周 峰,徐步青,薛連政,馬國遠,晏祥慧

(北京工業(yè)大學 制冷與低溫工程系,北京 100124)

0 引 言

近年來,隨著計算機和電子技術的進步,人們對數(shù)據(jù)處理存儲和數(shù)字通信的需求增加,數(shù)據(jù)中心行業(yè)發(fā)展迅速[1-2]。數(shù)據(jù)中心主要由IT設備、冷卻設備和供配電設備等組成[3]。冷卻設備是數(shù)據(jù)中心中最重要的耗能輔助設施,其能耗通常占總能耗的30%～50%[4-6]。自然冷卻技術是指當室外溫度低于室內溫度時,利用室外自然冷源對數(shù)據(jù)中心內部進行冷卻的節(jié)能技術[7]。在數(shù)據(jù)中心的自然冷卻方式中,熱管式自然冷卻技術具有優(yōu)越的控溫特性,能以較小的溫差傳遞熱量,換熱安全可靠,無交叉污染,因此,得到較快發(fā)展并具有很好的應用潛力[8-9]。在系統(tǒng)管路復雜或路由較長時,僅靠重力常規(guī)熱管無法保證回路循環(huán)的穩(wěn)定可靠運行,而機械泵驅動的動力型熱管能夠較好地解決循環(huán)驅動力不足的問題,同時能夠突破冷凝與蒸發(fā)換熱裝置所需的高度差限制,適用范圍更加廣泛。機械泵驅動目前主要包括液泵驅動和氣泵驅動2種類型。王飛等提出了一種串聯(lián)換熱器的蒸汽壓縮與熱管復合系統(tǒng),熱管回路中的板式換熱器與風冷換熱器串聯(lián)。為克服流動阻力,在熱管回路中增加了泵驅動[10]。ZHANG、周峰等為數(shù)據(jù)中心設計了一種氟泵驅動兩相冷卻裝置,當室內外溫差為10 ℃時,機組COP為5.88;當溫差20 ℃時,機組COP可達10.41[11-12]。SUN等提出了一種動力式分體熱管制冷系統(tǒng),室內外溫差23 ℃時,制冷量為31 kW,COP為14.8[13]。ZHOU等將液泵驅動回路系統(tǒng)應用于某小型數(shù)據(jù)中心,對其實際運行性能進行研究,評估了液泵驅動回路系統(tǒng)在全國不同氣候區(qū)城市應用的節(jié)能率和投資回收期[14-15]。

液泵驅動熱管系統(tǒng)雖解決了驅動力不足的問題,但在小溫差下的能效提升、自身空化對系統(tǒng)穩(wěn)定可靠運行的影響均是其面臨的新挑戰(zhàn)。比較而言,氣泵驅動既可避免液泵由于空化和汽蝕破壞帶來的性能惡化或斷流,同時氣相工質的可壓縮性更好,同等體積流量下氣體的輸送功更小,可進一步降低循環(huán)驅動耗功和系統(tǒng)充注量,緩解蒸發(fā)器缺液和冷凝器積液,改善系統(tǒng)啟動性能。王越采用斜盤式壓縮機對機械驅動分離式熱管進行了實驗,驅動裝置壓差在0.04 MPa范圍內,可實現(xiàn)冷熱源之間遠距離換熱[16]。魏川鋮研究發(fā)現(xiàn),在通訊基站采用氣泵循環(huán)回路熱管可在滿足傳熱的同時實現(xiàn)節(jié)能,并通過實驗分析了儲液罐和蒸發(fā)器進口相對高度對系統(tǒng)性能的影響[17]。石文星等提出了一種氣體加壓分離熱管循環(huán)方案,當室內外溫差為20 ℃時,可替代常規(guī)蒸汽壓縮制冷循環(huán),滿足散熱要求[18]。李少聰?shù)妊兄屏艘环N用于小型數(shù)據(jù)中心的旋轉氣泵驅動熱管冷卻裝置,在室內外溫差為25 ℃時性能最佳,機組能效比為15.1;與標準壓縮機相比,旋轉氣泵可以更好地利用自然冷卻源實現(xiàn)冷卻節(jié)能[19]。王飛等設計并加工了額定制冷量為13 kW的管型機房空調樣機,能夠根據(jù)室內負荷需求與室外溫度切換運行模式。結果表明:當室內外溫差高于23 ℃時,系統(tǒng)運行熱管模式,EER提高35%以上;熱管型機房空調全年能效比較同容量定速型、變頻型空調系統(tǒng)分別提高40%和20%以上[20]。

