(北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與能源工程學(xué)院 北京100124)

隨著社會信息化的高速發(fā)展，數(shù)據(jù)處理、數(shù)據(jù)存儲和數(shù)字通信的需求日益增加，數(shù)據(jù)中心產(chǎn)業(yè)迅速發(fā)展，同時所帶來的能源問題日益突出，節(jié)能減排己成為未來數(shù)據(jù)中心發(fā)展的重要方向。數(shù)據(jù)中心設(shè)備和空調(diào)系統(tǒng)總用電量的比例接近80%，是數(shù)據(jù)機房最大的兩個用能環(huán)節(jié)，其中用于設(shè)備冷卻的能耗約占總能耗的40%[1]。因此，降低制冷能耗是數(shù)據(jù)中心節(jié)能降耗的有效途徑之一。

為了降低數(shù)據(jù)中心空調(diào)能耗，更為節(jié)能的自然冷源散熱技術(shù)逐漸發(fā)展。在自然冷源利用技術(shù)中，熱管技術(shù)成為研究和工程應(yīng)用的熱點。傳統(tǒng)分離式熱管主要以重力或浮升力作為其工質(zhì)循環(huán)的驅(qū)動力。周峰等[2]研制了利用自熱冷源的熱管換熱器并應(yīng)用于IDC機房，節(jié)能效果良好。金鑫等[3-4]研制了微通道型分離式熱管，采用R134a為傳熱介質(zhì)，針對高低溫溫差、充液率、安裝高度差和連接管路等因素進行了實驗研究。石文星等[5]提出一種蒸氣壓縮式制冷與分離式熱管結(jié)合的節(jié)能冷卻技術(shù)，節(jié)能效果顯著。張海南等[6]提出一種用于機房的機械制冷/回路熱管一體式空調(diào)系統(tǒng)，機械制冷回路和熱管回路通過三介質(zhì)換熱器耦合，結(jié)果表明，系統(tǒng)最佳充液率約為100%。胡張保等[7-9]介紹了分離式熱管應(yīng)用于數(shù)據(jù)機房空調(diào)系統(tǒng)的工作原理和技術(shù)特征，將微通道熱管換熱器置入發(fā)熱設(shè)備內(nèi)部，直接對發(fā)熱設(shè)備進行降溫。

在系統(tǒng)管路復(fù)雜或長度較長時，分離式熱管僅依靠重力無法保證熱管回路正常工作。由氟泵或制冷劑泵驅(qū)動的液相熱管改善了重力型分離式熱管驅(qū)動力不足的問題。劉杰等[10]提出了一種機械泵CO2兩相流冷卻系統(tǒng)，該系統(tǒng)在蒸發(fā)段等溫性較高，控溫精度高，溫度穩(wěn)定性好。莫冬傳等[11]對泵驅(qū)動CO2工質(zhì)兩相回路進行模擬仿真，搭建了機械泵驅(qū)動的兩相回路的實時動態(tài)模型，實驗驗證其模型的準確性。張雙等[12-13]設(shè)計了一種數(shù)據(jù)中心自然冷卻用泵驅(qū)動兩相冷卻機組，并進行了實驗研究，當(dāng)室內(nèi)外溫差為10、18 ℃時，機組能效比分別為5.88、10.41。呂繼祥等[14-16]提出一種動力型分離式熱管制冷系統(tǒng)，熱管模塊的制冷量、COP與室內(nèi)外溫差近似為線性關(guān)系，動力型分離式熱管機組具有顯著的節(jié)能減排優(yōu)勢。馬躍征等[17-18]提出了磁力泵驅(qū)動兩相制冷機組，研究表明，泵循環(huán)模式的冷量隨室外溫度的上升而迅速降低。

液泵驅(qū)動的分離式熱管系統(tǒng)化解了重力型分離式熱管的運行穩(wěn)定性問題，但液泵的汽蝕問題會使系統(tǒng)運行不穩(wěn)定。陳東等[19-20]進行熱環(huán)氣相驅(qū)動及氣泵驅(qū)動環(huán)路熱管的實驗，實驗工質(zhì)采用R22，氣泵采用107 W的冰箱壓縮機，結(jié)果表明，驅(qū)動裝置前后壓差在40 kPa以下，并且能在較遠距離冷熱源間實現(xiàn)傳熱功能。魏川鋮等[21]提出將氣泵驅(qū)動回路熱管應(yīng)用到數(shù)據(jù)機房中，達到換熱的同時實現(xiàn)節(jié)能的效果，實驗分析了氣液分離器與蒸發(fā)器入口相對高度對系統(tǒng)性能的影響。石文星等[22]提出融合蒸氣壓縮式制冷循環(huán)和氣體增壓分離式熱管循環(huán)的氣體增壓型復(fù)合空調(diào)機組技術(shù)方案，結(jié)果表明當(dāng)室內(nèi)外溫差≥20 ℃時，可采用氣體增壓分離式熱管循環(huán)替代常規(guī)蒸氣壓縮制冷循環(huán)并滿足機房散熱要求。

