基站工質泵復合式制冷系統運行特性仿真研究

廖吟霜，陳水鋒，余延順

（南京理工大學能源與動力工程學院，江蘇南京210094）

基站工質泵復合式制冷系統運行特性仿真研究

廖吟霜，陳水鋒，余延順

（南京理工大學能源與動力工程學院，江蘇南京210094）

在滿足室內冷負荷需求的情況下，為了更有效地利用自然冷源，達到降低通訊基站能耗的目的，設計出工質泵復合式基站空調系統。結合通訊基站的實際情況，利用VB語言編寫仿真程序并研究該系統的運行特性。得出系統換熱量隨室內外溫差增大和換熱器間高差增大而增大的變化規律；在制冷劑充注量為0.8kg時，系統獲得最大換熱量3.26kW。所設計的新型復合式制冷系統可以根據室外溫度變化在壓縮機制冷循環、工質泵被動循環和主動循環之間切換，這樣能夠更合理有效地利用自然冷源，同時減少壓縮機的使用，來降低基站能耗。

通信基站；節能；工質泵

0 引言

隨著移動互聯網、云計算和物聯網技術等的快速發展，作為其核心的通信網絡系統規模也在不斷壯大，故配套機房以及基站的建設數量日益增多。據統計，隨著移動通訊的發展，僅中國移動公司的基站總數就達到了62萬個，由于移動基站機房設備發熱量大且比較集中，為了排出基站內的熱量，要求基站空調全年開啟制冷運行，其能耗約占基站總能耗的35%-40%，所以空調成為基站機房中主要的耗電設備[1]。根據《通信機房環境條件》[2]規定：移動通信基站機房溫度要求10-35℃，濕度要求是10%-90%，空氣潔凈度要求為B類，這樣的要求加大了房間內的能耗。

我國有五大建筑熱工設計分區，除溫和、夏熱冬暖氣候區外，其他氣候區室外日平均溫度低于5℃的天數占全年天數一半左右[3]。若在這些氣候地區處于冬季和過渡季節時，合理利用自然冷源為基站排出熱量，便能達到為基站節能減排的目的[11]。目前機房環境節能技術有智能新風技術、智能熱交換技術、乙二醇節能技術、熱管節能技術、工質泵節能技術等[4]。結合通信基站空調的運行特點和氣候特點，筆者提出工質泵復合式制冷循環系統。

1 工質泵復合式制冷系統

工質泵復合式制冷系統是在常規制冷系統上增設工質泵，原理如圖1所示。在夏季，風冷式基站空調啟動制冷壓縮機正常制冷；在過渡季節室外溫度低于某值時，關閉壓縮機,系統切換為工質泵被動循環方式，利用工質泵克服系統阻力；在冬季室外溫度較低時，關閉工質泵，系統切換制冷劑主動循環，利用換熱器之間高度差形成的壓力差克服系統阻力。

圖1 工質泵復合式制冷循環系統示意圖

當室內外溫差較大時，壓縮機及工質泵停機，系統切換至主動熱管工作模式，即關閉閥門a、c、d、g、h，打開閥門b、e；當室內外溫差較小時，開啟工質泵，系統切換至被動熱管工作模式，即關閉閥門a、d、e、g，打開閥門b、c、h；當室內外溫差減少至不能利用自然冷源供冷時，切換至常規蒸汽壓縮式制冷模式，即關閉閥門b、c、e、h，打開閥門a、d、g。

采用如圖1所示工質泵復合式基站空調系統具有如下特點：

（1）間接利用自然冷源，對機房內空氣質量不產生影響；

（2）無新風管道，不會破壞建筑物外觀；

（3）工質泵循環利用了室外自然冷源，無需啟動壓縮機，使壓縮機工作時間縮短了近1/3以上，大大延長了壓縮機的使用壽命；

（4）系統無需添加防凍液，減少了維護工作量，機房無水患憂慮，大大提高了機房的安全可靠性。

2 工質泵復合式制冷系統數學模型

本文重點分析循環中熱管換熱器數學模型的建立，蒸汽壓縮制冷數學模型不再贅述。采用分布參數法，將熱管換熱器按制冷劑流動方向劃分一定數量的微元，分別對每個微元的制冷劑側、空氣側、管壁構建數學模型。