從熱力學理論和機理的角度來看,目前在熱力循環(huán)上與氣泵循環(huán)機理最為相似的是壓縮機循環(huán),且均為氣相驅動做功,二者的系統(tǒng)復合具有較好的理論基礎,具有良好的適配性。雖然氣泵驅動冷卻系統(tǒng)表現(xiàn)出很好的特性以及與蒸汽壓縮制冷循環(huán)復合的良好適配性,但是關于核心部件氣泵的專門研究主要是基于常規(guī)壓縮機的變頻調控,專門的氣泵及其在系統(tǒng)中的性能表征還有待進一步研究。為此,本文研制了2種型號的轉子式氣泵,對其壓力輸出特性進行實驗測試和比較分析,研究其吸排氣壓力、壓比以及質量流量特性的變化規(guī)律,并對其在復合冷卻系統(tǒng)中的整體性能進行測試,為下一步氣泵及其復合系統(tǒng)的改進提供重要依據(jù)。

1 氣泵驅動復合冷卻機組實驗系統(tǒng)

1.1 實驗系統(tǒng)

圖1為氣泵驅動復合冷卻機組及測試系統(tǒng)圖,蒸發(fā)器、電磁閥、電子膨脹閥等構成室內機部分,氣泵、壓縮機、冷凝器、氣液分離器等構成室外機部分;T為干球溫度測點,P為壓力測點。復合系統(tǒng)具有氣泵循環(huán)模式和蒸汽壓縮循環(huán)模式2種工作模式。1)當室外溫度較低時(≤20 ℃),開啟氣泵驅動循環(huán)冷卻模式,循環(huán)工質在蒸發(fā)器吸收室內熱量汽化,氣態(tài)的循環(huán)工質由氣泵提供動力后在室外冷凝器放熱后形成液體,隨后進入室內蒸發(fā)器,完成循環(huán);2)當室外溫度較高時(≥20 ℃),開啟蒸汽壓縮制冷循環(huán)模式,在蒸發(fā)器吸收室內熱量汽化,氣態(tài)的循環(huán)工質經過壓縮機壓縮轉化為高溫高壓氣體,進入冷凝器向室外放熱,冷凝成高壓液體,最后通過電子膨脹閥節(jié)流,轉化成低壓液體回到室內蒸發(fā)器完成循環(huán)。該復合系統(tǒng)保證了全年范圍內將室內熱量源源不斷轉移到室外,達到為數(shù)據(jù)機房冷卻散熱的目的。

圖 1 氣泵驅動復合冷卻機組及測試系統(tǒng)Fig.1 Booster-driven hybrid cooling unit and testing system

1.2 機組主要部件

1.2.1 氣泵

氣泵相較于常規(guī)壓縮機的改進主要在于吸排氣壓比,而壓比的改進涉及到排氣閥片厚度及選材等一系列變化,以及氣泵內部驅動電機的改進,氣泵結構如圖2所示。本文針對轉子式氣泵進行改進,研制得到大力矩氣泵(1#)與小力矩氣泵(2#)2種氣泵,氣泵額定運行頻率為50 Hz,額定轉速為2 880 r/min,額定排氣量為36 cm3。

圖 2 轉子式氣泵結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of a rotary booster

1.2.2 換熱器

實驗用換熱器為銅-鋁管翅式換熱器,換熱器結構參數(shù)如表1所示。翅片管換熱器空氣流通方向上管排數(shù)為2,每排并聯(lián)管數(shù)為43。

表 1 管翅式換熱器結構參數(shù)

1.3 測試系統(tǒng)及儀表

實驗測試是在空調焓差實驗室進行,實驗中室內溫度保持恒定,室外溫度模擬夏季、過渡季節(jié)以及冬季的溫度。實驗時將溫度設定在室內干球溫度25 ℃,相對濕度45%。室外溫度范圍設定為-5 ℃～35 ℃之間。

根據(jù)機組性能測試要求,需要測得蒸發(fā)器的進口與出口的溫度;為了研究氣泵的壓力情況則需要測量氣泵的吸氣壓力與排氣壓力;系統(tǒng)內工質的循環(huán)流量的測定用于研究不同氣泵的性能;蒸發(fā)器風機功率、冷凝器風機功率、氣泵功率的測量用于分析系統(tǒng)制冷量、能效比以及氣泵的功耗性能。8個熱電偶均勻布置于蒸發(fā)器或者冷凝器的圓形風機的進風口與出風口,流過蒸發(fā)器的空氣流量由風速儀測量間接計算得到,壓力傳感器用于測量氣泵進出口的壓力,液體側流量由超聲波質量流量計測得,氣泵功率、壓縮機功率和風機功率由功率計測得。所用的測量設備如表2所示。

表 2 使用的儀表主要參數(shù)

2 結果與討論

2.1 機組性能指標

氣泵驅動復合冷卻機組制冷量為

Q=mair(he,in-he,out)

(1)