目前，國內(nèi)對于氣相側(cè)驅(qū)動自然冷卻機組的研究，其開啟對應(yīng)的室內(nèi)外溫差較大，無法充分利用自然冷源。氣相側(cè)驅(qū)動自然冷卻技術(shù)在機房冷卻工程中的實際應(yīng)用及節(jié)能分析較少，本文將自行設(shè)計的氣泵驅(qū)動自然冷卻機組應(yīng)用于某小型數(shù)據(jù)中心，通過連續(xù)監(jiān)測分析運行性能及節(jié)能效果。

1 氣泵驅(qū)動冷卻機組

圖1所示為氣泵驅(qū)動冷卻機組的系統(tǒng)。蒸發(fā)器、電磁閥構(gòu)成室內(nèi)機部分，氣泵、冷凝器、氣液分離器等構(gòu)成室外機部分，循環(huán)工質(zhì)為R22。系統(tǒng)工作時，循環(huán)工質(zhì)在蒸發(fā)器吸收室內(nèi)熱量汽化，氣態(tài)工質(zhì)由氣泵提供動力，進入室外冷凝器放熱，之后進入室內(nèi)蒸發(fā)器，通過工質(zhì)循環(huán)將室內(nèi)側(cè)熱量轉(zhuǎn)移到室外。

圖1 氣泵驅(qū)動冷卻機組系統(tǒng)Fig.1 System of the gas pump driven free-cooling unit

2 應(yīng)用對象及機組規(guī)格

2.1 應(yīng)用對象

該數(shù)據(jù)中心面積為20 m2，機柜4個，UPS容量為40 kVA。原有空調(diào)額定制冷量為9.2 kW，輸入功率為2.85 kW。

2.2 氣泵驅(qū)動冷卻機組規(guī)格

氣泵驅(qū)動冷卻機組室內(nèi)風(fēng)機2臺，每臺的實際運行功率約為150 W；室外風(fēng)機2臺，每臺實際運行功率約為100 W。室內(nèi)溫度為25 ℃，室內(nèi)外溫差為10 ℃時，額定制冷量為10 kW，氣泵額定功率為1.5 kW。

3 測試儀器及方法

3.1 儀器規(guī)格及參數(shù)

表1所示為實驗中測試儀器的主要參數(shù)。

3.2 測試方法

圖2所示為氣泵驅(qū)動冷卻機組的現(xiàn)場測試圖。

主要測量參數(shù)：室內(nèi)機進風(fēng)及出風(fēng)相對濕度；風(fēng)機功率、氣泵功率及總功率；室內(nèi)機出風(fēng)流速；室外環(huán)境溫度，室內(nèi)機進風(fēng)及出風(fēng)溫度。

室內(nèi)機出風(fēng)、進風(fēng)相對濕度由位于風(fēng)機出口及室內(nèi)機進風(fēng)背板的溫濕度記錄儀測量保存；數(shù)據(jù)記錄儀用于監(jiān)測由溫度傳感器采集的室外環(huán)境溫度(3個測點)、室內(nèi)蒸發(fā)器進風(fēng)溫度(8個測點)及其出風(fēng)溫度(8個測點)；室內(nèi)風(fēng)機出風(fēng)流速由風(fēng)速儀測量；電參數(shù)采集模塊讀取氣泵功率、風(fēng)機功率及機組總功率并存儲于觸摸屏。

表1 測試儀器的主要參數(shù)Tab.1 The main parameters of the test instrument

圖2 氣泵驅(qū)動冷卻機組的現(xiàn)場測試圖Fig.2 Field test picture of the gas pump driven free-cooling unit

主要計算參數(shù)：室內(nèi)機進出風(fēng)溫差；風(fēng)機面積；換熱量；機組能效比EER。

室內(nèi)機進出風(fēng)溫差為：

Δt=tei-teo

(1)

式中：tei為室內(nèi)機進風(fēng)平均溫度，℃；teo為室內(nèi)機出風(fēng)平均溫度，℃。

風(fēng)機面積為：

S=n(0.25πd2-l2)

(2)

