气泵驱动冷却机组在某小型数据中心的运行性能分析

2019-08-28

制冷学报 2019年4期

(北京工业大学环境与能源工程学院北京100124)

随着社会信息化的高速发展，数据处理、数据存储和数字通信的需求日益增加，数据中心产业迅速发展，同时所带来的能源问题日益突出，节能减排己成为未来数据中心发展的重要方向。数据中心设备和空调系统总用电量的比例接近80%，是数据机房最大的两个用能环节，其中用于设备冷却的能耗约占总能耗的40%[1]。因此，降低制冷能耗是数据中心节能降耗的有效途径之一。

为了降低数据中心空调能耗，更为节能的自然冷源散热技术逐渐发展。在自然冷源利用技术中，热管技术成为研究和工程应用的热点。传统分离式热管主要以重力或浮升力作为其工质循环的驱动力。周峰等[2]研制了利用自热冷源的热管换热器并应用于IDC机房，节能效果良好。金鑫等[3-4]研制了微通道型分离式热管，采用R134a为传热介质，针对高低温温差、充液率、安装高度差和连接管路等因素进行了实验研究。石文星等[5]提出一种蒸气压缩式制冷与分离式热管结合的节能冷却技术，节能效果显著。张海南等[6]提出一种用于机房的机械制冷/回路热管一体式空调系统，机械制冷回路和热管回路通过三介质换热器耦合，结果表明，系统最佳充液率约为100%。胡张保等[7-9]介绍了分离式热管应用于数据机房空调系统的工作原理和技术特征，将微通道热管换热器置入发热设备内部，直接对发热设备进行降温。

在系统管路复杂或长度较长时，分离式热管仅依靠重力无法保证热管回路正常工作。由氟泵或制冷剂泵驱动的液相热管改善了重力型分离式热管驱动力不足的问题。刘杰等[10]提出了一种机械泵CO2两相流冷却系统，该系统在蒸发段等温性较高，控温精度高，温度稳定性好。莫冬传等[11]对泵驱动CO2工质两相回路进行模拟仿真，搭建了机械泵驱动的两相回路的实时动态模型，实验验证其模型的准确性。张双等[12-13]设计了一种数据中心自然冷却用泵驱动两相冷却机组，并进行了实验研究，当室内外温差为10、18 ℃时，机组能效比分别为5.88、10.41。吕继祥等[14-16]提出一种动力型分离式热管制冷系统，热管模块的制冷量、COP与室内外温差近似为线性关系，动力型分离式热管机组具有显著的节能减排优势。马跃征等[17-18]提出了磁力泵驱动两相制冷机组，研究表明，泵循环模式的冷量随室外温度的上升而迅速降低。

液泵驱动的分离式热管系统化解了重力型分离式热管的运行稳定性问题，但液泵的汽蚀问题会使系统运行不稳定。陈东等[19-20]进行热环气相驱动及气泵驱动环路热管的实验，实验工质采用R22，气泵采用107 W的冰箱压缩机，结果表明，驱动装置前后压差在40 kPa以下，并且能在较远距离冷热源间实现传热功能。魏川铖等[21]提出将气泵驱动回路热管应用到数据机房中，达到换热的同时实现节能的效果，实验分析了气液分离器与蒸发器入口相对高度对系统性能的影响。石文星等[22]提出融合蒸气压缩式制冷循环和气体增压分离式热管循环的气体增压型复合空调机组技术方案，结果表明当室内外温差≥20 ℃时，可采用气体增压分离式热管循环替代常规蒸气压缩制冷循环并满足机房散热要求。

目前，国内对于气相侧驱动自然冷却机组的研究，其开启对应的室内外温差较大，无法充分利用自然冷源。气相侧驱动自然冷却技术在机房冷却工程中的实际应用及节能分析较少，本文将自行设计的气泵驱动自然冷却机组应用于某小型数据中心，通过连续监测分析运行性能及节能效果。

