应用于数据中心冷却的空气制冷循环系统性能分析

2022-10-20隋秋玉马国远刘帅领许树学马洪霞

制冷学报 2022年5期

隋秋玉马国远刘帅领许树学马洪霞

(北京工业大学环境与生命学部北京 100124)

数据中心空调系统节能的关键是低成本、高可靠的利用自然冷源，目前仅依靠自然冷却技术不足以实现数据中心全年冷却需求，需辅助一定的蒸气压缩制冷技术[1]。但蒸气压缩制冷无法彻底摆脱大量使用CFCs类、HCFCs类制冷剂而导致的臭氧层破坏和全球变暖问题。现阶段零ODP(ozone depletion potential)、更低GWP(Global Warming Potential)的相对环保替代制冷剂多存在或可燃或有毒或工作压力高等问题，并不十分理想[2-3]。作为天然工质的空气是最符合环境要求的制冷剂[4]，无毒、不燃、储量丰富，且以空气为工质的逆布雷顿制冷循环流程灵活多样[5]，经合理设计的空气制冷系统可兼具自然冷却功能，相比于其他复合系统设备简单可靠，在数据中心冷却领域具有很大潜力替代传统蒸气压缩制冷。

空气制冷技术的应用遍布深冷与普冷的多个领域，如食品冷冻冷藏、飞机机舱环境控制、空调及干燥、矿井降温等[6-9]，近年来对空气逆布雷顿循环在制热方面的研究也逐步增多[10]，如空气循环热泵热水系统[11-12]、空气循环热泵烘干机[13]。空气制冷循环制冷温度范围宽，在低温领域比蒸气压缩循环优势显著，而在普冷领域，空气制冷循环制冷性能系数COP(coefficient of performance)相比于蒸气压缩循环偏低是限制其推广的主要因素。

研究者开展了众多理论与实验研究，通过改变系统流程、提高部件效率等方法来提高循环COP。郭宪民等[14-15]通过热力学分析与实验，得出回热可大幅增加系统的制冷COP和制冷量；刘帅领等[16-18]通过建模分析，指出带喷水的空气制冷循环能够在提高系统制冷量的同时，避免送风温度的大幅降低，更适合空调工况；孙郁等[19-20]对空气制冷机的制冷系数进行理论分析，得出其主要影响因素是膨胀机效率，并证明存在一个最佳压比使系统的制冷系数最大。王喆锋等[21]搭建了全新风家用空气制冷系统实验台，验证了系统在全新风家用空调领域应用的原理可行性。此外，高效膨胀机、空气轴承、紧凑型换热器的出现，为在普冷场合采用空气制冷循环提供了成熟的条件[22]。

本文提出兼具自然冷却功能，便于实现数据中心全年冷却的空气逆布雷顿循环制冷系统，重点对空气制冷循环性能进行了数值模拟及优化研究，探讨了压比π、环境温度(室外环境温度Tk、室内制冷温度T0)、转动部件效率(压气机效率ηc、膨胀机效率ηt)对循环性能的影响规律，进而指出提高制冷性能和效率的优化途径，并分析了由空气制冷与自然冷却组成的复合系统在我国典型气候区城市的适用性，为空气制冷系统在数据中心冷却领域的探索应用提供理论参考。

1 系统原理

应用于数据中心冷却的空气制冷循环系统工作原理如图1所示，系统循环过程的T-s图如图2所示，实际循环过程由1-2-3-4-5表示。

图1 应用于数据中心冷却的空气制冷循环系统Fig.1 Air-refrigeration circulation system for data center cooling

图2 空气制冷循环(无回热)系统T-s图Fig.2 T-s diagram of air-refrigeration circulation system without regenerative heat exchanger

系统为由压气机、鼓风机、膨胀机、冷却器、调节阀门等部件组成的闭式循环。在空气制冷循环过程中，阀门a、c开启，阀门b、d关闭，机房回风在鼓风机和压气机内被连续压缩(1-2-3)，压缩后的高温高压空气在冷却器中被室外空气等压冷却为中温高压空气(3-4)，随后进入膨胀机中膨胀降温(4-5)，最终达到送风条件的低温低压空气被送回至机房内(5-1)。

当阀门b、d开启，阀门a、c关闭时，压气机与膨胀机停止工作，循环转为自然冷却循环，机房回风仅需鼓风机为其提供循环动力，在冷却器中与室外低温空气换热，达到送风条件后被送回至机房。采取增加流路与阀门的措施使空气制冷系统兼具自然冷却功能，便于实现空气制冷与风侧自然冷却的全年复合运行，降低设备初期投资。

