2，则只要开孔面积大于 7.8%就可以满足其温升15摄氏度以下的自然散热稳定。7 试验测试与验证本试验的目的在于通过电动振动台模拟产品工作过程所面对的振动环境，确定试品遭遇振动环境时，检验其能否正常工作。按 GB 2423.10电工电子产品基本环境试验规程 试验 FC:振动(正统 )试验方法 22进行振动试验用电动振动台系统（以下简称振动台）基本参数的检定方法。电动台的选型：电动台推力大小的选择：F=(M 1+M2)a F:试验所需推力M1:活动系统重量 M 2:试品重量 a:试验加速度根据车载产品的最大加速度为 4.1g，选择 3000N 电动振动台，其空载加速度为65g，频率范围为 5-2000Hz，台面尺寸 500。夹具上、振动平台或试件上，很靠近夹持点之坚固位置，检查点用以确保试验满足需求。夹持点少于四点时每一点皆为检查点。夹持点多于四点时，应于相关规范中21定义具代表性之四个点位为检查点。本试验由于主要在于验证试品能否正常工作，且对固定架系统进行的共振分析表明硬盘中心位置震动幅度最大，因此只选择了硬盘上表面中心作为检查点。在空载和满载频率范围内各任选 10个频率，将振幅调至最大，测得的振动幅值均应符合规定的最大振动幅值。图 14 频率加速度图Figure 13 Diagram of frequency acceleration跌落测试:按照 GJB150，将包装好检测合格的机台根据产品包装的重量,相应跌落的高度为 30.58cm,在水泥地面上做一角、三棱、六面跌落测试（无特殊要求，则按下表标准）每批测试两箱或两台单包装机器。试验后打开包装检查产品零件无松动、脱落、性能不稳定、塑胶、五金没有变形、裂开等现象。高温测试 23：将产品放置在 702的恒温环境温度下，且带电工作 2小时，无允许有因高温造成的电气性故障。低温测试：将产品放置在-403的恒温环境温度下，且带电工作 24小时，无允许有因高温造成的电气性故障。经过测试机顶盒均能正常工作，跌落测试过程中，产品外形有轻微变形，但在允许范围内，也就是说所设计的硬盘固定架满足机顶盒工作条件。8 结论为了解决车载电子设备的硬盘的隔振缓冲和散热等问题，保证车载电子设备的正常工作，我们在理论分析的基础上，结合实际研究设计出了车载硬盘固定架机构，在此过程中，进行了大量的理论分析和试验测试，均证明此固定架能满足实际要求，对硬盘的保护和寿命延长效果明显。橡胶具有良好的隔振能力、耐热、性能稳定、易加工且与