張泉 黃茜 鄒思凱

摘? ?要：為了降低數(shù)據(jù)中心的運(yùn)行能耗，分離式熱管冷卻系統(tǒng)會(huì)根據(jù)實(shí)際負(fù)載降低風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，造成換熱性能的衰減. 為了對(duì)低風(fēng)量和低負(fù)載下分離式微通道熱管的換熱性能進(jìn)行研究和分析，建立了適用于預(yù)測(cè)低風(fēng)量下分離式微通道熱管換熱性能的一維穩(wěn)態(tài)模型，并與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，其最大預(yù)測(cè)平均偏差為6.3%. 利用該模型研究了運(yùn)行參數(shù)對(duì)分離式微通道熱管的換熱性能和數(shù)據(jù)中心熱安全的影響. 不同風(fēng)量下，服務(wù)器排風(fēng)溫度從27 ℃上升至39 ℃時(shí)，系統(tǒng)換熱量均有超過60%的提升;冷凍水供水溫度從6 ℃提升至18 ℃會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)換熱量最高下降41.8%. 在200～1 400 m3/h風(fēng)量下，增加蒸發(fā)器和冷凝器的高度差可有效提升系統(tǒng)換熱量和制冷劑質(zhì)量流量，風(fēng)量越大，換熱量增長(zhǎng)率越高. 但在相同風(fēng)量下，隨著高度差的逐漸增大，換熱量增長(zhǎng)率逐漸降低. 研究結(jié)果對(duì)分離式微通道熱管在數(shù)據(jù)中心的設(shè)計(jì)優(yōu)化和節(jié)能運(yùn)行有一定促進(jìn)作用.

關(guān)鍵詞：熱管;微通道;模擬;傳熱

中圖分類號(hào)：TU831.6 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Numerical Investigation on Thermal Performance of

Micro Channel Separate Heat Pipe under Low Airflow Rate

ZHANG Quan? ，HUANG Xi，ZOU Sikai

（College of Civil Engineering，Hunan University，Changsha 410082，China）

Abstract：In order to reduce the energy consumption of data center， the micro channel separate heat pipe （MCSHP） would reduce the airflow rate according to the actual heating load， resulting in a reduce of thermal performance. In order to investigate and analyze the thermal performance of MCSHP under low airflow rate and heating load， a one-dimensional steady-state model was established. Compared with the experimental results， the maximum average relative error of the result predicted by the established model was 6.3%. By using the established model， the effect of operation parameters on the thermal performance of MCSHP and thermal safety of data center were investigated. When the server exhaust air temperature increased from 27 ℃ to 39 ℃， the cooling capacity was increased by more than 60% under the various airflow rates. When chilled water supply temperature increased from 6 ℃ to 18 ℃， the cooling capacity was decreased by a maximum of 41.8%. The cooling capacity and refrigerant mass flow rate increased with the increasing height difference between evaporator and condenser under airflow rate ranged from 200 to 1 400 m3/h，and the growth rate of cooling capacity increased with the airflow rate. However， the growth rate of cooling capacity decreased with the height difference under the same airflow rate. Those results give a guidance to improve the design optimization and energy-saving operation of the application of MCSHP in data center.

Key words：heat pipe;micro channel;simulation;heat transfer

隨著人工智能、云計(jì)算等新興產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，數(shù)據(jù)中心的應(yīng)用規(guī)模不斷擴(kuò)大. 2014年，數(shù)據(jù)中心能耗已占世界總能耗的1.3%[1]. 同時(shí)，由于機(jī)房模塊化技術(shù)和芯片技術(shù)的不斷發(fā)展，數(shù)據(jù)機(jī)房熱流密度也不斷增加，這對(duì)機(jī)房冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求. 目前，數(shù)據(jù)機(jī)房主要采用集中送風(fēng)空調(diào)作為冷卻系統(tǒng)，這種系統(tǒng)存在送風(fēng)距離長(zhǎng)、氣流組織紊亂、顯熱換熱性能低等缺陷. 為了確保數(shù)據(jù)中心的熱安全，避免設(shè)備因過熱宕機(jī)，傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)通常提供過量的冷量，導(dǎo)致了能量的浪費(fèi). 因此，傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)能耗甚至占數(shù)據(jù)中心總能耗的30%～50%[2]. 對(duì)此，研究者提出了一種機(jī)柜級(jí)的分離式熱管冷卻系統(tǒng)，其蒸發(fā)器位于機(jī)柜背板上，能夠大幅縮短送風(fēng)距離、優(yōu)化氣流組織、實(shí)現(xiàn)潛熱換熱，提高了冷卻系統(tǒng)的散熱效率[2-3].? 同時(shí)，相比傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)，采用潛熱換熱的分離式熱管冷卻系統(tǒng)擁有更大的換熱溫差，對(duì)自然冷源利用率更高.