2 计算模型

为简化计算和分析，对系统循环过程做如下假设：1)循环空气视为理想气体；2)换热过程均为等压换热，无压力损失，设换热器效率ηe=1；3)压缩、膨胀过程视为多变过程。

循环的热力学分析过程如下：

在空气制冷循环中，鼓风机与压气机的作用均为压缩机房回风使其升温增压，且两压缩之间无冷却过程，因而将两次连续的压缩视为一次压缩过程，文中所提压气机效率为该完整压缩过程的等熵效率。

1)压缩过程出口温度T3

(1)

2)压缩过程所耗单位压缩功Wcs

Wcs=h3-h1

(2)

3)等温压缩过程所耗单位压缩功Wct

(3)

4)膨胀机出口温度T5

(4)

5)膨胀过程的单位膨胀功Wt

Wt=h4-h5

(5)

6)由冷热流体进出口温度表示换热器效率ηe

(6)

7)系统所耗循环单位功W

W=Wc-Wt

(7)

8)循环的单位制冷量q

q=h0-h5

(8)

9)循环的制冷COP

(9)

综合上述分析，循环系统制冷COP与以下因素有关：

COP=f(π,T0,Tk,ηc,ηt,p1)

(10)

3 模型验证

为验证所建模型对系统性能预测的准确性，按上述循环热力学分析与流程计算方法，对文献[23]中的列车空调用空气制冷系统进行了不同供给空气温度下制冷COP的模拟计算，设备参数的选取与文献一致，并将模拟结果与文献分析结果进行对比验证，结果如图3所示。可知各工况模拟值与对比值误差均在±10%以内，表明模型能够较准确的反映系统运行性能的变化规律。

图3 列车空调用空气制冷系统COP结果对比Fig.3 Comparison of COP results of air-refrigeration system for train air conditioning

4 结果与讨论

4.1 压比对系统性能的影响

为探究π对系统性能的影响规律，在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K计算条件下对系统进行模拟计算，所得循环性能参数随π的变化如图4所示。

图4 循环性能参数随压比的变化Fig.4 Variation of cyclic performance parameters with pressure ratio

由图4(a)可得，随π的增大，膨胀机出口温度不断降低，循环q增加。图4(b)显示理论循环中，制冷COP随π的增大逐渐降低；而实际循环中，制冷COP随π的增大先升高后降低，最佳π分布在1.5～2.0之间。系统在π高于最佳π时的性能衰减速度更为缓慢，因而在实际运行过程中应尽量避免π低于最佳π。此外，理论循环COP远大于实际循环，反映了该循环性能可提升空间较大。

4.2 环境温度对系统的影响

由热力学分析可知，Tk与T0的变化会对制冷COP产生影响。设定p1=p5=101.3 kPa，分别计算系统在T0=297 K、Tk=308、298、288 K与Tk=308 K、T0=297、293、288 K条件下性能参数的变化情况，结果分别如图5、图6所示。

由图5可知，随Tk的降低，q、制冷COP提高，这是由于Tk降低导致冷却器出口空气温度降低，进而使膨胀机入口温度降低所致。循环最佳π随Tk的降低而减小，当Tk由308 K降至298 K时，最佳π约由2降至1.25；当Tk降至288 K时，最佳π低于1.25。因而将该系统应用于数据中心冷却时，随Tk的升高适当调高工作π，有利于维持系统高效的运行状态。

图5 不同室外温度下循环性能参数随压比的变化Fig.5 Variation of cyclic performance parameters with pressure ratio at different outdoor temperature

由图6可知，制冷COP随T0的升高而增大，T0的变化同样会改变循环最佳π，其值随T0的升高而减小，当T0由288 K升至297 K时，循环最佳π约由2.4降至1.8。对比图5(b)可得，制冷COP均在π<3时，受Tk与T0的变化而产生的波动幅度较大，且前者的影响效果要明显大于后者。由于循环制冷COP在小π工况随π变化较大，且数据中心特殊的应用场合使T0波动较小，因而针对Tk的变化探究循环最佳π更具重要意义。

图6 不同制冷温度下制冷COP随压比的变化Fig.6 Variation of COP with pressure ratio at different cooling temperatures

