泵驅動兩相冷卻系統性能優化與變工質特性研究

(北京工業大學 北京 100124)

信息技術的推廣和普及給人們的生活帶來極大的便利，社會生活信息化程度的不斷提高帶動了通信基站及數據中心數量和規模的快速增長，也對能耗提出了巨大挑戰。高性能服務器在數據中心的推廣使單個機柜的發熱密度急劇升高，目前單機發熱量已達20～30 kW[1]，服務器規模為10萬臺的數據中心的總功率可達45 000 kW，年耗電量約為4億 kW·h[2]。而在數據中心巨大的耗電量中，空調系統能耗約占數據中心總能耗的30%～50%[3-5]，幾乎與IT設備相當，因此空調系統常被認為是當前數據中心提高能源效率的重點環節。

目前，國內數據中心仍普遍使用傳統蒸氣壓縮式空調，雖然能為數據中心提供足夠的冷量，但由于機房內部熱負荷較高，需要空調全年運行以維持機房內部環境的溫濕度恒定，能耗極大。尤其在寒冷的季節，氣溫長期低于數據中心的安全運行溫度，若能利用室外自然冷源來為機房提供冷量，則可有效減少空調系統的運行時長與能耗，達到節能減排的目的。

張海南等[6]總結了數據中心自然冷卻技術的研究現狀，指出熱管自然冷卻是當下最適合數據中心的自然冷卻方式之一。H. Jouhara等[7]提出了一套熱管自然冷卻系統的理論模型，并對其在英國某地區數據中心的使用效果進行了案例分析，結果顯示最大節能率可達75%。Qian Xiaodong等[8]提出了一種數據機房用熱管冷卻系統，并將其應用于北京的數據中心和通信基站，測試發現，原空調系統的能耗分別降低了38.9%和55.7%。田浩等[9-10]提出了一種重力回路熱管系統，并將其應用于北京市一典型數據中心，發現通過熱管對原有空調機組進行改造，可降低空調系統40%以上的能耗。

為改善傳統回路熱管驅動力不足、安裝位置和使用范圍受限的問題，張雙等[11-12]設計了一種以R22為工質的數據中心用泵驅動回路熱管換熱機組。研究發現，工質質量流量在一定范圍內增大時，機組換熱量基本不變，這是由于系統阻力隨工質質量流量的增大而增大，導致蒸發器進出口溫差增大，顯熱比和蒸發溫度增大。馬國遠等[13-14]測試了該機組在北京市一小型數據中心的應用效果，分析可知相比于原有空調，節電率可達36.57%以上，采用磁力泵替換屏蔽泵，實驗研究了替換后的機組性能。

上述研究大多數分析和對比了系統使用效果與節能性，但對于系統變工況性能的測試仍不充分。雖然姚遠等[15-17]分別使用R410A、R134a和CO2替代傳統工質在回路熱管中進行了研究，但與泵驅動回路熱管系統替代工質相關的研究仍較少。因此，本文重點研究了泵驅動兩相冷卻系統在變工況及變工質條件下的性能變化。

1 實驗準備

泵驅動兩相冷卻機組系統如圖1所示，包括冷凝器、儲液罐、工質泵和蒸發器等，各部件之間以銅管相連。

圖1 泵驅動兩相冷卻機組系統Fig.1 The pump-driven two phase cooling system

當室外溫度低于設定數值時，系統開始運行，儲液罐內的飽和液態工質被工質泵吸入，經工質泵增壓變為過冷狀態后輸出并送至蒸發器；由于蒸發器管路存在一定阻力，故工質在蒸發器內吸熱相變的同時，會產生一定的壓降；相變為兩相或氣相的工質后流入冷凝器內放熱冷凝為液態，期間工質壓力由于冷凝器管路阻力而進一步下降；最終，冷凝為液態工質再度進入儲液器，完成一次循環。通過上述循環的持續運行，室內蒸發器側的熱量被不斷轉移到室外冷凝器側，從而實現數據中心散熱降溫。

2 實驗過程與方法

本文采用空氣焓差法來測量泵驅動兩相冷卻機組的換熱量，實驗在焓差實驗室內進行，蒸發器布置在焓差實驗室的室內測試間，其余部件均布置在室外測試間。室內測試間模擬室內環境，溫度恒定為25 ℃；室外測試間模擬室外環境，溫度范圍為0～15 ℃。

2.1 性能評價參數

冷卻機組的性能主要由換熱量Q0和能效比EER兩項性能參數來評價。計算換熱量時需要直接測量蒸發器進、出風溫度與風量，分別可由溫度傳感器和風速儀測量。測出蒸發器進、出風溫度后可進一步計算空氣焓值，以此得出換熱量。計算EER還需知道機組的輸入功率，可由焓差室的功率計進行測量并存儲。

