双源式热管空调系统传热性能实验研究与应用*

2019-03-05黄鸟林罗武生朱志军鲍元昊廖曙光

传感器与微系统 2019年3期

黄鸟林, 罗武生, 朱志军, 鲍元昊, 廖曙光

(1.中南林业科技大学机电工程学院,湖南长沙 410004； 2.长沙麦融高科股份有限公司,湖南长沙 410000)

0 引言

当前国内数据机房行业主要通过以下两大方式进行节能：采用变频技术、空调机组自适应控制技术等来提高空调系统效率；采用全热交换器、热管换热等利用自然冷源进行冷却。其中对热管换热技术的研究方面,郝莹等人[1]对采用蛇形翅片管作为分离式热管的换热器的情况进行了研究,实验表明,随着蒸发器进风温度的升高,蒸发器与冷凝器换热系数呈现先增大后减小的趋势。朱玉琴等人[2]对分离式热管蒸发段的传热特性进行了试验研究,结果表明:随着热流密度的增加,换热系数增加；工作温度增大,换热系数也增大；倾角增加时,换热系数增大；合理充液率为65 %～90 %。陈岚等人[3]对以丙酮为工质,充液率为32 %～179 %之间的水平排管串联型分离式热管进行了实验研究,并分析了不同充液率下热管的工作状态,结果表明,在设定的加热功率为1 400 W、空气流速1.3 m/s的工况下,该分离式热管最佳充液率为70 %～114 %。综合其他相关文献[4～9]可知，目前对分离式热管的实验研究主要采用蛇形翅片管作为冷凝段和蒸发段,对微通道换热器作为分离式热管蒸发段的研究比较少；其次缺乏将分离式热管系统和空调系统结合组成复合空调为机房提供冷量的研究,对其在现实环境中运行状态、节能率和性能系数(coefficient of performance,COP)等因素随时间变化规律的研究更是很少。

本文根据热管换热的工作原理,结合以往学者的研究[10～12],研制出双源式热管空调系统,通过实验研究了充液率、倾角、高度差和温差等因素对双源式热管空调传热性能的影响,并以某通信机房改造应用双源式热管空调系统,将双源式热管空调系统与常规空调系统联合对机房制冷,对整个机房在现实环境中运行状态、节能率进行研究并分析其经济性。

1 双源式热管空调系统工作原理

双源式热管空调系统外观与普通空调相似,分为室内机、室外机和连接管路,双源式热管空调室内机、室外机均使用微通道型换热器,通过标准规格的紫铜管将蒸汽上升管和液体下降管连通起来,热管中充有一定量的R134a制冷剂,形成一个自然循环回路,如图1(a)所示。该系统为无动力设备,通过风机获得空气输送动力来利用室外的天然冷源,故室内机和室外机分别装有轴流风机,风机风量为4 500 m3/h,风机总功率为260 W,室内机采用下送侧回的方式对散热设备制冷,如图1(b)所示。

图1 双源式热管空调系统工作原理

该空调系统的室外机具有利用自然冷源风、水两种冷却方式。当室外符合热管换热系统工作条件时,利用风冷和水冷对室外机内的散热器进行冷却；当室外气温过低时,关闭室外机的水冷系统,以防水冷系统结冰。在空调系统运行的过程中,机房内外只有热量交换,无冷凝水产生,因此空气洁净度和湿度不会发生变化,能最大限度地利用外在的自然冷源,增加全年可用时间。

2 空调系统性能测试

为保证并验证双源式热管空调的冷却性能,双源式热管空调采用风冷方式散热。为研究方便,引入空调制冷系数EER,EER=Q/N,Q为热管的换热量,N为系统的输入功率。热管工作时的输入功率即为两风机的输入功率之和。

换热量Q为Q=ρvACpΔT,ρ为空气密度,kg/m3;ν为风速,m/s;A为风道截面积,m2;Cp为空气定压比热容,kJ/kg;ΔT为蒸发器进出风空气温差,℃。

实验测试过程中,通过采用装有新型温湿度传感器以及光电信号采集系统[13,14]的焓差实验平台来控制室内侧与室外侧的温度模拟机房内外温度,使双源式热管空调系统运行过程中形成稳定的内外温差,测试过程中所有温度结果均为稳定后一段时间内多个时刻测点温度的平均值。