式中：S為室內(nèi)機風(fēng)機面積，m2；n為室內(nèi)機風(fēng)機個數(shù)；d為單個風(fēng)機出風(fēng)口直徑，m；l為室內(nèi)風(fēng)機中心處方形電機邊長，m。

換熱量包括顯熱換熱和潛熱換熱，由實測數(shù)據(jù)計算得出全熱換熱量與顯熱換熱量，求得潛熱換熱量可忽略不計，因此單位時間換熱量為：

Q0=ρcvSΔt

(3)

式中：Q0為單位時間顯熱換熱量，W；ρ為室溫下空氣密度，kg/m3；c為空氣比熱容，J/(kg·℃)；v為室內(nèi)風(fēng)機出風(fēng)流速，m/s；Δt為室內(nèi)機進出風(fēng)溫差，℃。

機組能效比EER為:

(4)

式中：P為機組運行總功率，W。

4 機組的測試結(jié)果與討論

4.1 機組運行特性

實驗中為了測試機組運行性能，通過設(shè)置機組溫控器保證室內(nèi)外風(fēng)機和氣泵不間斷運行，待機組運行穩(wěn)定后，對2018-01-11—2018-02-08期間機組的運行參數(shù)進行連續(xù)監(jiān)測采集。

圖3所示為機組運行期間換熱量與室內(nèi)溫度隨室外溫度的變化。由圖3(a)可知，該期間室外溫度范圍為-10～10 ℃，室內(nèi)溫度范圍為18～25 ℃，總體上室內(nèi)溫度波動幅度較室外溫度的波動幅度小，二者變化趨勢相似。機組運行期間內(nèi)，室外晝夜溫差較大，室外最大日溫差約為12 ℃，室內(nèi)溫度波動最大值約為5 ℃。由圖3(b)可知，當(dāng)室外溫度較低時，換熱量較大，換熱量大多在12～14 kW變化。原因是在某時間段內(nèi)室外溫度波動較小即溫度值較為穩(wěn)定的情況下，當(dāng)氣泵系統(tǒng)運行穩(wěn)定時可以維持數(shù)據(jù)機房的室內(nèi)溫度相對恒定，即此時的室內(nèi)外溫差較為穩(wěn)定；當(dāng)室外溫度有較大波動時，室內(nèi)溫度與室外溫度的差值有波動，室內(nèi)外溫差的變化對機組的運行產(chǎn)生影響，使換熱量產(chǎn)生相應(yīng)波動。例如，2018-02-01的 15∶30至2018-02-02的05∶30時間段內(nèi)室外溫度由10.3 ℃降至-2.2 ℃，總體上室外溫度逐漸降低，隨著室內(nèi)外溫差從12.6 ℃逐漸增至22.4 ℃，此時機組換熱量由11.1 kW逐漸增至13.5 kW，導(dǎo)致室內(nèi)溫度由22.9 ℃逐漸降至19.2 ℃，室內(nèi)溫度的降低使蒸發(fā)器對應(yīng)的蒸發(fā)壓力減小，氣泵吸氣比容增大，系統(tǒng)單位時間質(zhì)量流量減小，此后的一段時間內(nèi)(05∶30—07∶30)，雖然室內(nèi)外溫差為22.4～22.8 ℃，但機組換熱量相應(yīng)減小，由13.5 kW降至12.3 kW，室內(nèi)溫度相應(yīng)升高(由19.2 ℃升至21.1 ℃)，機組具有一定的自調(diào)節(jié)能力，氣泵驅(qū)動冷卻機組對室外溫度變化的適應(yīng)性較強，導(dǎo)致室內(nèi)溫度波動小于室外溫度波動，換熱量變化較小。

圖3 機組運行期間換熱量與室內(nèi)溫度隨室外溫度的變化Fig.3 The heat exchange capacity and indoor temperature change with outdoor temperature and during operation of the unit

圖4所示為機組運行測試期間換熱量與室內(nèi)外溫差的變化，由圖4可知，機組換熱量的變化趨勢在每日或整個運行期間均與室內(nèi)外溫差的變化趨勢相似，說明機組的換熱量受室內(nèi)外溫差的影響較大。

圖4 機組運行期間換熱量隨室內(nèi)外溫差的變化Fig.4 The heat exchange capacity changes with indoor and outdoor temperature differences during operation time of the unit

圖5所示為機組換熱量與室內(nèi)外溫差的擬合曲線，其擬合函數(shù)為：

y=-10.676x2+ 621.54x+4 875.8

(5)