換熱量計算：

Q0=mair(he,in-he,out)

(1)

式中:Q0為機組換熱量，kW；mair為流過蒸發器的空氣質量流量，kg/s；he,out為蒸發器出風側空氣的焓，kJ/kg；he,in為蒸發器進風側空氣的焓，kJ/kg。

機組EER計算：

式中：P為機組的輸入功率，kW。

2.2 性能影響因素

2.2.1換熱器形式

系統的冷凝器采用翅片管換熱器，具體結構參數如表1所示。為比較系統內部阻力對系統性能的影響，蒸發器分別采用結構參數與冷凝器相同的單蒸發器以及傳熱面積之和與單蒸發器相同的并聯雙蒸發器，蒸發器和冷凝器放置在同一水平高度。

2.2.2風機風速

蒸發器和冷凝器分別帶有兩臺風機。由于機房內部要求溫度穩定均勻，通常不允許機房空調室內機的風速變化，因此在實驗過程中機組蒸發器風機始終保持工頻運轉，風機總風量保持7 000 m3/h不變。為了研究機組性能受風速變化的影響，冷凝器風機接有變頻器，調節風機的運轉頻率，總風量范圍為8 700～16 000 m3/h。

2.2.3工質種類

作為熱管系統熱量傳輸的載體，循環工質物理性質的差異對系統性能的影響顯著。對于傳統熱管，在以毛細力為驅動力的應用形式中，通常可以采用品質因數M(Merit Number)來評價工質在一定溫度范圍內的性能優劣，即品質因數越大，工質的傳熱與流動性能越好[18]。

表1 翅片管換熱器幾何參數Tab.1 Geometric parameters of the tube-fin heat exchanger

品質因數M主要通過密度、表面張力、汽化潛熱和黏度來綜合反映工質的性能：

M=ρlσlhfg/μl

(3)

式中：ρl為液態工質密度，kg/m3；σl為表面張力系數，N/m；hfg為工質汽化潛熱，J/kg；μl為液態工質動力黏度，Pa5s。

圖2 工質品質因數Fig.2 Merit Number of selected working fluids

雖然泵驅動回路熱管與毛細力驅動的回路熱管在傳熱特性上存在很大差異，但品質因數M仍可作為工質選擇的依據。因此，為了考察R22的替代工質，圖2給出了工作溫區在0～50 ℃的部分常用工質的品質因數[19]。由圖2可知，在本實驗涉及的25 ℃以下的溫度范圍內，R32和R152a的品質因數高于R22，故選定R32和R152a作為R22的替代工質進行實驗。

2.2.4工質質量流量

當工質質量流量較小時，蒸發器內會出現液流不足甚至干涸過熱，換熱效果較差；當工質質量流量較大時，系統內部流動阻力大幅上升，蒸發器內部壓差迅速增大，不但造成蒸發溫度升高，工質與空氣的換熱溫差減小，換熱量下降，還使得蒸發器入口工質過冷度增大，顯熱換熱比例上升。因此，工質泵頻率較小或較大時系統換熱量均不能達到最佳值。故本實驗以工質質量流量為變量，討論了機組性能的變化。工質泵為額定功率1.5 kW的旋渦泵，并配有一臺變頻器，頻率設定為30～50 Hz。實驗中使用了3種工質，在輸送不同工質時，工質泵的運行性能不同。因此，本文分別測試了R22、R32和R152a的工質質量流量和泵功率隨泵頻率的變化，如圖3所示。由圖3可知，相同泵頻率下，使用不同工質時的泵功率和質量流量不同。3種工質的泵功率和質量流量的大小關系為：R22>R32>R152a。由此可知工質泵的功率和質量流量隨工質的不同而變化，且由于工質換熱汽化，質量流量在系統運行過程中必然存在一定的波動性，若以其作為控制變量，控制難度較大。因此當分析工質流量變化對系統性能的影響時，以泵頻率作為控制變量進行實驗。

圖3 不同工質質量流量及泵功率隨泵頻率的變化Fig.3 Variation of mass flow rate and pump power of different refrigerants with pump frequency