由于分離式熱管冷卻系統(tǒng)的節(jié)能優(yōu)勢(shì)，部分研究者對(duì)分離式熱管，特別是高換熱性能的微通道結(jié)構(gòu)分離式熱管系統(tǒng)的換熱特性及其影響因素展開了試驗(yàn)和理論研究. Ling等[4]根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立了微通道分離式熱管一維穩(wěn)態(tài)數(shù)值模型，分析了在2 025～? 4 217 m3/h蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量下蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)對(duì)換熱性能的影響. Ling等[5-6]還通過試驗(yàn)和數(shù)值模擬分析了在1 500～6 000 m3/h蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量下微通道分離式熱管充液率對(duì)分離式熱管的換熱量、換熱系數(shù)、壓降、出風(fēng)溫度等參數(shù)的影響. 顏俏等[7]通過試驗(yàn)研究了5 m/s蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)速度下微通道分離式熱管氣動(dòng)性能及換熱流型，研究結(jié)果表明，短通道比長(zhǎng)通道換熱性能更好. 鄭振[8]、孫一牧[9]研究了4 m/s蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)速度下微通道換熱器在分離式熱管中的最佳運(yùn)行狀態(tài)并對(duì)充液率、室內(nèi)外溫差、風(fēng)速以及高度差等因素對(duì)換熱性能的影響進(jìn)行了試驗(yàn)分析. 胡張保等[10-11]在1 000～2 500 m3/h蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量、充液率位于80%和150%之間時(shí)對(duì)微通道蒸發(fā)器的工作狀態(tài)進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)果表明該分離式熱管的最佳充液率約為120%，在此范圍內(nèi)換熱量達(dá)到最大值;在最佳充液率范圍內(nèi)，蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量低于2 000 m3/h時(shí)，分離式熱管的換熱量隨風(fēng)量減少而明顯降低. 張泉等[3，12]對(duì)分離式微通道熱管進(jìn)行了試驗(yàn)研究，并建立了一維穩(wěn)態(tài)數(shù)值模型，分析了充液率、蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量等參數(shù)對(duì)熱管換熱特性的影響. 結(jié)果表明，在1500 ～5 000 m3/h風(fēng)量下，分離式微通道熱管的能效比隨風(fēng)量增加而增加.

然而，上述研究大多都是在滿負(fù)荷、標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量下進(jìn)行的. 由于數(shù)據(jù)中心的負(fù)載為按需求逐漸增加，我國(guó)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于部分負(fù)載工作狀態(tài)，平均負(fù)載率為50.61%，大型數(shù)據(jù)中心的平均負(fù)載率僅為29.01%[13]. 為了降低數(shù)據(jù)中心的運(yùn)行能耗，分離式熱管冷卻系統(tǒng)會(huì)根據(jù)蒸發(fā)器的排風(fēng)溫度調(diào)節(jié)排風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，在較低負(fù)載下，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)甚至?xí)陀?00. 此時(shí)，熱管整體的運(yùn)行性能和蒸發(fā)器的風(fēng)側(cè)換熱性能會(huì)有較大衰減[6，11]. 因此，有必要對(duì)低風(fēng)量和低負(fù)載下分離式微通道熱管的換熱性能進(jìn)行研究和分析，確保數(shù)據(jù)中心的節(jié)能、安全運(yùn)行. 已有模型所采用的風(fēng)側(cè)、制冷劑側(cè)匹配關(guān)聯(lián)式多適用于預(yù)測(cè)風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)高于100的工況[4，6，9，12]，難以準(zhǔn)確預(yù)測(cè)低風(fēng)量下分離式熱管的換熱性能. 為了進(jìn)一步優(yōu)化分離式微通道熱管系統(tǒng)的換熱性能，需要建立同時(shí)適用于預(yù)測(cè)其在低風(fēng)量下?lián)Q熱特性的數(shù)值模型.

本文建立了一個(gè)最佳充液率下分離式微通道熱管（工質(zhì)為R22）的一維穩(wěn)態(tài)模型. 該模型選取了適用于低風(fēng)量的風(fēng)側(cè)、制冷劑側(cè)匹配換熱關(guān)聯(lián)式，利用ε-NTU方法[14]計(jì)算蒸發(fā)器和冷凝器的換熱特性. 通過與試驗(yàn)數(shù)據(jù)中換熱量、制冷劑質(zhì)量流量和進(jìn)出口溫度的對(duì)比，所建立模型的精確性得到了檢驗(yàn). 利用該模型，分析了不同風(fēng)量下室內(nèi)側(cè)、室外側(cè)運(yùn)行參數(shù)以及蒸發(fā)器與冷凝器高度差對(duì)分離式微通道熱管系統(tǒng)換熱性能的影響. 研究結(jié)果對(duì)分離式微通道熱管在數(shù)據(jù)中心的設(shè)計(jì)優(yōu)化和節(jié)能運(yùn)行有一定促進(jìn)作用.