4.3 转动部件效率对系统的影响

在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K条件下，以分析部件效率为变量，未被分析部件效率设为定值(η=0.8)的方法，得到不同部件效率下制冷COP随π的变化规律。不同ηt、不同ηc下制冷COP随π的变化分别如图7、图8所示。由图7和图8可知，提高ηc、ηt均可不同程度提高制冷COP，提升效果在最佳π附近尤为明显，同时最佳π随部件效率的提高呈降低趋势。ηt由0.6增至1.0时，最佳π由2.2降至1.5，对应制冷COP由0.465增至1.906，提升了3.1倍；ηc由0.6增为1.0时，最佳π由1.9小幅降至1.6，对应制冷COP由0.519增至1.703，提升了2.28倍。可见ηt的变化对制冷COP的影响更显著，因而对该系统而言，在选用高效率部件的同时，需重点提升膨胀机性能。

图7 不同膨胀机效率下制冷COP随压比的变化Fig.7 Variation of COP with pressure ratio at different expander efficiency

图8 不同压气机效率下制冷COP随压比的变化Fig.8 Variation of COP with pressure ratio at different compressor efficiency

4.4 循环系统优化方向

4.4.1 回热

由环境温度对系统的影响分析可知，Tk越低、T0越高，循环制冷COP越大，当Tk、T0一定时，增加回热器可使机房回风在被压缩前与冷却器出口空气进行热交换，有效降低膨胀机入口处空气温度。在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K时，计算得到带回热系统性能参数随π的变化如图9所示。

图9 回热对系统性能参数的影响Fig.9 Influence of regenerative heat exchanger on system performance parameters

增加回热器后，循环q与制冷COP均得到提升，提升效果随π的增大逐渐减小。在ηc=ηt=0.8循环的最佳π工况下，带回热循环制冷COP是无回热循环的1.22倍；在ηc=ηt=0.6循环的最佳π工况下，带回热循环制冷COP是无回热循环的1.35倍。此外，带回热循环制冷COP随π的减小始终增大，可以有效改善无回热实际循环在小π工况下制冷COP的快速衰减，更有利于提升实际应用的性能水平。

4.4.2 等温压缩

在相同温度范围内，逆卡诺循环的COP最高，但从制冷功耗考虑，绝热压缩过程的功耗最大，等温压缩过程理论上可以大幅降低压缩功耗[24]。在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308K、T0=297K、ηt=0.8条件下，对比分析了采用等温与等熵压缩循环性能参数随π的变化规律，如图10所示。

图10 不同压缩方式系统性能参数随压比的变化Fig.10 Variation of system performance parameters with pressure ratio by different compression methods

由图10可知，等温压缩循环的单位功小于等熵压缩循环，在π=2时可节省循环单位功5.83%，在π=4时可节省循环单位功9.71%。等温压缩循环无最佳π，其制冷COP明显高于等熵压缩循环，如在π=1.75时，等熵压缩循环制冷COP为1.68，而等温压缩循环制冷COP达3.57，约为前者的2.12倍。因此等温压缩过程的实现，对于空气制冷系统应用于普冷领域性能的提升意义重大。

4.5 系统适用性分析

参考GB 50174—2017《数据中心设计规范》选取A、B、C、D、E 5个室外温度计算工况，设定两种复合运行模式，模式一：A、B、C为空气制冷工况，D、E为自然冷却工况；模式二：A、B为空气制冷工况，C、D、E为自然冷却工况。依据不同城市各工况点所代表温度区间占全年温度分布的比例，计算得到复合系统在我国典型地区运行的全年能效比情况如表1所示。其中ηc=ηt=0.8、T0=297 K，自然冷却工况中制冷COP为单位制冷量与风机单位循环功的比值。

表1 复合系统在我国典型地区运行的全年能效比Tab.1 Annual energy efficiency ratio of composite system in typical areas of China

综合两种复合模式AEER(annual energy efficiency ratio)计算结果可知，应用于数据中心冷却的空气制冷循环性能水平虽有待提升，但由该循环与自然冷却循环组成的复合系统的AEER较高，大部分地区AEER均高于标准规定的能效比限值(3.0)。复合系统的能效水平与气象环境参数息息相关，运行于全年自然冷却时长较长的西北及部分中部地区更具优势，如在呼和浩特按复合模式二运行的AEER可达14.61。广州因全年自然冷却时长很短，因而复合系统全年能效比偏低。