基站工质泵复合式制冷系统运行特性仿真研究

廖吟霜，陈水锋，余延顺

（南京理工大学能源与动力工程学院，江苏南京210094）

基站工质泵复合式制冷系统运行特性仿真研究

廖吟霜，陈水锋，余延顺

（南京理工大学能源与动力工程学院，江苏南京210094）

在满足室内冷负荷需求的情况下，为了更有效地利用自然冷源，达到降低通讯基站能耗的目的，设计出工质泵复合式基站空调系统。结合通讯基站的实际情况，利用VB语言编写仿真程序并研究该系统的运行特性。得出系统换热量随室内外温差增大和换热器间高差增大而增大的变化规律；在制冷剂充注量为0.8kg时，系统获得最大换热量3.26kW。所设计的新型复合式制冷系统可以根据室外温度变化在压缩机制冷循环、工质泵被动循环和主动循环之间切换，这样能够更合理有效地利用自然冷源，同时减少压缩机的使用，来降低基站能耗。

通信基站；节能；工质泵

0 引言

随着移动互联网、云计算和物联网技术等的快速发展，作为其核心的通信网络系统规模也在不断壮大，故配套机房以及基站的建设数量日益增多。据统计，随着移动通讯的发展，仅中国移动公司的基站总数就达到了62万个，由于移动基站机房设备发热量大且比较集中，为了排出基站内的热量，要求基站空调全年开启制冷运行，其能耗约占基站总能耗的35%-40%，所以空调成为基站机房中主要的耗电设备[1]。根据《通信机房环境条件》[2]规定：移动通信基站机房温度要求10-35℃，湿度要求是10%-90%，空气洁净度要求为B类，这样的要求加大了房间内的能耗。

我国有五大建筑热工设计分区，除温和、夏热冬暖气候区外，其他气候区室外日平均温度低于5℃的天数占全年天数一半左右[3]。若在这些气候地区处于冬季和过渡季节时，合理利用自然冷源为基站排出热量，便能达到为基站节能减排的目的[11]。目前机房环境节能技术有智能新风技术、智能热交换技术、乙二醇节能技术、热管节能技术、工质泵节能技术等[4]。结合通信基站空调的运行特点和气候特点，笔者提出工质泵复合式制冷循环系统。

1 工质泵复合式制冷系统

工质泵复合式制冷系统是在常规制冷系统上增设工质泵，原理如图1所示。在夏季，风冷式基站空调启动制冷压缩机正常制冷；在过渡季节室外温度低于某值时，关闭压缩机,系统切换为工质泵被动循环方式，利用工质泵克服系统阻力；在冬季室外温度较低时，关闭工质泵，系统切换制冷剂主动循环，利用换热器之间高度差形成的压力差克服系统阻力。

图1 工质泵复合式制冷循环系统示意图

当室内外温差较大时，压缩机及工质泵停机，系统切换至主动热管工作模式，即关闭阀门a、c、d、g、h，打开阀门b、e；当室内外温差较小时，开启工质泵，系统切换至被动热管工作模式，即关闭阀门a、d、e、g，打开阀门b、c、h；当室内外温差减少至不能利用自然冷源供冷时，切换至常规蒸汽压缩式制冷模式，即关闭阀门b、c、e、h，打开阀门a、d、g。

采用如图1所示工质泵复合式基站空调系统具有如下特点：

（1）间接利用自然冷源，对机房内空气质量不产生影响；

（2）无新风管道，不会破坏建筑物外观；

（3）工质泵循环利用了室外自然冷源，无需启动压缩机，使压缩机工作时间缩短了近1/3以上，大大延长了压缩机的使用寿命；

（4）系统无需添加防冻液，减少了维护工作量，机房无水患忧虑，大大提高了机房的安全可靠性。

2 工质泵复合式制冷系统数学模型

本文重点分析循环中热管换热器数学模型的建立，蒸汽压缩制冷数学模型不再赘述。采用分布参数法，将热管换热器按制冷剂流动方向划分一定数量的微元，分别对每个微元的制冷剂侧、空气侧、管壁构建数学模型。