1? ?數(shù)值模型

分離式微通道熱管由位于機(jī)柜背板的蒸發(fā)器，位于機(jī)房上部的板式冷凝器以及它們之間的連接管組成. 其工作模式如圖1所示，機(jī)柜的服務(wù)器從數(shù)據(jù)中心室內(nèi)吸入冷風(fēng)冷卻芯片，產(chǎn)生的熱排風(fēng)經(jīng)過熱管微通道蒸發(fā)器，被制冷劑相變冷卻后降至排風(fēng)溫度，然后被送回?cái)?shù)據(jù)中心室內(nèi). 制冷劑吸熱后蒸發(fā)，通過氣管進(jìn)入冷凝器，與冷水機(jī)提供的冷凍水凝結(jié)換熱，最后，凝結(jié)的液態(tài)制冷劑在重力的作用下通過液管流回蒸發(fā)器進(jìn)入下一個(gè)循環(huán). 針對(duì)這些部件，分別建立了穩(wěn)態(tài)換熱模型. 空氣側(cè)、水側(cè)以及制冷劑側(cè)換熱系數(shù)和壓降均采用已有換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算. 關(guān)聯(lián)式計(jì)算中所需要的分離式微通道熱管幾何參數(shù)見表1. 蒸發(fā)器和冷凝器通道從上到下被分為100段微元，每段微元的換熱量、制冷劑出口溫度以及外側(cè)換熱工質(zhì)出口溫度由ε-NTU方法計(jì)算，微元制冷劑側(cè)與外側(cè)的熱流密度相等. 計(jì)算過程中，制冷劑的參數(shù)通過調(diào)用REFPROP軟件獲得. 在模型中，制冷劑的換熱、流動(dòng)遵循質(zhì)量、動(dòng)量和能量守恒. 模型做了如下假設(shè)：1）制冷劑在蒸發(fā)器和冷凝器一維軸向流動(dòng);2）蒸發(fā)器各部分空氣流動(dòng)分布均勻;3）換熱器各通道內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量、溫度和壓力分布相同;4）忽略軸向傳熱和熱耗散.

1.1? ?蒸發(fā)器換熱模型

分離式微通道熱管的蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)如圖1所示. 蒸發(fā)器模型中，風(fēng)側(cè)和制冷劑側(cè)換熱系數(shù)采用對(duì)應(yīng)的換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算，并利用ε-NTU方法迭代計(jì)算每個(gè)微元的換熱量. 因此，風(fēng)側(cè)和制冷劑側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式的選取和匹配決定了模型的計(jì)算精度. 在低風(fēng)量和低負(fù)載下，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)可能會(huì)低于100. 而目前適用于微通道換熱器的風(fēng)側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式中[15-18]，主要用于預(yù)測(cè)雷諾數(shù)在100甚至250以上的風(fēng)側(cè)換熱系數(shù). 其中，Kim等[18]關(guān)聯(lián)式的適用范圍雖然包含雷諾數(shù)100以下，但其對(duì)百葉角度適用范圍是15° ～ 27°. 研究表明，當(dāng)百葉角度小于或等于27°時(shí)，換熱性能會(huì)隨百葉角度增大而增大;當(dāng)百葉角度大于27°時(shí)，換熱性能則隨百葉角度繼續(xù)增大而降低[16]，因此，Kim 等[18]關(guān)聯(lián)式不適用于本文研究對(duì)象. 而Kim和

Bullard關(guān)聯(lián)式[16]的適用范圍為雷諾數(shù)75以上，百葉角度為23°～30°的微通道換熱器，因此，本文選取Kim and Bullard關(guān)聯(lián)式預(yù)測(cè)空氣側(cè)換熱系數(shù)，其表達(dá)如下：

式中：j為Colburn因子;Rea為空氣側(cè)雷諾數(shù);ha為空氣側(cè)換熱系數(shù)，W/（m2·K）;Ao為空氣側(cè)有效換熱面積，m2;μa為空氣運(yùn)動(dòng)黏度，Pa·s;Pra為空氣普朗特?cái)?shù);ka為空氣的導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）.

在微通道熱管蒸發(fā)器中，主要存在核態(tài)沸騰、泡狀流和塞狀流三種流型[19]. 由于無氟泵或壓縮機(jī)驅(qū)

動(dòng)，制冷劑的質(zhì)量流量較小，因此微通道熱管蒸發(fā)器難以出現(xiàn)環(huán)流. 特別是在低負(fù)載下，熱管蒸發(fā)器以核態(tài)沸騰和泡狀流為主. 目前，多數(shù)適用于R22在微通道內(nèi)沸騰換熱系數(shù)預(yù)測(cè)的關(guān)聯(lián)式多為適用于全流型的疊加型關(guān)聯(lián)式[20-23]，對(duì)于機(jī)械制冷系統(tǒng)換熱器中常見的塞狀流和環(huán)流的預(yù)測(cè)較為準(zhǔn)確，但對(duì)于核態(tài)沸騰區(qū)域的預(yù)測(cè)有所不足. Shah關(guān)聯(lián)式[24]則在疊加關(guān)聯(lián)式的基礎(chǔ)上，按照流型將制冷劑分為3個(gè)區(qū)域，針對(duì)核態(tài)沸騰和泡狀流給出了相應(yīng)的關(guān)聯(lián)式因子，有較高的預(yù)測(cè)精度. 因此，本文選取Shah關(guān)聯(lián)式預(yù)測(cè)蒸發(fā)器制冷劑側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式，其表達(dá)如下：