1 气泵驱动冷却机组

图1所示为气泵驱动冷却机组的系统。蒸发器、电磁阀构成室内机部分，气泵、冷凝器、气液分离器等构成室外机部分，循环工质为R22。系统工作时，循环工质在蒸发器吸收室内热量汽化，气态工质由气泵提供动力，进入室外冷凝器放热，之后进入室内蒸发器，通过工质循环将室内侧热量转移到室外。

图1 气泵驱动冷却机组系统Fig.1 System of the gas pump driven free-cooling unit

2 应用对象及机组规格

2.1 应用对象

该数据中心面积为20 m2，机柜4个，UPS容量为40 kVA。原有空调额定制冷量为9.2 kW，输入功率为2.85 kW。

2.2 气泵驱动冷却机组规格

气泵驱动冷却机组室内风机2台，每台的实际运行功率约为150 W；室外风机2台，每台实际运行功率约为100 W。室内温度为25 ℃，室内外温差为10 ℃时，额定制冷量为10 kW，气泵额定功率为1.5 kW。

3 测试仪器及方法

3.1 仪器规格及参数

表1所示为实验中测试仪器的主要参数。

3.2 测试方法

图2所示为气泵驱动冷却机组的现场测试图。

主要测量参数：室内机进风及出风相对湿度；风机功率、气泵功率及总功率；室内机出风流速；室外环境温度，室内机进风及出风温度。

室内机出风、进风相对湿度由位于风机出口及室内机进风背板的温湿度记录仪测量保存；数据记录仪用于监测由温度传感器采集的室外环境温度(3个测点)、室内蒸发器进风温度(8个测点)及其出风温度(8个测点)；室内风机出风流速由风速仪测量；电参数采集模块读取气泵功率、风机功率及机组总功率并存储于触摸屏。

表1 测试仪器的主要参数Tab.1 The main parameters of the test instrument

图2 气泵驱动冷却机组的现场测试图Fig.2 Field test picture of the gas pump driven free-cooling unit

主要计算参数：室内机进出风温差；风机面积；换热量；机组能效比EER。

室内机进出风温差为：

Δt=tei-teo

(1)

式中：tei为室内机进风平均温度，℃；teo为室内机出风平均温度，℃。

风机面积为：

S=n(0.25πd2-l2)

(2)

式中：S为室内机风机面积，m2；n为室内机风机个数；d为单个风机出风口直径，m；l为室内风机中心处方形电机边长，m。

换热量包括显热换热和潜热换热，由实测数据计算得出全热换热量与显热换热量，求得潜热换热量可忽略不计，因此单位时间换热量为：

Q0=ρcvSΔt

(3)

式中：Q0为单位时间显热换热量，W；ρ为室温下空气密度，kg/m3；c为空气比热容，J/(kg·℃)；v为室内风机出风流速，m/s；Δt为室内机进出风温差，℃。

机组能效比EER为:

(4)

式中：P为机组运行总功率，W。

4 机组的测试结果与讨论

4.1 机组运行特性

实验中为了测试机组运行性能，通过设置机组温控器保证室内外风机和气泵不间断运行，待机组运行稳定后，对2018-01-11—2018-02-08期间机组的运行参数进行连续监测采集。