由圖5可知，換熱量隨室內(nèi)外溫差的增加而增加，當(dāng)室內(nèi)外溫差為11 ℃時，換熱量約為10.4 kW，當(dāng)室內(nèi)外溫差達到23 ℃時，換熱量約為13.6 kW，較室內(nèi)外溫差為11 ℃時，換熱量增加3.2 kW，增幅約為30.77%。由擬合函數(shù)可知，換熱量與室內(nèi)外溫差為二次函數(shù)關(guān)系，隨著室內(nèi)外溫差的增大，換熱量逐漸增大并達到較大值。原因是隨著室外溫度的降低，相應(yīng)的冷凝壓力降低，供液壓力減小，系統(tǒng)液相側(cè)流量減小，流速減小，冷凝器到蒸發(fā)器的液相管路阻力減小，蒸發(fā)壓力接近于冷凝壓力，工質(zhì)在蒸發(fā)器內(nèi)以略低于冷凝壓力的蒸發(fā)壓力吸熱汽化，導(dǎo)致冷凝器出口過冷度增大，流速減小，蒸發(fā)壓力減小，工質(zhì)易于汽化吸熱，在一定范圍內(nèi)彌補了流量減小帶來的影響，使換熱量增大。換熱量與室內(nèi)外溫差為二次多項式關(guān)系，若室內(nèi)外溫差繼續(xù)增大，受循環(huán)量減小的影響，可能導(dǎo)致?lián)Q熱量下降。

圖5 機組換熱量隨室內(nèi)外溫差的擬合曲線Fig.5 Fitting curve of heat exchange capacity of the unit with indoor and outdoor temperature difference

4.2 機組耗能與性能特性

圖6所示為氣泵功率與機組能效比EER隨室內(nèi)外溫差的擬合曲線，其中氣泵功率的擬合函數(shù)為：

y=2.280 8x2-119.26x+2 351.3

(6)

由圖5可知，氣泵功率隨室內(nèi)外溫差的增大而減小，當(dāng)室內(nèi)外溫差為11 ℃時，氣泵功率約為1 300 W，室內(nèi)外溫差為23 ℃時，氣泵功率降至約810 W。由氣泵功率擬合函數(shù)可知氣泵功率與室內(nèi)外溫差為二次函數(shù)關(guān)系，隨著室內(nèi)外溫差的增大，氣泵功率逐漸減小并趨于平緩，達到較小值，原因是室內(nèi)外溫差增大，室外溫度的降低使系統(tǒng)壓比減小，氣泵功率隨之減小。

圖6 氣泵功率與機組能效比EER隨室內(nèi)外溫差的擬合曲線Fig.6 Fitting curve of air pump power and unit EER with indoor and outdoor temperature difference

此外，隨著室內(nèi)外溫差的增大，氣泵功率逐漸減小，機組總能耗減小，機組EER隨室內(nèi)外溫差的增大而增大。結(jié)合圖5可知，當(dāng)室內(nèi)外溫差為11 ℃時，機組的換熱量為10.4 kW，EER為5.76，室內(nèi)外溫差為23 ℃時，機組的換熱量為13.6 kW，EER為10.40。

5 節(jié)能性分析

根據(jù)《GB 50174—2017數(shù)據(jù)中心設(shè)計規(guī)范》的要求，基站內(nèi)設(shè)備運行時，基站內(nèi)的環(huán)境溫度需控制在18～27 ℃[23]。由圖3(a)可知，機組運行期間，機房溫度大范圍控制在18～25 ℃，滿足規(guī)范要求。

機房保溫良好，圍護結(jié)構(gòu)以及輻射引起的負荷可以忽略不計，假設(shè)機房室內(nèi)設(shè)定溫度為25 ℃，當(dāng)室外溫度小于15 ℃，即室內(nèi)外溫差大于10 ℃時開啟氣泵系統(tǒng)。氣泵驅(qū)動冷卻機組采用溫度信號為輸入值、電流信號為輸出值的單輸入單輸出控制策略，氣泵配備溫度控制器用于對室外溫度實時采樣監(jiān)控，當(dāng)室外溫度低于15 ℃時開啟氣泵冷卻機組；室內(nèi)溫度控制器設(shè)有室內(nèi)低溫及高溫報警點，當(dāng)室內(nèi)溫度低于室內(nèi)低溫報警點時，運行室內(nèi)風(fēng)機、關(guān)閉氣泵及室外風(fēng)機；室內(nèi)溫度高于室內(nèi)高溫報警點時，機組報警并開啟機房原有空調(diào)進行冷卻。氣泵與原有空調(diào)壓縮機溫控器均設(shè)有1 ℃的報警回差，并均配有時間繼電器(延時設(shè)定值1 min)，以防止過渡季節(jié)兩種機組頻繁切換及各自動力部件的頻繁啟停。