式中：hlo為純液換熱系數(shù)，W/（m2·K）;Ge為蒸發(fā)器制冷劑質(zhì)量流速，kg/（m2·s）;x為制冷劑干度;Dh為微通道水力直徑，m;μl為制冷劑液相運(yùn)動(dòng)黏度，Pa·s;Prl為制冷劑普朗特?cái)?shù);kl為制冷劑導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）;Co為對(duì)流換熱因子;ρv和ρl分別為制冷劑氣相和液相密度，kg/m3;Bo為沸騰因子;q為熱流密度，W/m2;hlg為制冷劑潛熱，kJ/kg;J為關(guān)聯(lián)式因子;he為制冷劑換熱系數(shù)，W/（m2·K）;g為重力加速度，m/s2;ψ為制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)之比;ψcb為對(duì)流沸騰區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值.

式中：ψnb為核態(tài)沸騰區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值，而ψ為ψcb和ψnb的最大值.

式中：ψbs為抑制泡狀流區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值，當(dāng)Bo < 0.001 1時(shí)，F(xiàn) = 0.067;Bo ≥0.001 1時(shí)，F(xiàn) = 0.064. ψ為ψcb和ψbs的最大值.

1.2? ?冷凝器換熱模型

冷凝器模型中，水側(cè)換熱系數(shù)和制冷劑側(cè)換熱系數(shù)采用換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算，并利用ε-NTU方法迭代計(jì)算每個(gè)微元的換熱量. 當(dāng)制冷劑處于單相區(qū)時(shí)，其換熱系數(shù)可利用Gnielinski關(guān)聯(lián)式[25]計(jì)算. 在兩相區(qū)，選取了Han等關(guān)聯(lián)式[26]計(jì)算制冷劑換熱系數(shù)，該關(guān)聯(lián)式對(duì)于R22制冷劑在波紋角為20° ～ 45°的人字形波紋板式換熱器的凝結(jié)換熱預(yù)測(cè)結(jié)果較好. 水側(cè)換熱系數(shù)選用Dittus and Boelter關(guān)聯(lián)式[27]計(jì)算.

1.3? ?連接管模型

在分離式微通道熱管系統(tǒng)的實(shí)際應(yīng)用中，連接管路會(huì)采取保溫措施，因此在連接管路模型中，假設(shè)與外界絕熱. 連接管路的壓降計(jì)算如式（14）～（18），采用Coleman關(guān)聯(lián)式[28]計(jì)算集管部分，計(jì)算式如下：

式中：Δplp為液管壓降，Pa;Δpf，r為液管摩擦壓降，Pa;Δpg為重力壓降，Pa;Δpc為集氣/液管壓降，Pa;λf為摩擦阻力系數(shù);ξf為局部阻力系數(shù);ρr為制冷劑平均密度，kg/m3;μr為制冷劑流速，m/s;σc為微通道面積與集管橫截面積之比;Cc為集管收縮比.

1.4? ?計(jì)算流程

模型的計(jì)算流程如圖2所示，流程圖中所用到的關(guān)聯(lián)式在表2中給出. 模型計(jì)算過程如下：1）輸入各部件幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)、制冷劑初始狀態(tài)參數(shù)、風(fēng)側(cè)和水側(cè)流體入口參數(shù);2）假設(shè)制冷劑流量為Gr，蒸發(fā)器入口壓力為pe，in，蒸發(fā)器入口焓值為he，in;3）計(jì)算蒸發(fā)器微元入口干度，并根據(jù)干度選擇對(duì)應(yīng)換熱關(guān)聯(lián)式，通過ε-NTU方法計(jì)算第一個(gè)微元的熱流密度qi，并與假設(shè)的熱流密度q0進(jìn)行對(duì)比和迭代，直到計(jì)算收斂（收斂誤差為0.1%）;4）將上一個(gè)微元的制冷劑出

口參數(shù)作為下一個(gè)微元的入口參數(shù)進(jìn)行運(yùn)算，并依次計(jì)算蒸發(fā)器、連接管及冷凝器，得到了模型計(jì)算的入口壓力pe，in、蒸發(fā)器入口焓值he，in、制冷劑充注量mr. 若計(jì)算值與假設(shè)值出現(xiàn)偏差，則調(diào)整相應(yīng)的假設(shè)參數(shù)，直到最終3個(gè)參數(shù)全部收斂（收斂誤差為0.1%）;5）輸出計(jì)算結(jié)果.