图3所示为机组运行期间换热量与室内温度随室外温度的变化。由图3(a)可知，该期间室外温度范围为-10～10 ℃，室内温度范围为18～25 ℃，总体上室内温度波动幅度较室外温度的波动幅度小，二者变化趋势相似。机组运行期间内，室外昼夜温差较大，室外最大日温差约为12 ℃，室内温度波动最大值约为5 ℃。由图3(b)可知，当室外温度较低时，换热量较大，换热量大多在12～14 kW变化。原因是在某时间段内室外温度波动较小即温度值较为稳定的情况下，当气泵系统运行稳定时可以维持数据机房的室内温度相对恒定，即此时的室内外温差较为稳定；当室外温度有较大波动时，室内温度与室外温度的差值有波动，室内外温差的变化对机组的运行产生影响，使换热量产生相应波动。例如，2018-02-01的 15∶30至2018-02-02的05∶30时间段内室外温度由10.3 ℃降至-2.2 ℃，总体上室外温度逐渐降低，随着室内外温差从12.6 ℃逐渐增至22.4 ℃，此时机组换热量由11.1 kW逐渐增至13.5 kW，导致室内温度由22.9 ℃逐渐降至19.2 ℃，室内温度的降低使蒸发器对应的蒸发压力减小，气泵吸气比容增大，系统单位时间质量流量减小，此后的一段时间内(05∶30—07∶30)，虽然室内外温差为22.4～22.8 ℃，但机组换热量相应减小，由13.5 kW降至12.3 kW，室内温度相应升高(由19.2 ℃升至21.1 ℃)，机组具有一定的自调节能力，气泵驱动冷却机组对室外温度变化的适应性较强，导致室内温度波动小于室外温度波动，换热量变化较小。

图3 机组运行期间换热量与室内温度随室外温度的变化Fig.3 The heat exchange capacity and indoor temperature change with outdoor temperature and during operation of the unit

图4所示为机组运行测试期间换热量与室内外温差的变化，由图4可知，机组换热量的变化趋势在每日或整个运行期间均与室内外温差的变化趋势相似，说明机组的换热量受室内外温差的影响较大。

图4 机组运行期间换热量随室内外温差的变化Fig.4 The heat exchange capacity changes with indoor and outdoor temperature differences during operation time of the unit

图5所示为机组换热量与室内外温差的拟合曲线，其拟合函数为：

y=-10.676x2+ 621.54x+4 875.8

(5)

由图5可知，换热量随室内外温差的增加而增加，当室内外温差为11 ℃时，换热量约为10.4 kW，当室内外温差达到23 ℃时，换热量约为13.6 kW，较室内外温差为11 ℃时，换热量增加3.2 kW，增幅约为30.77%。由拟合函数可知，换热量与室内外温差为二次函数关系，随着室内外温差的增大，换热量逐渐增大并达到较大值。原因是随着室外温度的降低，相应的冷凝压力降低，供液压力减小，系统液相侧流量减小，流速减小，冷凝器到蒸发器的液相管路阻力减小，蒸发压力接近于冷凝压力，工质在蒸发器内以略低于冷凝压力的蒸发压力吸热汽化，导致冷凝器出口过冷度增大，流速减小，蒸发压力减小，工质易于汽化吸热，在一定范围内弥补了流量减小带来的影响，使换热量增大。换热量与室内外温差为二次多项式关系，若室内外温差继续增大，受循环量减小的影响，可能导致换热量下降。

图5 机组换热量随室内外温差的拟合曲线Fig.5 Fitting curve of heat exchange capacity of the unit with indoor and outdoor temperature difference

4.2 机组耗能与性能特性

图6所示为气泵功率与机组能效比EER随室内外温差的拟合曲线，其中气泵功率的拟合函数为：

y=2.280 8x2-119.26x+2 351.3

(6)

由图5可知，气泵功率随室内外温差的增大而减小，当室内外温差为11 ℃时，气泵功率约为1 300 W，室内外温差为23 ℃时，气泵功率降至约810 W。由气泵功率拟合函数可知气泵功率与室内外温差为二次函数关系，随着室内外温差的增大，气泵功率逐渐减小并趋于平缓，达到较小值，原因是室内外温差增大，室外温度的降低使系统压比减小，气泵功率随之减小。

图6 气泵功率与机组能效比EER随室内外温差的拟合曲线Fig.6 Fitting curve of air pump power and unit EER with indoor and outdoor temperature difference

此外，随着室内外温差的增大，气泵功率逐渐减小，机组总能耗减小，机组EER随室内外温差的增大而增大。结合图5可知，当室内外温差为11 ℃时，机组的换热量为10.4 kW，EER为5.76，室内外温差为23 ℃时，机组的换热量为13.6 kW，EER为10.40。