通過《中國建筑熱環(huán)境分析專用氣象數(shù)據(jù)集》可得[24]，北京地區(qū)各溫度區(qū)間的時間如表2所示，全年共8 760 h，其中有4 767 h小于15 ℃，集中出現(xiàn)在10月份至次年3月份之間，在此期間可以使用氣泵驅(qū)動冷卻機組進行機房降溫。

圖8 機組EER、換熱量與室外溫度的擬合曲線Fig.8 Fitting curve of unit EER, heat exchange capacity with outdoor temperature

室外溫度/℃平均溫度/℃時間/h>15—3 993(10,15]12.51 126(5,10]7.51 038(0,5]2.51 019(-5,0]-2.5996(-10, -5]-7.5509(-15, -10]-12.579≤15—0

5.1 原有空調(diào)系統(tǒng)能效情況

數(shù)據(jù)機房原有空調(diào)配備能耗監(jiān)控系統(tǒng)，對已有實時測量并記錄的能耗數(shù)據(jù)分析計算，得到各月空調(diào)平均功率匯總?cè)鐖D7所示，由此可計算原有空調(diào)全年平均功率約為3.03 kW，則原有空調(diào)全年耗電量為26 542.80 kW·h。

5.2 氣泵驅(qū)動冷卻機組能效情況

為計算全年節(jié)能量，需得到氣泵驅(qū)動冷卻機能效與室外溫度的變化情況。通過對實測數(shù)據(jù)點的分析處理，將機組EER、換熱量與室外溫度建模，得到氣泵機組不間斷運行情況下的EER、換熱量與室外溫度的擬合曲線，如圖8所示，并結(jié)合圖6可知隨著室外溫度的升高，機組EER、換熱量呈逐漸降低的趨勢，當(dāng)室外溫度為-3.7 ℃，室內(nèi)溫度為20.7 ℃時，機組的換熱量為13.6 kW，EER為10.40，氣泵驅(qū)動冷卻機組EER與室外溫度的擬合關(guān)系式：

y=-0.010 7x2-0.257 9x+9.466 2

(7)

氣泵驅(qū)動冷卻機組換熱量與室外溫度的擬合關(guān)系式：

y=-9.688 8x2-154.03x+13 059

(8)

本文取各個溫度區(qū)間的平均值帶入式(7)、(8)求得氣泵驅(qū)動自然冷卻機組在相應(yīng)溫度區(qū)間下的EER、換熱量，通過同一溫度區(qū)間下的EER、換熱量計算得到機組功率，從而求得耗電量。對各個溫度區(qū)間耗電量加和得到年總耗電量。全年耗電量情況如表3所示。

表3 不同室外溫度下機組耗電量Tab.3 Power consumption of unit under different outdoor temperature

數(shù)據(jù)機房在室外溫度高于15 ℃ 時，原有空調(diào)機組可運行3 993 h，總耗電量為12 098.79 kW·h；在冬季和過渡季節(jié)(室外溫度低于15 ℃)時，啟用氣泵驅(qū)動冷卻機組，按照全年4 767 h運行計算，得到耗電量7 601.77 kW·h，此時年總耗電量為19 700.56 kW·h，較原空調(diào)機組全年運行總耗電量為26 542.80 kW·h時節(jié)省6 842.24 kW·h，全年節(jié)能率約25.78%。

6 結(jié)論

本文通過對自行研制的氣泵驅(qū)動冷卻機組在北京地區(qū)某小型數(shù)據(jù)中心的長時間運行監(jiān)測，機組運行期間室外溫度為-10～10 ℃，對機組功率、換熱量和EER等測量計算，分析了該機組的運行性能，并計算分析了數(shù)據(jù)機房全年的節(jié)能效果，得到如下結(jié)論：

1)換熱量隨室內(nèi)外溫差的增大而增大，氣泵功率隨室內(nèi)外溫差的增大而減小，當(dāng)室外溫度為10.1 ℃，室內(nèi)外溫差為11 ℃時，機組的換熱量為10.4 kW，EER為5.76，當(dāng)室外溫度為-3.7 ℃，室內(nèi)外溫差為23 ℃時，機組的換熱量為13.6 kW，EER可達10.40。

2) 當(dāng)室外溫度低于15 ℃，室內(nèi)外溫差大于10 ℃時，該數(shù)據(jù)機房(北京地區(qū))使用氣泵驅(qū)動冷卻機組進行機房降溫相比之前全年采用原有空調(diào)進行散熱能夠節(jié)省電量6 842.24 kW·h，全年節(jié)能率約為25.78%。