2? ?模型驗(yàn)證

通過試驗(yàn)獲得了驗(yàn)證模型所需的數(shù)據(jù)，試驗(yàn)測(cè)試裝置如文獻(xiàn)[32]所述. 測(cè)試時(shí)，通過將室內(nèi)干球溫度和相對(duì)濕度恒定為35 ℃和40%來模擬服務(wù)器熱排風(fēng)，蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量越高，熱負(fù)載也越大. 板式冷凝換熱器的水側(cè)流量為1.71 m3/h，蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量從600 m3/h開始每次遞增200 m3/h，直至1 400 m3/h. 分離式微通道熱管充液率為文獻(xiàn)[32]所述的最佳充液率65%，即1.4 kg充注量. 不同風(fēng)量下?lián)Q熱量、制冷劑的質(zhì)量流量和蒸發(fā)器出口溫度的模擬值與試驗(yàn)值對(duì)比如圖3所示. 模型的絕對(duì)平均偏差（MAD）計(jì)算式如下：

從圖3中可看出，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)在600～1 400 m3/h風(fēng)量下均低于100，此時(shí)模型對(duì)換熱量、制冷劑的質(zhì)量流量、蒸發(fā)器出口溫度及蒸發(fā)換熱系數(shù)的預(yù)測(cè)絕對(duì)平均偏差分別為4.0%、3.1%、6.3%，證明了模型在低風(fēng)量下具有較高的預(yù)測(cè)精度.

3? ?結(jié)果與討論

3.1? ?服務(wù)器排風(fēng)溫度對(duì)換熱性能的影響

圖4說明了不同風(fēng)量下服務(wù)器的排風(fēng)溫度對(duì)換熱性能的影響. 服務(wù)器排風(fēng)溫度可通過調(diào)配服務(wù)器的負(fù)載率控制，適當(dāng)提高服務(wù)器溫度可提高蒸發(fā)器制冷劑與熱空氣換熱溫差，以提高熱管的換熱性能. 隨著服務(wù)器排風(fēng)溫度從27 ℃增加至39 ℃，分離式微通道熱管的換熱量在200 m3/h、600 m3/h、1 000 m3/h和1 400 m3/h風(fēng)量下分別增長(zhǎng)了82.1%、83.6%、76.7%和61.7%. 這主要是因?yàn)轱L(fēng)量增大，空氣側(cè)換熱系數(shù)大幅提高，強(qiáng)化了蒸發(fā)器傳熱. 同時(shí)，由于分離式微通道熱管沒有動(dòng)力裝置，其完全啟動(dòng)需要足夠的熱負(fù)荷，在低負(fù)載下，熱管的換熱性能不能完全發(fā)揮. 在200 m3/h和600 m3/h風(fēng)量下，熱管尚未完全啟動(dòng)，提高服務(wù)器排風(fēng)溫度不僅增大換熱溫差，還增加了熱負(fù)荷，促進(jìn)了熱管的進(jìn)一步啟動(dòng)，提高了換熱量增長(zhǎng)率. 而在1 000 m3/h和1 400 m3/h風(fēng)量下，由于熱管的逐步啟動(dòng)，換熱量增長(zhǎng)率也隨之降低. 參照GB 50174—2017[33]的A1標(biāo)準(zhǔn)，數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度應(yīng)該維持在27 ℃以內(nèi)，而對(duì)于采用分離式微通道熱管系統(tǒng)的數(shù)據(jù)中心，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度可視為數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度. 從圖4可看出，在不同風(fēng)量下，服務(wù)器排風(fēng)溫度提升會(huì)導(dǎo)致蒸發(fā)器排風(fēng)溫度增加，此時(shí)，蒸發(fā)器最高排風(fēng)溫度也低于24 ℃，滿足數(shù)據(jù)中心的安全標(biāo)準(zhǔn). 因此，適當(dāng)提升服務(wù)器排風(fēng)溫度有利于數(shù)據(jù)中心節(jié)能. 但由于芯片本身的安全工作溫度在85 ℃以下，芯片散熱需要的換熱溫差通常大于45 ℃，因此服務(wù)器排風(fēng)溫度不宜提升至40℃以上[34].