3 結果與討論

3.1 換熱器形式對機組性能的影響

工質泵的添加對于回路熱管的主要作用是克服系統內部阻力，擴大適用范圍。因此，內部阻力的大小決定了工質泵的使用效果。本文采用傳熱面積之和與單蒸發器相同的雙蒸發器并聯形式作為單蒸發器機組的對比實驗，得到其換熱量在不同溫度下隨泵頻率的變化，如圖4所示。在室外溫度分別為0、5、10 、15 ℃時，雙蒸發器并聯機組換熱量均隨泵頻率升高而近似線性降低，各溫度下的最大換熱量分別為19.674、15.509、11.075、6.978 kW；單蒸發器機組換熱量隨泵頻率升高先升后降，最大換熱量均出現在35～40 Hz之間，分別為19.628、15.873、11.055、6.066 kW。由此可知在大部分溫度下，單蒸發器和雙蒸發器并聯的換熱量峰值相差較小，但峰值出現的節點由工質泵頻率35～40 Hz減小到30 Hz。這可能是由于雙蒸發器并聯形式流程更短，蒸發器內部阻力更小，使工質泵只需較小的功率就能達到相同的供液效果。

機組換熱量結合功率變化可得出機組EER。圖5所示為單、雙蒸發器形式下泵驅動兩相冷卻機組EER隨溫度的變化。在室外溫度0～15 ℃范圍內，雙蒸發器并聯機組EER的最大值為15.348，大于單蒸發器機組的最大值13.978，因此內部阻力的減小有助于機組EER的提升。同時，單蒸發器機組在室外溫度0、5、10、15 ℃時的EER峰值分別對應于泵頻率30、35、35、30 Hz，相應溫度下換熱量峰值對應的泵頻率為40、35、35、35 Hz，二者存在部分差異；而雙蒸發器并聯機組在不同室外溫度下EER與換熱量峰值所對應的泵頻率均為30 Hz。由此可知，無論從EER的大小還是從它與換熱量的匹配情況來看，雙蒸發器并聯的效果均優于單蒸發器，因此，下文的實驗全部采用雙蒸發器并聯形式。

圖5 單、雙蒸發器機組EERFig.5 EER of pump-driven loop with one evaporator and two evaporators

3.2 工質質量流量變化時機組的運轉特性

為研究風速和工質質量流量對機組性能的影響，分別以室外風機風量和工質泵轉速為控制變量進行對比實驗。

在機組室外風機頻率固定40 Hz不變的情況下，不同工質泵轉速下的換熱量隨室外溫度的變化如圖6所示。換熱量隨室外溫度的升高呈近似線性下降；工質泵轉速越低，換熱量越大，最大換熱量為19.257 kW，出現在工質泵頻率30 Hz的工況。不同頻率下，換熱量隨著室外溫度的上升而下降，下降速度相差較小，室外溫度由0 ℃升至15 ℃時，泵頻率在30～50 Hz之間的5組換熱量分別下降了64.78%、65.35%、65.76%、66.40%和67.33%，降幅均在2/3左右。

圖6 室外風機頻率40 Hz時機組換熱量隨室外溫度的變化Fig.6 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

圖7所示為機組EER隨室外溫度的變化。機組EER的最大值為17.760，與換熱量最大值工況一致。同時，在室外溫度由0 ℃升至15 ℃時，泵頻率30～50 Hz之間的5組EER分別下降了64.33%、64.85%、64.82%、64.59%和66.06%，與換熱量的降幅相近。

圖7 室外風機頻率40 Hz時機組EER隨室外溫度的變化Fig.7 Variation of EER of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

圖8 室外溫度0 ℃時機組換熱量隨風機風量的變化Fig.8 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

圖9 室外溫度0 ℃時1 kW換熱量所需風量隨風機頻率的變化Fig.9 Air volume required by 1 kW cooling capacity with fan frequency under the outdoor temperature of 0 ℃

3.3 風機風速變化時機組的運轉特性

本文以室外風速為控制變量，分別測試了5組不同泵頻率下的機組換熱量隨室外風機風量的變化，如圖8所示。由圖8可知，換熱量均隨風量上升而上升，但上升速度逐漸減小，最終在風量16 000 m3/h處達到最大值。由其增速不斷減緩可知，隨著風速的上升，單位風量所能帶走的熱量不斷下降。圖9所示為室外溫度0 ℃時，不同泵頻率下1 kW換熱量所需風量隨風機頻率的變化。隨風機頻率的上升，交換1 kW熱量所需風量線性上升，單位風量的換熱效果不斷下降。

圖10 室外溫度0 ℃時機組EER隨風機風量的變化Fig.10 Variation of EER of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

