王飛

WANG Fei

克萊門特制冷設備（上海）有限公司 上海 201419

Climaveneta Refrigeration Equipment(shanghai) Co., Ltd. Shanghai 201419

1 引言

通過對近年來數(shù)據(jù)中心用空調(diào)能耗分析，現(xiàn)有數(shù)據(jù)中心PUE大約在1.8～2.5之間，其空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能潛力在4%～69%之間，故而還有較大的優(yōu)化空間[1]。為實現(xiàn)我國數(shù)據(jù)中心節(jié)能減排目標，采用室外自然冷源是比較理想的方案，其中利用具有相變換熱能力的分離式熱管技術具有很好的節(jié)能效益，根據(jù)驅(qū)動力不同可將熱管分為重力型分離式熱管與動力型分離式熱管，根據(jù)輸送工質(zhì)可分為液相熱管和氣相熱管。張海南、田長青等[2-5]、王飛[6-14]等在三類分離式熱管技術在中小型機房、基站空調(diào)運用進行了分析、實驗，得出了有價值的數(shù)據(jù)與經(jīng)驗。由于大型數(shù)據(jù)中心經(jīng)常采用冷凍水末端，便存在水進入數(shù)據(jù)中心的隱患，影響數(shù)據(jù)中心的安全性，現(xiàn)有技術中通過熱管背板可以避免該風險，即采取中間再次換熱方式，將載冷劑水的制冷量傳遞給背板蒸發(fā)器中的制冷劑，通過重力、動力作用將第二載冷劑輸送至末端蒸發(fā)器實現(xiàn)數(shù)據(jù)中間制冷散熱，損失了換熱效率，降低了實際蒸發(fā)溫度，同時現(xiàn)有熱管背板依靠重力循環(huán)，存在水平方向分液不均以及局部熱點問題。

為實現(xiàn)數(shù)據(jù)中心PUE降低的目標，化解上述傳統(tǒng)數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)存在的問題，需要構(gòu)思出新型數(shù)據(jù)中心冷卻方案，去除冷熱空氣摻混環(huán)節(jié)，最大化利用自然冷源，減少換熱環(huán)節(jié)，較高的回風溫度使得空調(diào)系統(tǒng)具有較高蒸發(fā)溫度，并且系統(tǒng)蒸發(fā)溫度（熱管工作溫度）提高，能利用的自然冷源更多。其核心就是盡量減少常規(guī)壓縮制冷運行時間甚至避免常規(guī)壓縮機運行，盡量采用自然冷卻。中國地域遼闊，需要走一條具有中國特色數(shù)據(jù)中心冷卻道路，為尋找成本低廉、效率更好、適用性更強的數(shù)據(jù)中心冷卻方案，不斷優(yōu)化完善技術，筆者通過對分離式熱管技術、變?nèi)萘考夹g、多聯(lián)技術進行綜合分析，并根據(jù)具體數(shù)據(jù)中心需求，設計出一種新熱管型空調(diào)系統(tǒng)，并進行實驗，為數(shù)據(jù)中心冷卻方案提供新的思考。

2 新熱管型機房空調(diào)系統(tǒng)原理

傳統(tǒng)大型數(shù)據(jù)中心采用熱管背板冷卻思路一般為冷水機組+中間換熱器（板換）+熱管背板末端為數(shù)據(jù)中心散熱，原理圖如圖1（a）圖，主機可以是水冷、風冷、蒸發(fā)冷，其功率包括風機、水泵等；而從主機到數(shù)據(jù)中心需要通過水泵傳輸冷水，直到末端熱管背板，若不考慮電加熱、加濕系統(tǒng)，則對于采用熱管背板冷卻的數(shù)據(jù)中心，其空調(diào)冷卻系統(tǒng)總能耗就包括外側(cè)風機、水泵、主機壓縮機、傳輸水泵以及內(nèi)側(cè)風機（若采用氟泵還需要加上氟泵功率）所有能耗，故而存在多重換熱問題以及輸送能耗影響。數(shù)據(jù)中心在實際運用過程中，需要盡量減小中間換熱過程、冷量輸送環(huán)節(jié)等，以便實現(xiàn)更高效節(jié)能。如圖1（b）圖所示的新熱管型空調(diào)思路，其空調(diào)冷卻系統(tǒng)總能耗就包括外側(cè)風機、水泵、傳輸水泵、主機壓縮機（若采用氟泵還需要加上氟泵功率）以及內(nèi)側(cè)風機的能耗。