3.2? ?冷凍水供水溫度對(duì)換熱性能的影響

提高冷凍水供水溫度能有效降低數(shù)據(jù)中心能耗. 由于我國(guó)多數(shù)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于低負(fù)載狀態(tài)[13]，對(duì)于分離式微通道熱管空調(diào)系統(tǒng)，在保證數(shù)據(jù)中心熱安全的前提下，提高可接受的冷凍水溫度，可以延長(zhǎng)自然冷源利用時(shí)間，降低系統(tǒng)能耗. 研究表明，冷凍水溫度每提高1 ℃，可降低能耗2%左右[35]. 圖5所示為不同風(fēng)量下冷凍水供水溫度對(duì)分離式微通道熱管換熱性能的影響，風(fēng)量越低，冷凍水供水溫度的提升對(duì)換熱量影響越大. 冷凍水溫度從6 ℃提升到12 ℃，在200 m3/h風(fēng)量時(shí)，換熱量下降了41.8%;在1 400 m3/h風(fēng)量時(shí)，換熱量下降30.2%. 由于換熱量的下降，蒸發(fā)器的排風(fēng)溫度也出現(xiàn)了一定幅度的上升，在18 ℃的冷凍水供水溫度下，排風(fēng)溫度仍然滿足數(shù)據(jù)中心的安全標(biāo)準(zhǔn).

3.3? ?蒸發(fā)器與冷凝器高度差對(duì)換熱性能的影響

對(duì)于應(yīng)用多聯(lián)熱管冷卻系統(tǒng)的數(shù)據(jù)中心而言，蒸發(fā)器與冷凝器高度差同樣屬于設(shè)計(jì)時(shí)需考慮的運(yùn)行參數(shù)，直接影響多聯(lián)熱管冷卻系統(tǒng)的主要驅(qū)動(dòng)力——液管重力壓差. 從圖6中可看出，不同風(fēng)量下，蒸發(fā)器和冷凝器高度差增大會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管制冷劑質(zhì)量流量增大;然而，對(duì)換熱性能的影響規(guī)律卻不同. 在200 m3/h風(fēng)量時(shí)，當(dāng)蒸發(fā)器和冷凝器高度差為2.2 m時(shí)，換熱量達(dá)到最大，相比0.6 m時(shí)增大了2.1%，之后增大高度差不會(huì)再增加換熱量;隨著風(fēng)量的增大，達(dá)到最大換熱量時(shí)所需的高度差逐漸增加，在600 m3/h、1 000 m3/h和1 400 m3/h時(shí)最大換熱量分別在3 m、3.8 m和5.0 m出現(xiàn). 這主要是因?yàn)榈惋L(fēng)量下，分離式微通道熱管熱負(fù)荷較小，較低的制冷劑質(zhì)量流量就能夠從冷凝器帶來足夠的冷量;隨著風(fēng)量的增加，熱負(fù)荷也隨之增加，需要更多的制冷劑載冷滿足冷卻需求，此時(shí)增大蒸發(fā)器和冷凝器高度差能夠有效提升分離式微通道熱管的換熱性能. 在1 400 m3/h風(fēng)量下，高度差從0.6 m提升至5 m時(shí)，換熱量提升了44%. 但在相同風(fēng)量下，隨著高度差的逐漸增大，換熱量增長(zhǎng)率逐漸降低. 在1400 m3/h風(fēng)量下，從1 m開始，高度差每提升1.2 m，換熱量增長(zhǎng)率分別為28.3%、6.8%和2.1%.

4? ?結(jié)? ?論

針對(duì)我國(guó)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于低負(fù)載、低風(fēng)量運(yùn)行的情況，建立了適用于預(yù)測(cè)低風(fēng)量下（風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)低于100）分離式微通道熱管的一維穩(wěn)態(tài)模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證. 該模型對(duì)于600～1 400 m3/h風(fēng)量下（風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)低于100）分離式熱管的換熱量、制冷劑質(zhì)量流量及蒸發(fā)器出口溫度的預(yù)測(cè)結(jié)果絕對(duì)平均偏差分別為4.0%、3.1%和6.3%，具有較高的預(yù)測(cè)精度. 利用該模型研究了運(yùn)行參數(shù)對(duì)數(shù)據(jù)中心分離式微通道熱管冷卻系統(tǒng)換熱性能的影響，并分析了運(yùn)行參數(shù)變化對(duì)數(shù)據(jù)中心熱安全的影響，主要結(jié)論如下：

1）在保證芯片安全的前提下，提升服務(wù)器排風(fēng)溫度能有效提升分離式微通道熱管的換熱性能，風(fēng)量越低，換熱性能提升幅度越大. 提升服務(wù)器排風(fēng)溫度會(huì)導(dǎo)致蒸發(fā)器排風(fēng)溫度的升高，但在39 ℃的排風(fēng)溫度下，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度依然符合數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度標(biāo)準(zhǔn).

2）冷凍水供水溫度的升高會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管的換熱性能下降，且風(fēng)量越低時(shí)換熱性能下降幅度越大，但在18 ℃的冷凍水供水溫度下，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度依然滿足數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度標(biāo)準(zhǔn). 因此，在服務(wù)器部分負(fù)載下，可以適當(dāng)提高冷凍水供水溫度，延長(zhǎng)自然冷源的利用時(shí)間.