為了簡化模型，做如下近似假設：

（1）換熱器中制冷劑和空氣為逆流交叉流；

（2）換熱器中制冷劑為一維軸向流動，即制冷劑經分流器均勻流入每條支路，質量流量相等；

（3）翅片管外側的空氣為一維流動；

（4）翅片管內同一橫截面制冷劑氣相和液相壓力相等；

（5）忽略換熱器金屬管壁的導熱熱阻；

（6）本文中蒸發器處于干工況，沒有冷凝水產生，故沒有析濕現象。

2.1 熱管換熱器數學模型

（1）熱流體傳給管外表面

式中Ar—翅片間光管面積，m2；

Af—翅片表面積，m2；

tf—管外流體溫度，℃。

（2）熱量從外管壁傳到內管壁

AW—圓管截面積，m2；

twi—管內壁面溫度，℃；

two—管外壁面溫度，℃。

（3）熱量從內管壁傳給管內流體

式中tv—管內流體溫度，℃；

hi—管內流體換熱系數，W/m2·K；

Ai—管內表面積，m2。

（4）傳熱系數計算

式中h0—管外流體換熱系數，W/m2·K；

Ao—光管外表面積，m2；

δW—管壁厚度，m；

ηf—肋片效率。

2.1.1 熱管冷凝段模型

制冷劑在熱管換熱器冷凝段中的流動分為三個區段：過熱區、兩相區和過冷區。

采用Dittus-Boeler換熱關聯式[5]計算換熱管內過冷區和過熱區的湍流強制換熱系數；采用Shah關聯式[6]計算兩相區制冷劑側換熱系數：

式中αTP—冷凝換熱系數，W/m2·K；

x—兩相區干度；

Pr—液體壓力與液體臨界壓力之比；

di—管內徑，m。

2.1.2 熱管蒸發段模型

假設熱管換熱器蒸發段入口工質干度為零，出口干度為1。制冷劑在蒸發段中的流動分為兩個區段：過熱區和兩相區。

對于過熱區換熱系數的計算，采用Dittus-Boeler換熱關聯式[5]。制冷劑在蒸發器內的沸騰換熱采用關聯式[9]：

式中αtp—兩相沸騰換熱系數，W/m2·K；

αnb—沸騰換熱系數，W/m2·K；

αL—對流換熱系數，W/m2·K；

E—對流加強因子；

S—抑制系數。

其中αL由Dittus-Boeler換熱關聯式[5]計算，計算雷諾數時采用液相部分質流密度G（1-x）。αnb采用Cooper沸騰關聯式[8]：

式中M—液體相對分子質量；

q—熱流密度，W/m2。

2.1.3 管外空氣側換熱模型

本文采用李嫵等[6]實驗得出的換熱綜合關聯式：

式中s—翅片間距，m；

s2—沿空氣流動方向管間距，m；

d3—翅根直徑，m；

N—管排數。

2.1.4 系統管路模型

連接管路模型采用一維分布參數模型，同時要考慮局部阻力和進出口高度差的影響。壓降方程為：

式中H—連接管進出口高度差，m；

ΔPfric—沿程摩擦阻力，Pa。

2.1.5 工質泵模型

當主動循環動力小于系統壓降總和時，工質泵提供系統制冷劑循環動力。工質泵的功率計算公式為：

式中W—工質泵輸入功率,W；

Ws—工質泵軸功率,W；

Mr—制冷劑質量流量,kg/s；

g—重力加速度，m2/s；

H—工質泵揚程，m；

η—工質泵效率。

2.2 仿真計算程序

用VB編寫基站空調模擬計算程序,程序框圖如圖2所示。程序主要是由蒸發器、冷凝器、主動循環、工質泵被動循環四個大模塊組成，選擇需要仿真的模塊后輸入基本參數，即可得到相應模塊下的制冷劑熱物性參數、濕空氣物性參數以及制冷劑充注量。