設計如圖2所示，為可運行多種模式的新熱管型空調(diào)系統(tǒng)，其中制冷劑泵可以放置在高壓側(cè)與低壓側(cè)兩種情況，可根據(jù)具體適用場景布置。圖2（a）示出了制冷劑泵設置在高壓側(cè)系統(tǒng)原理圖，系統(tǒng)由壓縮機、冷凝器（冷凝器可以是風冷、水冷或者蒸發(fā)冷卻）、儲液器、制冷劑泵、節(jié)流裝置、背板蒸發(fā)器以及旁通閥構(gòu)成（若冷凝器與蒸發(fā)器具有足夠的高度差，可實現(xiàn)重力熱管循環(huán)），系統(tǒng)可切換運行液相熱管模式（或重力熱管模式）、混合循環(huán)模式以及制冷循環(huán)模式。背板蒸發(fā)器與電子膨脹閥設置為一體，制冷劑泵驅(qū)動高壓側(cè)制冷劑輸送至末端背板蒸發(fā)器，系統(tǒng)可切換運行液相熱管（或重力熱管）、混合循環(huán)以及制冷循環(huán)模式，高壓側(cè)制冷劑泵克服管路阻力，適用性更強。系統(tǒng)直接將低溫低壓制冷劑輸送至末端蒸發(fā)器實現(xiàn)制冷，不僅解決了水直接進入數(shù)據(jù)中心給數(shù)據(jù)中心帶來的安全隱患，還化解了傳統(tǒng)冷水機組中間換熱的不足。同時通過引入制冷劑泵補償壓縮機在低壓比下壓頭不足，強化壓縮機電機冷卻，強化循環(huán)，解決重力熱管無法實現(xiàn)多個背板蒸發(fā)器在水平方向上分液均勻的問題。

以室外風冷冷凝器為例，當室外空氣溫度T＞T2，系統(tǒng)運行制冷模式，此時旁通閥關閉，由壓縮機、冷凝器、儲液器、制冷劑泵、節(jié)流裝置、背板蒸發(fā)器以及氣液分離器構(gòu)成制冷循環(huán)為末端提供制冷量，若制冷劑泵進口、出口處設置一個旁路閥，此時可以關閉制冷劑泵，打開旁路閥，更加節(jié)能；當室外空氣溫度T2≥T≥T1，系統(tǒng)運行混合模式，旁通閥關閉，壓縮機、液泵同時工作實現(xiàn)按需制冷，此時最大化利用自然冷源，通過壓縮機增壓補償作用，最大化構(gòu)建出近似氣相熱管循環(huán)，在通過制冷劑泵輸送作用，實現(xiàn)按需制冷；當室外空氣溫度T＜T1，系統(tǒng)可根據(jù)室內(nèi)負荷分別運行液相熱管模式（或重力熱管模式），當室內(nèi)負荷較小時，并且系統(tǒng)冷凝器與蒸發(fā)器具有足夠的高度差，具備實現(xiàn)重力熱管循環(huán)能力時，旁通閥打開，系統(tǒng)運行重力熱管循環(huán)模式，壓縮機停止運行，控制風冷換熱器的換熱能力使冷量與熱負荷相匹配；當重力驅(qū)動力不足或重力熱管制冷量無法滿足室內(nèi)負荷時，運行液相熱管模式時，此時旁通閥打開，系統(tǒng)運行液相熱管循環(huán)，保證充足的制冷量供給末端，控制風冷換熱器的換熱能力使冷量與熱負荷相匹配，其中設定溫度T1以及T2可根據(jù)系統(tǒng)換熱器大小以及蒸發(fā)溫度而定，如風冷系統(tǒng)T2≥20℃，T1≥5℃。