2.1 充液率对系统性能的影响

热管充液率R定义为:在冷态条件下,充入液相工质的体积与蒸发器管内容积之比值,R=V1/Ve,V1为充入液相工质的体积,m3;Ve为蒸发器管内容积,m3。

在高度差为1 000 mm,倾角10°的工况下,通过测量室内机蒸发器进出口的温度分布,可以看出,系统充液率的不同引起室内机蒸发器进出口温度的变化,进而影响蒸发器的换热量,同时说明室内外温差越大,换热效果越好,如图2,可以看出,以空调EER为指标,双源式热管空调系统的最佳充液率介于100 %～125 %,在此区间内的系统EER最高,说明蒸发器单位面积换热量最大。在70 %～100 %的充注率范围内,空调能效比(energy efficiency ratio,EER)的增长趋势较为明显,这是因为当充注率非常小时,换热过程中管壁面出现干涸,所有的液态工质全部用于系统的换热循环；随着充注率的增加,液体工质不断润湿壁面,系统换热性能不断提高,制冷系数变化趋势较为明显。当充注率继续增大时,出现蒸发段的沸腾传热极限,造成管内气液相互接触,阻碍回流液体从冷凝段回到蒸发段,影响热量的传递[15],使得系统换热效率随着工质充注率增大而降低,造成EER的变化趋势也降低。

图2 不同充液率与制冷系数EER的关系

2.2 倾斜角对系统性能的影响

在双源式热管空调充注率100 %,高度差1 000 mm时,在不同温差的工况下,实验测试结果如图3所示,表明双源式热管空调制冷系数随着倾角的增大先升高后降低,温差越大换热效果越好。在倾角10°～12°时能效比达到最大,即为系统的最佳倾角。这是因为在0°～10°倾角范围内,对于一定的工质充注率,当倾角增大时,热管两端垂直高度也增大。在循环换热的过程中,冷凝段中的工质冷却后能及时回流到蒸发段,使系统的整体换热效率变高,EER值变化明显。当倾角过大时,系统的蒸发段的静压差变大,液态工质汽化压力升高,传热受阻,使得系统换热效果不明显,整个系统的制冷系数降低。

图3 不同倾角下的EER

2.3 高度差对系统性能的影响

在倾角为10°,双源式热管空调充注率为100 %,不同室内外温差的工况下,高度差对系统的影响如图4所示。当高度差为1 000～1 100 mm时,EER值最大说明系统的换热效果最好,同时随室温差增大,系统的制冷系数也越大。在一定范围内, EER会随着高度差的增加而增大,但当高差大于1 100 mm时,蒸发段的工质流动阻力以及由密度差引起的热管驱动力均随着高度差的增加逐渐增大[16],因此,系统的高度差存在一个最佳范围,调整高度差是提高系统制冷效果的一种有效方式。

图4 不同高度差下的EER

2.4 室内外温差对系统性能的影响

由上得出在倾角为10°,高度差为1 000 mm,充注率为100 %时,在不同温度差的工况下测得系统的EER如图5所示,表明随着温差越大系统的EER也越大,在温差15 ℃时比温差5 ℃时EER约增加了106 %,说明双源式热管空调系统是一种非常节能的系统,具有广泛的应用前景。

图5 不同温差下的EER

3 热管空调系统应用节能研究

3.1 机房改造概况

南方地区某通信机房长度35 m,宽13.4 m,高3 m,面积469 m2。该机房配置7台空调对机房制冷,所有空调送风方式是直风且都开启(开启设定温度22 ℃)；4台空调安装在南侧,其余空调安装在北侧。由于机房的横向距离较大,影响空调的气流组织导致有局部过热现象,根据实际运行记录,该机房冷负荷为80～100 kW 之间,局部区域超过了30 ℃。结合机房机柜过道上方无桥架,间隔空间较大等机房结构特点,利用实验优化的数据对机房进行改造。

机房改造完成后,在秋冬过渡季节工况下,双源式热管空调系统利用机房内外的温差将基站热量向外排放,通过智能联动控制技术在确保机房内部设备正常运行前提下,热管与空调两套设备交替运行、互为备份,可以大大节省能耗,有效保障基站运行的安全性和可靠性,延长空调设备使用寿命。

3.2 改造前后节能性分析

根据《通信机房环境安全管理通则》,机房温度全年控制范围为18～28 ℃,温度变化率小于5 ℃并不得结露,相对湿度控制范围为40 %～70 %RH,控制精度为±10 %RH。作为双源式热管空调运行要求和理论依据,选取室内温度作为系统控制的第一判断要素：满足机房的温度控制要求；将室内外温差作为第二判断要素：当实际运行时当室内外温差低过5℃,采用空调运行模式。在室内外温差高过5 ℃,根据室内的温度情况,同时考虑到信息机房内设备对室内湿度的特殊要求,控制空调运行或关机,减少空调运行时间；将室内及室外湿度作为第三判断要素：以保障信息机房内总体湿度要求。通过3个月的测试机房改造前后用电对比,可知,改造前后平均用电量分别为1068.4度/天,631.8度/天,节电量为436.6度/天,节电率为40.8 %。

可知双源式热管空调系统不但具备利用冬季及过渡季节室外较低的自然环境温度进行热交换,最大限度降低机房空调用电量的优势,具有显著的节能减排效果,同时随着室内外工作温差的增大,其节能效果将更为显著。