仿真輸入量包括：制冷劑質量流量、翅片管式換熱器結構參數、上升管和下降管的尺寸參數、室內外進風狀態參數和風量等；輸出結果有：制冷劑系統循環換熱量、冷凝器過冷度、蒸發器過熱度、冷凝溫度、蒸發溫度等。筆者通過文獻[5]中實驗數據對所建模型進行了驗證，證實其具有良好的計算精度和可靠性。

3 工質泵復合式制冷循環系統運行特性分析

3.1 基本參數

圖2 仿真程序流程圖

翅片管式冷凝器和蒸發器結構參數如表1所示，其中冷凝器循環風量為1500m3/h，蒸發器循環風量為650m3/h。氣體上升管管徑為10mm，液體下降管管徑為7mm，連接管管長為4.8m，冷凝器與蒸發器的高度差設定為1.5m。制冷劑選用R22，設定室內溫度為28℃，室外溫度為5℃。

3.2 主動循環系統運行特性分析

應用所建仿真模型對主動循環系統的運行特性進行了模擬研究，分析室外溫度、室內溫度、制冷劑充注量以及室內外換熱器間的高差對系統換熱量的影響。計算結果如圖3-圖6所示。

圖3 換熱量受室外溫度影響

圖4 換熱量受室內溫度影響

表1 換熱器結構參數

圖5 換熱量受制冷劑充注量影響

圖3為室內溫度28℃主動循環系統換熱量與室外溫度的變化曲線。由圖可見，在室內外換熱器高差為1.5m條件下，換熱量隨室外溫度升高而下降,在所述條件下，室外溫度每增加1℃，系統換熱量減小約200W。

圖6 換熱量受垂直高度影響

圖4為室外溫度為5℃主動循環系統換熱量與室內溫度的變化曲線。由圖可知：在室內外換熱器高差為1.5m條件下，換熱量隨室內溫度增大而增大，在所述條件下，室內溫度每增加1℃，系統換熱量增加20W。

圖5為室外溫度為28℃，室內溫度為5℃，室內外換熱器高差為1.5m時，主動循環系統換熱量與制冷劑充注量的變化曲線。由圖可知，系統換熱量隨制冷劑充注量的增加而增加。在所述條件下，制冷劑充注量為0.8kg時獲得系統最大換熱量3.26kW。

圖6為室內溫度28℃，室外溫度5℃主動循環系統中換熱量與換熱器間高差的變化曲線。由圖可知，在制冷劑充注量為0.8kg條件下，換熱量隨換熱器間高差的增大而增大。在所述條件下，高度差每增加0.1m，系統換熱量增大約70W。

3.3 工質泵被動循環系統運行特性分析

工質泵被動循環系統中，工質泵將提供系統制冷劑循環流動的動力。系統結構參數同主動循環相同，制冷劑質量流量設定為0.03kg/s，計算結果如圖7-圖9所示。

相比主動循環，工質泵被動循環系統運行特性分析中同樣分析了室外溫度與室內溫度對換熱量的影響。此外，還分析制冷劑的質量流量對系統換熱量的影響。由圖9可知，當其他條件相同時，制冷劑質量流量增大，系統換熱性能增強。換熱量不斷增加，制冷能力加強。在所述條件下，當制冷劑質量在0.0015kg/s至0.025kg/s時，系統換熱量從3.05kW增至4.14kW，漲幅35.7%。

圖7 換熱量受室外溫度影響

圖8 換熱量受室內溫度影響

圖9 換熱量受制冷劑質量流量影響

4 結語

對制冷系統建立數學模型，分析了室內外溫差、制冷劑充注量、質量流量以及換熱器間高差等因素分別對主動循環和工質泵被動循環的運行特性的影響，得出如下結論：（1）對于制冷劑主動循環系統，換熱量隨室內外溫差增大而增大；存在最佳制冷劑充注量0.8kg，在此充注量下系統可以獲得最大換熱量3.26kW。隨著換熱器間高差的增大，系統循環動力增大，換熱量隨之增大。

（2）對于工質泵被動循環系統，換熱量隨室內外溫差增大而增大；隨制冷劑質量流量的增大而增大。

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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，碩士研究生，主要從事基站空調與熱管系統的研究。

2016-09-08