为了简化模型，做如下近似假设：

（1）换热器中制冷剂和空气为逆流交叉流；

（2）换热器中制冷剂为一维轴向流动，即制冷剂经分流器均匀流入每条支路，质量流量相等；

（3）翅片管外侧的空气为一维流动；

（4）翅片管内同一横截面制冷剂气相和液相压力相等；

（5）忽略换热器金属管壁的导热热阻；

（6）本文中蒸发器处于干工况，没有冷凝水产生，故没有析湿现象。

2.1 热管换热器数学模型

（1）热流体传给管外表面

式中Ar—翅片间光管面积，m2；

Af—翅片表面积，m2；

tf—管外流体温度，℃。

（2）热量从外管壁传到内管壁

AW—圆管截面积，m2；

twi—管内壁面温度，℃；

two—管外壁面温度，℃。

（3）热量从内管壁传给管内流体

式中tv—管内流体温度，℃；

hi—管内流体换热系数，W/m2·K；

Ai—管内表面积，m2。

（4）传热系数计算

式中h0—管外流体换热系数，W/m2·K；

Ao—光管外表面积，m2；

δW—管壁厚度，m；

ηf—肋片效率。

2.1.1 热管冷凝段模型

制冷剂在热管换热器冷凝段中的流动分为三个区段：过热区、两相区和过冷区。

采用Dittus-Boeler换热关联式[5]计算换热管内过冷区和过热区的湍流强制换热系数；采用Shah关联式[6]计算两相区制冷剂侧换热系数：

式中αTP—冷凝换热系数，W/m2·K；

x—两相区干度；

Pr—液体压力与液体临界压力之比；

di—管内径，m。

2.1.2 热管蒸发段模型

假设热管换热器蒸发段入口工质干度为零，出口干度为1。制冷剂在蒸发段中的流动分为两个区段：过热区和两相区。

对于过热区换热系数的计算，采用Dittus-Boeler换热关联式[5]。制冷剂在蒸发器内的沸腾换热采用关联式[9]：

式中αtp—两相沸腾换热系数，W/m2·K；

αnb—沸腾换热系数，W/m2·K；

αL—对流换热系数，W/m2·K；

E—对流加强因子；

S—抑制系数。

其中αL由Dittus-Boeler换热关联式[5]计算，计算雷诺数时采用液相部分质流密度G（1-x）。αnb采用Cooper沸腾关联式[8]：

式中M—液体相对分子质量；

q—热流密度，W/m2。

2.1.3 管外空气侧换热模型

本文采用李妩等[6]实验得出的换热综合关联式：

式中s—翅片间距，m；

s2—沿空气流动方向管间距，m；

d3—翅根直径，m；

N—管排数。

2.1.4 系统管路模型

连接管路模型采用一维分布参数模型，同时要考虑局部阻力和进出口高度差的影响。压降方程为：

式中H—连接管进出口高度差，m；

ΔPfric—沿程摩擦阻力，Pa。

2.1.5 工质泵模型

当主动循环动力小于系统压降总和时，工质泵提供系统制冷剂循环动力。工质泵的功率计算公式为：

式中W—工质泵输入功率,W；

Ws—工质泵轴功率,W；

Mr—制冷剂质量流量,kg/s；

g—重力加速度，m2/s；

H—工质泵扬程，m；

η—工质泵效率。

2.2 仿真计算程序

用VB编写基站空调模拟计算程序,程序框图如图2所示。程序主要是由蒸发器、冷凝器、主动循环、工质泵被动循环四个大模块组成，选择需要仿真的模块后输入基本参数，即可得到相应模块下的制冷剂热物性参数、湿空气物性参数以及制冷剂充注量。

仿真输入量包括：制冷剂质量流量、翅片管式换热器结构参数、上升管和下降管的尺寸参数、室内外进风状态参数和风量等；输出结果有：制冷剂系统循环换热量、冷凝器过冷度、蒸发器过热度、冷凝温度、蒸发温度等。笔者通过文献[5]中实验数据对所建模型进行了验证，证实其具有良好的计算精度和可靠性。

3 工质泵复合式制冷循环系统运行特性分析

3.1 基本参数

图2 仿真程序流程图

翅片管式冷凝器和蒸发器结构参数如表1所示，其中冷凝器循环风量为1500m3/h，蒸发器循环风量为650m3/h。气体上升管管径为10mm，液体下降管管径为7mm，连接管管长为4.8m，冷凝器与蒸发器的高度差设定为1.5m。制冷剂选用R22，设定室内温度为28℃，室外温度为5℃。

3.2 主动循环系统运行特性分析

应用所建仿真模型对主动循环系统的运行特性进行了模拟研究，分析室外温度、室内温度、制冷剂充注量以及室内外换热器间的高差对系统换热量的影响。计算结果如图3-图6所示。

图3 换热量受室外温度影响

图4 换热量受室内温度影响

表1 换热器结构参数

图5 换热量受制冷剂充注量影响

图3为室内温度28℃主动循环系统换热量与室外温度的变化曲线。由图可见，在室内外换热器高差为1.5m条件下，换热量随室外温度升高而下降,在所述条件下，室外温度每增加1℃，系统换热量减小约200W。

图6 换热量受垂直高度影响

图4为室外温度为5℃主动循环系统换热量与室内温度的变化曲线。由图可知：在室内外换热器高差为1.5m条件下，换热量随室内温度增大而增大，在所述条件下，室内温度每增加1℃，系统换热量增加20W。