換熱效果的下降直觀反映在EER的下降上，但由于風量與風機功率之間并非線性相關，故EER的變化規律與單位風量換熱量存在差異。圖10所示為室外溫度0 ℃時，不同泵頻率下機組EER隨風機風量的變化。由圖10可知，EER隨風量的上升而減小，且減小速度逐漸增大。同時，隨泵頻率的降低，EER受風量的影響逐漸增大，原因是隨著泵功率的減小，室外風機功率在機組總功率中所占比例上升。

由此可知，風量過大或過小雖然能在換熱量或EER中的一項上取得良好的效果，但不利于機組總體性能的提升。由于二者的變化曲線均為上凸，因此風量區間中間值附近的換熱量和EER均相對較高，機組性能較好。在以下替代工質的實驗中，本文選擇風量區間中間值附近的12 450 m3/h作為室外風機風量進行測試。

3.4 變工質運轉特性

在蒸發器為雙蒸發器并聯形式、室外風機風量保持12 450 m3/h不變時，測試了R32和R152a替代R22用于泵驅動兩相冷卻系統的換熱特性。

為了直觀的觀察和對比機組采用不同工質時的性能變化與相對大小，本文分析了R32和R152a與R22在換熱量和EER的相對差值。此處的相對差值指相應工質與R22的換熱量或EER之差與R22相應數值的比值。

3.4.1R32機組性能的相對變化

圖11和圖12所示分別為R32與R22機組在換熱量和EER上的相對差值。由圖11可知，R32機組的換熱量全部高于R22機組，且隨著泵頻率的增大，優勢愈發明顯。同時，隨著室外溫度的升高，R32與R22機組換熱量的相對差值在室外溫度為0～10 ℃范圍內不斷增大，而在10～15 ℃范圍內增長趨勢則隨頻率下降而減緩, 在35 Hz和40 Hz時已基本不變甚至略有降低，在30 Hz時甚至出現大幅下降的趨勢，雖然R32在換熱量方面較R22仍具優勢，但優勢極小，在實際應用中較為不利。

圖11 R32與R22機組換熱量相對差值Fig.11 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R32 and R22

由于機組功率在全實驗溫區內變化較小，故實驗中EER主要受換熱量影響。換熱量相對差值的變化趨勢也直接體現在EER的相對差值上，如圖12所示。

圖12 R32與R22機組EER相對差值Fig.12 Relative differences between EER of pump-driven loop using R32 and R22

為了找出換熱量相對差值隨室外溫度變化的原因，圖13所示為R32在不同室外溫度下換熱量隨泵頻率的變化。由圖13可知，在0～10 ℃的室外溫度區間內，機組換熱量隨泵頻率的升高均近似線性下降，而室外溫度為15 ℃時，機組換熱量則隨泵頻率升高先升后降，在泵頻率35 Hz時達到峰值，與使用單蒸發器的R22機組的變化趨勢相似。

圖13 不同室外溫度下R32機組換熱量隨泵頻率的變化Fig.13 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with pump frequency using R32 with different outdoor temperature

通過視液鏡觀察發現，R32機組在30 Hz時存在脈沖式斷液流的現象，這是R22機組從未出現過的，由此判斷二者換熱量變化趨勢的成因存在差異。為驗證這種差異，圖14給出了二者室內送風溫差，即室內機進、出風溫差的采樣匯總。由圖14可知，室外溫度為15 ℃時，泵頻率30 Hz下R32機組室內送風溫差的波動幅度約為0.7 ℃，而R22機組室內送風溫差的波動幅度略高于0.1 ℃，因此R22機組送風溫度的穩定性優于R32機組，同時，泵頻率為35 Hz時R32機組室內送風溫差的波動幅度略高于0.2 ℃，穩定性遠高于泵頻率為30 Hz時R32機組。

圖14 R32與R22機組室內風機送風溫差Fig.14 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop using R32 and R22

圖15所示為不同室外溫度下R32與R22的質量流量隨泵頻率的變化。由圖15可知，兩工質質量流量均隨泵頻率的上升而升高，但R32在室外溫度為15 ℃、泵頻率由35 Hz降至30 Hz時，質量流量的下降速度明顯快于其他工況。原因可能是R32的冷凝壓力在相同冷凝溫度下較R22更高，且隨溫度升高而上升，故溫度越高，機組運行壓力越高。頻率較低時，工質泵提供的動力難以克服機組過高的運行壓力，導致供液量下降。此外，泵頻率為30 Hz下R32在室外溫度為0 ℃時的質量流量與15 ℃時的質量流量相差較小，而只有15 ℃時供液斷流。可能與室外溫度為15 ℃時機組換熱量不足且R32汽化率很低有關。

圖15 不同室外溫度下R22與R32機組工質質量流量隨泵頻率的變化Fig.15 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperatures

3.4.2R152a機組性能的相對變化

圖16 R152a與R22機組換熱量相對差值Fig.16 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R152a and R22

圖16和圖17所示分別為R152a與R22機組在換熱量和EER上的相對差值。由圖16可知，R152a機組的換熱量始終低于相應工況下R22機組的換熱量，但相差較小，大部分工況下差距均小于8%，最接近時僅差約1.7%。同時，隨著室外溫度的升高，R152a與R22機組換熱量的相對差值在室外溫度0～10 ℃范圍內不斷減小，而在10～15 ℃范圍內則逐漸增大，且泵頻率越低，相對差值越大。

圖17 R152a與R22機組EER相對差值Fig.17 Relative differences between EER of pump-driven loop using R152a and R22

與R32類似，R152a機組功率隨溫度變化也較小，EER主要受換熱量影響，故EER相對差值的變化趨勢與換熱量相對差值的變化趨勢相似。但在45 Hz和50 Hz工況下，EER相對差值為正值，說明R152a的EER在泵頻率較高的工況下優于R22。

觀察到R152a機組與R22機組換熱量相對差值的變化趨勢與R32機組類似，猜測R152a機組也存在供液不足的問題。R152a機組在泵頻率分別為30、35、40 Hz時，室內送風溫差的采樣情況如圖18所示。由圖18可知，泵頻率為30 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.6 ℃，略小于R32機組；而35 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.5 ℃，遠高于R32機組；40 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.3 ℃，接近穩定。

圖18 室外溫度15 ℃時不同頻率下機組室內風機送風溫差Fig.18 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop with different pump frequencies with an outdoor temperature of 15 ℃

由此可知，R152a也存在工質泵低頻下供液不足的問題，且泵頻率35 Hz下送風溫差的波動幅度已經較大，表現出供液不足的特征。因此R152a機組出現供液不足的頻率高于R32機組，低頻性能比R32機組更差。但其送風溫差在泵頻率30 Hz下的波動幅度略小于R32機組，也不存在脈沖式供液的現象。因此，本文測量了不同溫度下機組運行時R152a的質量流量隨泵頻率的變化，如圖19所示，發現R152a的質量流量不但小于同工況下R22和R32的質量流量，且室外溫度為15 ℃時，R152a質量流量隨泵頻率降低而下降的速度明顯快于其他溫度。這解釋了R152a低頻性能比R32更差的原因。而不出現脈沖式供液斷流的原因可能是R152a的飽和冷凝壓力遠低于R32，故泵頻率較低時，其流量對溫度的敏感性小于R32；此外，R152a機組換熱量僅約為R32機組的70%，而流量約為R32機組的80%，故機組運行過程中工質汽化比例較低，不會出現完全汽化的現象，液流不中斷。

圖19 不同室外溫度下R22與R32機組工質質量流量隨泵頻率的變化Fig.19 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperature

通過上述分析可知，R32和R152a機組換熱量出現峰值的原因都是由于工質泵低頻下制冷劑流量過小，導致換熱效果不足，R32機組甚至出現了供液斷流的現象。而R152a機組在泵頻率35 Hz時已經表現出供液不足的特征，但其換熱量仍大于40 Hz下的換熱量，可知換熱量的大小并非由單一因素影響，制冷劑流量過大或過小均會對機組性能造成不利影響。

4 結論

基于回路熱管自然冷卻原理，設計了一種泵驅動兩相冷卻系統，圍繞可能對該系統性能造成影響的換熱器內部阻力、換熱器迎面風速、工質質量流量和工質種類等因素，進行了實驗研究，得出如下結論：

1) 以雙蒸發器并聯替代單蒸發器使用可以有效改善機組內部阻力較高、換熱量與EER峰值泵頻率不匹配的問題，且雙蒸發器并聯形式下的機組EER高于單蒸發器機組的EER。

2) 在不同工質質量流量和風速下，泵驅動兩相冷卻機組的換熱量和EER隨室外溫度由0 ℃升至15 ℃均下降約2/3，換熱量均隨迎面風速的上升而減速升高，EER則隨之加速降低。風速過高或過低都對系統的綜合性能不利。

3) 在以工質流量、風機風量、室外溫度為變量的實驗工況下，R32機組的換熱量和EER始終明顯高于R22機組，綜合性能在3種實驗工質中最好。R152a機組的換熱量低于R22機組，但EER在泵頻率大于45 Hz時高于R22機組。

4) R32機組和R152a機組在室外溫度較高時均存在工質泵低頻性能較差，機組供液不足的問題。R152a機組的低頻性能比R32機組更差。