5 节能性分析

根据《GB 50174—2017数据中心设计规范》的要求，基站内设备运行时，基站内的环境温度需控制在18～27 ℃[23]。由图3(a)可知，机组运行期间，机房温度大范围控制在18～25 ℃，满足规范要求。

机房保温良好，围护结构以及辐射引起的负荷可以忽略不计，假设机房室内设定温度为25 ℃，当室外温度小于15 ℃，即室内外温差大于10 ℃时开启气泵系统。气泵驱动冷却机组采用温度信号为输入值、电流信号为输出值的单输入单输出控制策略，气泵配备温度控制器用于对室外温度实时采样监控，当室外温度低于15 ℃时开启气泵冷却机组；室内温度控制器设有室内低温及高温报警点，当室内温度低于室内低温报警点时，运行室内风机、关闭气泵及室外风机；室内温度高于室内高温报警点时，机组报警并开启机房原有空调进行冷却。气泵与原有空调压缩机温控器均设有1 ℃的报警回差，并均配有时间继电器(延时设定值1 min)，以防止过渡季节两种机组频繁切换及各自动力部件的频繁启停。

通过《中国建筑热环境分析专用气象数据集》可得[24]，北京地区各温度区间的时间如表2所示，全年共8 760 h，其中有4 767 h小于15 ℃，集中出现在10月份至次年3月份之间，在此期间可以使用气泵驱动冷却机组进行机房降温。

图8 机组EER、换热量与室外温度的拟合曲线Fig.8 Fitting curve of unit EER, heat exchange capacity with outdoor temperature

室外温度/℃平均温度/℃时间/h>15—3 993(10,15]12.51 126(5,10]7.51 038(0,5]2.51 019(-5,0]-2.5996(-10, -5]-7.5509(-15, -10]-12.579≤15—0

5.1 原有空调系统能效情况

数据机房原有空调配备能耗监控系统，对已有实时测量并记录的能耗数据分析计算，得到各月空调平均功率汇总如图7所示，由此可计算原有空调全年平均功率约为3.03 kW，则原有空调全年耗电量为26 542.80 kW·h。

5.2 气泵驱动冷却机组能效情况

为计算全年节能量，需得到气泵驱动冷却机能效与室外温度的变化情况。通过对实测数据点的分析处理，将机组EER、换热量与室外温度建模，得到气泵机组不间断运行情况下的EER、换热量与室外温度的拟合曲线，如图8所示，并结合图6可知随着室外温度的升高，机组EER、换热量呈逐渐降低的趋势，当室外温度为-3.7 ℃，室内温度为20.7 ℃时，机组的换热量为13.6 kW，EER为10.40，气泵驱动冷却机组EER与室外温度的拟合关系式：

y=-0.010 7x2-0.257 9x+9.466 2

(7)

气泵驱动冷却机组换热量与室外温度的拟合关系式：

y=-9.688 8x2-154.03x+13 059

(8)

本文取各个温度区间的平均值带入式(7)、(8)求得气泵驱动自然冷却机组在相应温度区间下的EER、换热量，通过同一温度区间下的EER、换热量计算得到机组功率，从而求得耗电量。对各个温度区间耗电量加和得到年总耗电量。全年耗电量情况如表3所示。

表3 不同室外温度下机组耗电量Tab.3 Power consumption of unit under different outdoor temperature

数据机房在室外温度高于15 ℃ 时，原有空调机组可运行3 993 h，总耗电量为12 098.79 kW·h；在冬季和过渡季节(室外温度低于15 ℃)时，启用气泵驱动冷却机组，按照全年4 767 h运行计算，得到耗电量7 601.77 kW·h，此时年总耗电量为19 700.56 kW·h，较原空调机组全年运行总耗电量为26 542.80 kW·h时节省6 842.24 kW·h，全年节能率约25.78%。