圖1背板機房空調(diào)冷卻散熱原理圖

圖2新熱管制冷劑型機組系統(tǒng)原理

圖3樣機工作原理圖

圖4新熱管制冷劑型系統(tǒng)樣機試驗數(shù)據(jù)

圖5樣機在全國7個城市應用時的AEER

為適用于全國各地區(qū)以及充分發(fā)揮各地區(qū)自然冷源優(yōu)勢，風冷型系統(tǒng)可根據(jù)全國各地區(qū)自然冷源優(yōu)勢進一步優(yōu)化，如采用蒸發(fā)冷卻技術，補償風冷系統(tǒng)在過渡季節(jié)以及夏季運行效率的不足；或在水源充足地區(qū)，尤其是低溫水源豐富地區(qū)，采用水冷，使得機組全年幾乎運行在熱管模式下，大幅減少制冷循環(huán)模式時間，提高系統(tǒng)能效，甚至在部分地區(qū)可以完全不需要運行壓縮機。而對于自然條件不具足的地區(qū)，如廣州等地區(qū)建立數(shù)據(jù)中心仍需要這類多模式運行的機組實現(xiàn)節(jié)能。

3 新熱管型機房空調(diào)機組模擬與實驗

根據(jù)上述原理高壓側(cè)制冷劑泵方案設計一臺60冷噸的新熱管型風冷磁懸浮樣機以及熱管背板末端，由于磁懸浮壓縮機在低壓縮比運行時，存在壓差不足導致制冷劑無法進入壓縮機進行電機冷卻，故而需要增加制冷劑泵進行驅(qū)動力補償，實現(xiàn)電機冷卻，同時強化系統(tǒng)循環(huán)，故而樣機匹配了制冷劑泵，并在實驗室進行性能實驗，壓縮機同樣采用丹佛斯天磁TT300系列，制冷劑采用R134a，探究樣機切換溫度條件，機組壓縮機COP、制冷劑泵COP以及整機EER，測試蒸發(fā)溫度在15℃、18℃下的機組性能，由于實驗資源有限，將主機跟背板末端分開測試，如圖3為樣機原理圖。

對于樣機，從制冷劑泵出口旁通一部分制冷劑輸送至壓縮機電機冷卻口進行電機冷卻，一般而言，磁懸浮壓縮機COP隨著蒸發(fā)溫度升高、冷凝溫度降低而增加，同時磁懸浮壓縮機存在最佳運行COP點，如果偏離這個最佳COP點，則壓縮機COP會出現(xiàn)一定衰減。故而在隨著室外溫度降低，冷凝溫度降低，或者服務器未處于滿載工作，數(shù)據(jù)中心負荷出現(xiàn)衰減，為了實現(xiàn)能量調(diào)節(jié)需要降低壓縮機轉(zhuǎn)速，就有可能偏離最佳運行COP點導致效率衰減，尤其是低壓縮比工況（壓縮機作為氣泵使用工況），衰減程度更加嚴重，通過引入制冷劑泵可以彌補壓縮機的不足。

對于風冷磁懸浮主機，末端采用室內(nèi)37℃回風的熱管背板末端進行15℃、18℃蒸發(fā)溫度性能實驗，由于末端采用多聯(lián)式，故而只測試其中一個末端性能，并將整個主機+熱管背板末端（包括一臺主機以及10臺熱管背板末端）的綜合性能進行評價，其中在室外全工況下，當主機采用15℃蒸發(fā)溫度時，在室外5℃時，機組通過液泵熱管模式滿負荷運行制冷量也達到了182kW，故而默認在室外5℃及更低溫度時運行液相熱管模式替代制冷模式，而在室外25℃以內(nèi)時，壓縮機運行壓縮比較低，機組已經(jīng)運行在混合模式。當機組采用18℃蒸發(fā)溫度時，機組在室外10℃時即可運行液泵熱管模式，制冷量也達到191kW。將機組在室外全工況下實驗以及模擬數(shù)據(jù)繪制曲線如圖4所示。