图5为室外温度为28℃，室内温度为5℃，室内外换热器高差为1.5m时，主动循环系统换热量与制冷剂充注量的变化曲线。由图可知，系统换热量随制冷剂充注量的增加而增加。在所述条件下，制冷剂充注量为0.8kg时获得系统最大换热量3.26kW。

图6为室内温度28℃，室外温度5℃主动循环系统中换热量与换热器间高差的变化曲线。由图可知，在制冷剂充注量为0.8kg条件下，换热量随换热器间高差的增大而增大。在所述条件下，高度差每增加0.1m，系统换热量增大约70W。

3.3 工质泵被动循环系统运行特性分析

工质泵被动循环系统中，工质泵将提供系统制冷剂循环流动的动力。系统结构参数同主动循环相同，制冷剂质量流量设定为0.03kg/s，计算结果如图7-图9所示。

相比主动循环，工质泵被动循环系统运行特性分析中同样分析了室外温度与室内温度对换热量的影响。此外，还分析制冷剂的质量流量对系统换热量的影响。由图9可知，当其他条件相同时，制冷剂质量流量增大，系统换热性能增强。换热量不断增加，制冷能力加强。在所述条件下，当制冷剂质量在0.0015kg/s至0.025kg/s时，系统换热量从3.05kW增至4.14kW，涨幅35.7%。

图7 换热量受室外温度影响

图8 换热量受室内温度影响

图9 换热量受制冷剂质量流量影响

4 结语

对制冷系统建立数学模型，分析了室内外温差、制冷剂充注量、质量流量以及换热器间高差等因素分别对主动循环和工质泵被动循环的运行特性的影响，得出如下结论：（1）对于制冷剂主动循环系统，换热量随室内外温差增大而增大；存在最佳制冷剂充注量0.8kg，在此充注量下系统可以获得最大换热量3.26kW。随着换热器间高差的增大，系统循环动力增大，换热量随之增大。

（2）对于工质泵被动循环系统，换热量随室内外温差增大而增大；随制冷剂质量流量的增大而增大。

[1] 马金平，张秀平，贾磊，等.《通信基站用单元式空气调节机》行业标准关键问题分析[J].制冷技术，2015,35(3)：52-55.

[2] GF 014-95，通信机房环境条件[S].

[3] 鲍玲玲，王景刚，王晓明.通信基站用热管换热器的设计[J].暖通空调，2011，41（10）:76-104.

[4] YDB 071.2-2012，通信电源和机房环境节能技术指南第2部分：应用条件[S].

[5] 丁国良，张春路.制冷空调装置智能仿真[M].北京：科学出版社，2002.

[6] 李妩，陶文铨，康海军.整体式翅片管换热器传热和阻力性能的实验研究[J].机械工程学报，1997，33（1）：81-86.

[7] 彦启森，石文星，田长青.空调调节用制冷技术[M].北京：中国建筑工业出版社，2010.

[8] 闫秋晖，马一太，田华，李敏霞.水平管管外强化核态池沸腾换热研究[J].工程热物理学报，2012，33（10）：1763-1766.

[9] 赵芳，万建武.空调用环形热管换热器蒸发段管内对流换热系数研究[J].广州大学学报（自然科学版），2008，7（3）：45-49.

[10] 周国兵.绝热毛细管制冷剂流动特性及系统制冷剂分布[D].天津：天津大学环境科学与工程学院，2004.

[11] 王飞，王铁军，王俊，等. 动力型分离式热管在机房空调中研究与应用[J].低温与超导，2014，42（11）：68-71.

修回日期：2016-11-09

Simulation Study on Operating Characteristics of Combined Refrigeration System by Refrigerant Pump in Telecommunication Base Station

LIAO Yin-shuang，CHEN Shui-feng，YU Yan-shun
（Nanjing University of Science and Technology,School of Energy and Power Engineering,Nanjing 210094，China）

Under the condition of meeting the demand of indoor cooling load and in order to make use of natural cold resource effectively to reduce the power consumption of base station, a combined refrigeration system by refrigerant pump was designed. According to the real situation, and based on VB compiling language, makes the simulation program for this combined system and studies its operating characteristics. It is found that how the rule changes between system’s heat transfer and temperature difference inside/outside and height differences in heat exchange; when refrigerant charge amount is 0.8kg, the system gains maximal heat transfer quantity with 3.26kW. According to outdoor temperature change, the new combined refrigeration system can switch compressor cooling mode, passive circulation of refrigerant pump cooling mode and active circulation cooling mode, which makes good use of natural cold resource and reduces use of compressor, in order to decrease energy consumption in base station.

telecommunication base station；energy-saving；refrigerant pump

10.3969/J.ISSN.2095-3429.2016.06.018

TU831

B

2095-3429（2016）06-0065-05

廖吟霜（1992-），女，四川江油人，硕士研究生，主要从事基站空调与热管系统的研究。

2016-09-08