3）蒸發(fā)器與冷凝器高度差的增加會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管的制冷劑質(zhì)量流量增大，但換熱量存在最大值. 隨著風(fēng)量增加，達(dá)到最大換熱量所需的蒸發(fā)器與冷凝器高度差也隨之增大. 在1 400 m3/h風(fēng)量下，高度差從0.6 m提升至5 m時(shí)，換熱量提升了44%. 但在相同風(fēng)量下，隨著高度差的逐漸增大，換熱量增長(zhǎng)率逐漸降低.

參考文獻(xiàn)

[1]? ? EBRAHIMI K，JONES G F，F(xiàn)LEISCHER A S. A review of data center cooling technology，operating conditions and the corresponding low-grade waste heat recovery opportunities[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews，2014，31：622—638.

[2]? ? DING T，HE Z，HAO T，et al. Application of separated heat pipe system in data center cooling [J]. Applied Thermal Engineering，2016，109：207—216.

[3]? ? 張泉，吳亞凝，凌麗，等. 基站用微通道分離式熱管換熱性能試驗(yàn)研究[J]. 湖南大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2016，43（7）：139—145.

ZHANG Q，WU Y N，LING L，et al. Experimental investigation on heat transfer characteristic of micro-channel separate heat pipe in telecommunication base station [J]. Journal of Hunan University （Natural Sciences），2016，43（7）：139—145. （In Chinese）

[4]? ? LING L，ZHANG Q，YU Y，et al. Study on thermal performance of micro-channel separate heat pipe for telecommunication stations：experiment and simulation[J]. International Journal of Refrigeration，2015，59：198—209.

[5]? ? LING L，ZHANG Q，YU Y，et al. Experimental study on the thermal characteristics of micro channel separate heat pipe respect to different filling ratio [J]. Applied Thermal Engineering，2016，102：375—382.

[6]? ? LING L，ZHANG Q，YU Y，et al. Simulation of a micro channel separate heat pipe （MCSHP） under low heat flux and low mass flux [J]. Applied Thermal Engineering，2017，119：25—33.

[7]? ? 顏俏，賈力，彭啟，等. 具有微通道蒸發(fā)器的分離式熱管啟動(dòng)與換熱研究[J]. 工程熱物理學(xué)報(bào)，2019，40（5）：1095—1104.

YAN Q，JIA L，PENG Q，et al. Study on the startup and heat transfer of gravity-actuated separate heat pipe with a? micro-channel evaporator[J]. Journal of Engineering Thermophysics，2019，40（5）：1095—1104. （In Chinese）

[8]? ? 鄭振. 基于微通道換熱器的重力型分離式熱管試驗(yàn)研究[D]. 合肥：合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，2018：47—53.

ZHENG Z. Experimental investigation on separate gravity heat pipe with microchannel heat exchangers [D]. Hefei：School of Mechanical and Automotive Engineering，Hefei University of Technology，2018：47—53. （In Chinese）

[9]? ? 孫一牧. 基于微通道換熱器的分離式重力熱管性能分析及優(yōu)化[D]. 合肥：合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，2018：37—46.

SUN Y M. Performance analysis and optimization of separating gravity heat pipe based on micro-channel heat exchanger [D]. Hefei：School of Mechanical and Automotive Engineering，Hefei University of Technology，2018：37—46. （In Chinese）

[10]? 胡張保，張志偉，金聽祥，等. 采用微通道蒸發(fā)器的分離式熱管充液率試驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2015，36（4）：98—102.

HU Z B，ZHANG Z W，JIN T X，et al. Experimental study on the working fluid filling rates of microchannel evaporator in a special separate type heat pipe [J]. Journal of Refrigeration，2015，36（4）：98—102. （In Chinese）

[11]? 胡張保，張志偉，李改蓮，等. 采用微通道蒸發(fā)器的分離式熱管空調(diào)傳熱性能的試驗(yàn)研究[J]. 流體機(jī)械，2015，43（11）：68—71.

HU Z B，ZHANG Z W，LI G L，et al. Experimental investigation on the heat transfer performance of the separate heat pipe air conditioning with a microchannel evaporator [J]. Fluid Machinery，2015，43（11）：68—71. （In Chinese）

[12]? 張泉，婁建民，凌麗，等. 微通道分離式熱管換熱特征的模擬研究[J]. 湖南大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2018，45（1）：150—156.

ZHANG Q，LOU J M，LING L，et al. Numerical investigation on thermal characteristics of micro-channel separate heat pipe [J]. Journal of Hunan University （Natural Sciences），2018，45（1）：150—156. （In Chinese）

[13]? 中國(guó)制冷學(xué)會(huì)數(shù)據(jù)中心冷卻工作組.中國(guó)數(shù)據(jù)中心冷卻技術(shù)年度發(fā)展研究報(bào)告：2017[M]. 北京：中國(guó)建筑工業(yè)出版社，2017：10—14.