通過實驗數(shù)據(jù)以及模擬數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，整機在全工況下制冷量都在200kW左右，基本滿足了制冷量要求。其中18℃蒸發(fā)溫度工況下機組的性能整體優(yōu)于15℃蒸發(fā)溫度工況，通過標準工況（室外35℃）整機EER顯示，算上室外風機、氟泵、室內(nèi)風機以及壓縮機所有功率，EER超過3.8，常規(guī)變頻列間機房空調(diào)EER一般為3.0～3.2之間，節(jié)能率超過20%，而隨著室外溫度降低，節(jié)能效果顯著，尤其室外溫度低于25℃以后，機組進入混合模式時，其節(jié)能效益大幅提升。在室外10℃時，機組完全進入液相熱管模式，其機組EER超過12，而在室外-5℃時，機組EER超過14，遠遠優(yōu)于常規(guī)機房空調(diào)，將液泵驅(qū)動的液相熱管系統(tǒng)高能效特性完全發(fā)揮出來。由于本次機組匹配的液泵滿負荷功率才0.8～1kW，當磁懸浮壓縮機作為氣泵使用時，其COP最大也僅僅達到20；而采用液泵運行時，其COP可以接近300，遠遠高于氣泵；如果是采用重力熱管，機組EER在室外10℃時為13，在室外-5℃時為15，提升效果并不顯著，這是因為液泵功率非常小，在整機總功率占比很小。

對于30kW～50kW的中小型機房空調(diào)而言，液泵成本占比大，幾乎達到30%，推廣運用難度較大；而對大型數(shù)據(jù)中心冷水機組而言，液泵成本占比很小，不到5%，甚至只有1%～2%，故而推廣較容易。

計算整機全年能效比AEER，在全國七個典型城市進行分析，結(jié)果如圖5所示，整機在北京地區(qū)采用15℃蒸發(fā)溫度時AEER達到8.47（圖中“AEER（15制冷劑）”），相較于常規(guī)機房空調(diào)而言，節(jié)能率大幅提升，而采用18℃蒸發(fā)溫度時AEER達到9.54（圖中“AEER（18制冷劑）”），在全國7個典型城市綜合分析來看，新熱管型空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能效果顯著，非常適用于大型數(shù)據(jù)中心冷卻散熱。上述系統(tǒng)如果采用水冷或蒸發(fā)冷，其能效會更進一步提升，因為風冷機組在標況下冷凝溫度一般要48℃左右，而水冷則只有38℃左右，使得系統(tǒng)更趨近熱管循環(huán)，拓寬了上述熱管型空提制冷系統(tǒng)的運行溫區(qū)，提高了整機能效。

4 結(jié)論

通過對現(xiàn)有中小型數(shù)據(jù)機房以及大型數(shù)據(jù)中心在運用自然冷卻技術的現(xiàn)狀進行分析，為未來大型數(shù)據(jù)中心冷卻提出新的解決方案，得到如下結(jié)論：

（1）新熱管型機房空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，可運行多種模式，充分利用室外自然冷源，并且化解了數(shù)據(jù)中心水的安全隱患，提高了換熱效率以及自然冷源利用率，為數(shù)據(jù)中心節(jié)能減排提供新的途徑。

（2）對于中小型數(shù)據(jù)機房，液泵成本占比大，性能未能得到充分發(fā)揮，并存在可靠性風險，優(yōu)先選擇可變轉(zhuǎn)速帶氣相熱管性能的壓縮機，實現(xiàn)中小型數(shù)據(jù)中心節(jié)能減排。大型數(shù)據(jù)領域，制冷劑泵成本占比很小，制冷劑泵高COP的特性被完全發(fā)揮，故而具有很好的運用優(yōu)勢，推廣容易。

（3）新熱管型機房空調(diào)系統(tǒng)充分發(fā)揮液相熱管高COP優(yōu)勢，克服磁懸浮壓縮機低壓比工況COP難以超越30的不足，化解低圧縮比能量調(diào)節(jié)不足，補償?shù)蛪罕葔侯^不足以及化解多末端分液不均問題，節(jié)能效率高。