式中:Q為機組制冷量,kW;mair為蒸發(fā)器送風量,kg/s;he,in為蒸發(fā)器進風側的焓,kJ/kg;he,out為蒸發(fā)器出風側的焓,kJ/kg。蒸發(fā)器室內送風量為

mair=ρvA

(2)

式中:ρ為空氣密度,kg/m3;v為空氣流速,m/s;A為蒸發(fā)器送風面積,m2。能效比為

(3)

式中:ε為能效比EER;P為泵功耗,kW。

2.2 氣泵吸排氣壓力特性

機組測試時控制室外溫度范圍為-5 ℃～20 ℃,室內環(huán)境溫度25 ℃。圖3為1#與2#氣泵吸排氣壓力以及氣泵進出口壓差、壓比隨室內外溫差的變化。由圖3可知:1#與2#氣泵的排氣壓力均隨著室內外溫差的增大而逐漸降低,當室內外溫差為-10 ℃時,1#氣泵與2#氣泵的排氣壓力均為1.8 MPa;隨著室內外溫差的增大,當室內外溫差為30 ℃時,1#氣泵的排氣壓力為0.7 MPa,2#氣泵的排氣壓力為0.6 MPa;當室內外溫差大于0 ℃時,1#氣泵與2#氣泵的排氣壓力開始出現(xiàn)差異,此時2#氣泵的排氣壓力大多數(shù)情況下低于1#氣泵排氣壓力。1#氣泵相較2#氣泵具有較為平穩(wěn)的吸氣壓力,而吸氣壓力是影響系統(tǒng)制冷量的重要因素,因此1#氣泵系統(tǒng)的制冷量相比2#氣泵系統(tǒng)的制冷量較大,而2#氣泵系統(tǒng)制冷量會產生衰減。

圖 3 氣泵吸排氣壓力隨溫差的變化Fig.3 Variations of suction and discharge pressure with temperature difference in booster

1#氣泵與2#氣泵的吸氣壓力的變化情況略有差異,1#氣泵的吸氣壓力隨室內外溫差的增大而略有波動,但基本保持在0.6 MPa左右,而2#氣泵的吸氣壓力隨室內外溫差的增大迅速下降。當室內外溫差為-10 ℃時,1#氣泵與2#氣泵的吸氣壓力近似相等均為0.6 MPa,1#氣泵的吸氣壓力最大值為室內外溫差為5 ℃時的0.62 MPa,最小值為室內外溫差30 ℃時的0.51 MPa。2#氣泵的吸氣壓力由0.6 MPa逐漸降低至0.3 MPa。這表明2#氣泵的吸氣壓力會因室內外溫差的增大而降低至較低值,較低的吸氣壓力不利于系統(tǒng)制冷量的增加,2#氣泵的性能在回氣表現(xiàn)上較1#氣泵差。

圖4為2種氣泵的吸排氣壓力比隨溫度的變化?？梢钥闯?1#與2#氣泵的排氣壓力以及吸氣壓力的比值隨室內溫差增大而逐漸減小,在下降趨勢上1#氣泵的下降速度較快。當室內溫差為-10 ℃時,1#氣泵的吸排氣壓比為2.95;當室內外溫差為30 ℃時,1#氣泵的吸排氣壓比為1.37,壓比下降53.56%,壓比的迅速下降導致其功率隨室內外溫差的增加隨之下降,但是較小的壓比影響系統(tǒng)工質的循環(huán)量。2#氣泵的吸排氣壓比下降的趨勢較緩,吸排氣壓比由室內外溫差為-10 ℃時的2.98降為室內外溫差為30 ℃時的2,壓比下降32.89%。

圖 4 氣泵吸排氣壓力比隨溫差的變化Fig.4 Variations of suction and discharge pressure ratio with temperature difference for booster

圖5為氣泵吸排氣壓力差隨溫度的變化,可以看出:二者氣泵的吸排氣壓力差隨室內外溫差的增大而逐漸降低。1#氣泵的吸排氣壓力差由1.19 MPa逐漸降低至0.19 MPa,2#氣泵的吸排氣壓力差由1.19 MPa逐漸降低至0.3 MPa。結合圖4說明二者的吸排氣壓比具有明顯差異,但是吸排氣壓差的差異并不明顯。

圖 5 氣泵吸排氣壓力差隨溫差的變化Fig.5 Variations of suction and discharge pressure difference with temperature difference for booster

2.3 氣泵質量流量特性

圖6為不同氣泵驅動冷卻系統(tǒng)質量流量隨室內外溫差變化的規(guī)律?？梢钥闯?1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的質量流量隨室內外溫差的增大而逐漸增大,2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的質量流量隨室內外溫差的增大而逐漸減小。當室內外溫差為-10 ℃時,1#氣泵的質量流量為226.4 kg/h,2#氣泵的質量流量為206.6 kg/h。當室內外溫差為30 ℃時,1#氣泵的質量流量達到最大值為261.0 kg/h,此時2#氣泵的質量流量降低至最小值為151.2 kg/h。