China Refrigeration Society Data Center Cooling Working Group. China data center cooling technology annual development research report：2017 [M]. Beijing：China Architecture and Building Press，2017：10—14. （In Chinese）

[14]? 楊世銘，陶文銓. 傳熱學(xué)[M]. 4版. 北京：高等教育出版社，2015：484—496.

YANG S M，TAO W Q. Heat transfer [M]. 4th ed. Beijing：Higher Education Press，2015：484—496. （In Chinese）

[15]? DONG J，CHEN J，CHEN Z，et al. Heat transfer and pressure drop correlations for the multi-louvered fin compact heat exchangers [J]. Energy Conversion and Management，2007，48（5）：1506—1515.

[16]? KIM M H，BULLARD C W. Air-side thermal hydraulic performance of multi-louvered fin aluminum heat exchangers [J]. International Journal of Refrigeration，2002，25（3）：390—400.

[17]? CHANG Y J ，WANG C C. A generalized heat transfer correlation for Iouver fin geometry [J]. International Journal of Heat & Mass Transfer，1997，40（3）：533—544.

[18]? KIM N H，CHO J P. Air-side performance of louver-finned flat aluminum heat exchangers at a low velocity region [J]. Heat and Mass Transfer，2008，44（9）：1127—1139.

[19]? YUE C，ZHANG Q，ZHAI Z，et al. Numerical investigation on thermal characteristics and flow distribution of a parallel micro-channel separate heat pipe in data center [J]. International Journal of Refrigeration，2019，98：150—160.

[20]? KANDLIKAR S G. A general correlation for saturated two-phase flow boiling heat transfer inside horizontal and vertical tubes [J]. Journal of Heat Transfer，1990，112（1）：219—228.

[21]? YUAN S ，CHENG W L ，NIAN Y L ，et al. Evaluation of prediction methods for heat transfer coefficient of annular flow and a novel correlation [J]. Applied Thermal Engineering，2017，114：10—23.

[22]? CHEN J C. Correlation for boiling heat transfer to saturated fluids in convective flow [J]. Industrial & Engineering Chemistry Process Design Development，1966，5（3）：322—329.

[23]? GUNGOR K E，WINTERTON R H S. Simplified general correlation for saturated flow boiling and comparison with data [J]. Chemical Engineering Research & Design，1987，65：148—156.

[24]? SHAH M M. Chart correlation for saturated boiling heat transfer：equations and further study [J]. ASHRAE Transactions，1982，88：185—196.

[25]? GNIELINSKI V. New equations for heat and mass transfer in the turbulent flow in pipes and channels [J]. International Chemical Engineering，1975，16：359—368.

[26] HAN D，LEE K，KIAM Y. The characteristics of condensation in brazed plate heat exchangers with different chevron angles[J]. Journal of the Korean Physical Society，2003，43（1）：66—73.

[27]? DITTUS F W ，BOELTER L M K . Heat transfer in automobile radiators of the tubular type [J]. International Communications in Heat and Mass Transfer，1985，12（1）：3—22.

[28]? COLEMAN J. An experimentally validated model for two-phase sudden contraction pressure drop in microchannel tube headers [J]. Heat Transfer Engineering，2004，25（3）：69—77.

[29]? CHURCHILL S W . Comprehensive correlating equations for heat，mass and momentum transfer in fully developed flow in smooth tubes [J]. Industrial & Engineering Chemistry Research，1977，16（1）：109—116.

[30]? FRIEDEL L. Improved friction pressure drop correlations for horizontal and vertical two-phase pipe flow[C]//Proceedings of European Two-phase Group Meeting. Ispra，Italy，1979：485—491.

[31]? SHAH R K，F(xiàn)OCKE W W. Plate heat exchangers and their design theory[M]. Washington：Heat Transfer Equipment Design，1988：227.

[32]? 肖湘武，張泉，凌麗，等. 微通道背板熱管系統(tǒng)最佳充液率試驗(yàn)研究[J]. 低溫與超導(dǎo)，2018，46（4）：45—50.

XIAO X W，ZHANG Q，LING L，et al. Experimental study on the optimal refrigerant filling ratio of micro-channel rear door type heat pipe system [J]. Cryogenics and Superconductivity，2018，46（4）：45—50. （In Chinese）

[33]? GB 50174—2017數(shù)據(jù)中心設(shè)計(jì)規(guī)范[M]. 北京：中國(guó)計(jì)劃出版社，2018：13.

GB 50174—2017 Data center design specification [M]. Beijing：China Planning Press，2018：13. （In Chinese）

[34]? ZOU S K，ZHANG Q，YU Y，et al. Field study on the self-adaptive capacity of multi-split heat pipe system （MSHPS） under non-uniform conditions in data center [J]. Applied Thermal Engineering，2019，160：113999.

[35]? 薛殿華. 空氣調(diào)節(jié)[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，1997：279—280.

XUE D H. Air conditioning [M]. Beijing：Tsinghua University Press，1997：279—280. （In Chinese）