圖 6 不同氣泵質量流量隨溫差變化Fig.6 Variations of mass flow with temperature difference for different booster

2.4 復合機組制冷量

圖7為不同的氣泵驅動循環(huán)冷卻機組的制冷量隨著室內外溫差不同的變化規(guī)律。

圖 7 不同氣泵機組制冷量隨溫差變化Fig.7 Variations of cooling capacity with temperature difference for different booster units

可以看出:1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量大于2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量,1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量隨室內外溫差的增大而逐漸增大。當室內外溫差為-10 ℃時,1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量為10.4 kW;當室內外溫差為30 ℃時,1#氣泵驅動冷卻機組的制冷量為14.8 kW。2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量隨室內外溫差的增大而先增大后減小,當室內外溫差為-10 ℃時,2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量為9.7 kW;當室內外溫差為30 ℃時,2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量為9.2 kW;當室內外溫差為0 ℃時,2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量有最大值11.6 kW。從制冷量的變化規(guī)律可知,1#氣泵的性能優(yōu)于2#氣泵,結合前面所得到關于二者吸排氣壓力、吸排氣溫度的數(shù)據(jù)分析可知,2#氣泵的吸氣壓力受室外溫度影響較大,當室內外溫差較大時,過低的吸氣壓力使系統(tǒng)工質循環(huán)量降低,氣泵性能惡化,最終導致系統(tǒng)制冷量減小。

1#氣泵與2#氣泵在制冷量隨室內外溫差變化的趨勢不同,其原因在于1#氣泵的吸氣壓力隨著室內外溫差的增大可以保持在0.51 MPa到0.6 MPa之間,但是2#氣泵在相同的室內外溫差變化范圍內吸氣壓力從0.6 MPa下降至0.3 MPa,吸氣壓力的下降以及吸氣比容的增大造成了2#氣泵機組制冷量先增大后降低,而1#氣泵機組制冷量在測試范圍內一直呈上升趨勢。

2.5 復合機組能效比

圖8為不同的氣泵驅動環(huán)路機組的EER隨著室內外溫差不同的變化規(guī)律。EER是制冷量與機組功率的比值,結合圖7可知,1#氣泵制冷量大于2#氣泵制冷量。由圖8可知,當室內外溫差大于10 ℃時,1#氣泵機組的EER高于2#氣泵機組EER,并且隨著室內外溫差的增大,1#氣泵機組的EER優(yōu)勢越明顯,原因是在1#、2#氣泵的功率差值較小的情況下,EER更多地取決于制冷量,而此時由于1#氣泵的制冷量高于2#氣泵,則1#氣泵機組EER高于2#機組EER。隨室內外溫差的增大,1#氣泵機組EER逐漸增大,2#氣泵機組EER隨室內外溫差的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。當室內外溫差在-10～30 ℃范圍內,1#氣泵機組EER由4.60增長到12.16,2#氣泵機組EER從4.19增至7.51。2#氣泵機組在室內外溫差為15 ℃時,EER達到峰值為7.88。最后綜合比較EER曲線,1#氣泵性能較優(yōu)。

圖 8 不同氣泵機組EER隨溫差變化Fig.8 Variations of EER for different booster units

3 結 論

1) 1#與2#氣泵的排氣壓力均隨著室內外溫差的增大而逐漸降低,當室內外溫差大于0 ℃時,1#氣泵與2#氣泵的排氣壓力開始出現(xiàn)差異,此時2#氣泵的排氣壓力大多數(shù)情況下低于1#氣泵排氣壓力。相同工況下,1#氣泵吸排氣壓比小于2#氣泵,1#氣泵的吸排氣溫度低于2#氣泵。

2) 實驗溫差工況范圍內(-10 ℃～30 ℃),1#氣泵的吸排氣壓比下降53.56%,而2#氣泵吸排氣壓比下降32.89%。在質量流量方面,1#氣泵的質量流量隨溫差增大逐漸增大,而2#氣泵則逐漸減小。

3) 1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量大于2#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量,1#氣泵驅動冷卻系統(tǒng)的制冷量隨室內外溫差的增大而逐漸增大,而2#氣泵呈現(xiàn)先增后減的變化,當室內外溫差大于10 ℃時,1#氣泵機組的EER高于2#氣泵機組EER,并且隨著室內外溫差的增大,1#氣泵機組的EER優(yōu)勢越明顯。從制冷量表征來看,1#氣泵性能優(yōu)于2#氣泵。