適用于寒區的智能節能通風系統實驗研究

王志成，張 宇，張 玥，楊春英，袁 闊

(1.黑龍江省能源環境研究院，黑龍江 哈爾濱 150027;2.哈爾濱工程大學 航天與建筑工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引言

進入21世紀以來，我國數據處理中心、通信基站等電子信息系統的機房建設規模日益劇增，這類機房長年溫度需維持在18～28℃[1]以保證設備的正常運行，目前多采用壓縮式制冷空調系統全年不間斷地進行溫度調控，這就導致其耗電量在機房總能耗中的占比可達40%以上[2-3]。我國地域遼闊，橫跨六個溫度帶，其中黑龍江省、吉林省等地區的月平均氣溫>10℃的月份不超過5個月、年平均氣溫≤5℃，這些區域因此也被稱為寒區。學者陳仁升等人[4]研究發現我國寒區面積有417.4萬平方公里，占我國陸地面積的43.5%，蘊藏著非常豐富的自然冷源。若能借助寒區的室外自然冷源量解決電子信息系統機房供冷高能耗問題，可進一步實現國家的節能減排倡導。

目前國內外學者針對室外自然冷源的利用，提出了一種分離式熱管技術，依據室內外溫差并借助分離式熱管完成室內與室外的換熱；且室外冷空氣與室內熱空氣無任何交集，從而保障了機房內的濕度和潔凈度控制要求，這使該技術要優于直接引進新風供冷技術。對于分離式熱管技術的換熱性能及節能性，學者進行了大量的研究。學者胡張保等人[5]從工作原理、影響因素以及技術特征等方面，較為系統地介紹了分離式熱管在數據機房空調系統中的應用。石定明[6]、唐志偉[7]、張泉[8]、羅文[9]等學者利用仿真與實驗等手段對分離式熱管技術的換熱特性進行分析，并為分離式熱管的設計及改進提供了技術支持。在節能性方面，Ding[10]、金鑫[11]等學者通過分離式熱管的性能實驗，認為該系統具備較高的能效比，且在冬季節能效果更為顯著。此外一些學者如楊春英等人[12]根據適用于通訊基站的分離式熱管技術研究，進一步探討了分離熱管系統裝置的最佳安裝方式等。眾多的研究結果表明利用分離式熱管技術進行節能是可行且可靠的。

本文在以上學者研究的基礎上，設計了一套利用寒區自然冷源的智能節能通風系統裝置，其主要采用分離式熱管技術，通過與壓縮式制冷空調系統共同運行，并借助控制系統實現電子信息機房供冷的高效智能節能減排工作。

1 實驗方案

本實驗研究主要分為兩部分，第一部分探討不同影響因素下分離式熱管系統的供冷性能，第二部分則是依托第一部分的研究結果設計智能節能通風系統，并進行節能性分析。

1.1 工作原理

智能節能通風系統應用了分離式熱管技術，該技術主要是依據制冷劑的相變作用將室內的熱量轉移到室外環境中[13]，其蒸發段與冷凝段相互分開[14]。圖1為智能節能通風系統工作原理，其中左側部分為分離式熱管系統，右側部分則為壓縮式制冷空調系統。

圖1 智能節能通風系統工作原理示意

在分離式熱管系統中，液態制冷劑流經蒸發器時，通過熱管與室內高溫氣體進行換熱，蒸發吸熱氣化；然后氣態制冷劑利用浮升力經由氣體管上升至室外一定高度處的冷凝器中，冷凝放熱液化；而后重新形成的液態制冷劑受重力影響經由液體管落回蒸發器內，繼續吸收室內熱量再次氣化，從而形成一個完整的自然制冷循環回路，源源不停地將室內熱量帶到室外。整個過程中為加強系統的換熱作用，室內室外均配備了低功耗率的風機；當室內外氣溫差大于某一設定值或室外溫度小于某一設定值時，分離式熱管系統啟動進行制冷，反之，則采用空調系統。

圖2 部分實驗設備

1.2 實驗臺搭建

本次實驗地點選在黑龍江省哈爾濱市，屬于寒區。參考小型通訊基站設計標準，實驗室尺寸為3 m×3 m×2.7 m，圍護結構為彩鋼夾芯板；室內室外風機采用WYS4-30APM-01，其性能參數為220 V-50 Hz-0.2 A-80 W；機房發熱設備使用熱油汀裝置進行模擬，發熱功率為800 W、1 400 W、2 200 W；在室外和室內等多個位置(包括蒸發器的進風口和出風口及熱油汀周圍)分別布放多個Pt100型熱電阻，并用SM1200B-50溫度采集儀不間斷地采集各個部分的溫度，每10 s記錄一次；利用數字冷媒表testo550分別采集換熱設備冷凝端和蒸發端兩端的壓力；工質選用R22作為制冷劑。

1.3 實驗處理方法

本實驗欲探討各個因素如制冷劑充注率、風機風量、室內外溫差及蒸發器和冷凝器垂直高差作用下的分離式熱管系統供冷性能規律，以尋求最佳系統設計方法。影響因素主要采用單一變量控制的方法進行研究，其中制冷劑充注率、風機風量及垂直高差屬于人為影響因素，易于控制；但室內外溫差則屬于環境影響因素，其室外溫度人為控制難度大，因此本實驗在短時間內室外溫度變化微小的情況下，借助控制系統調節發熱設備的發熱量，盡量維持室內外溫差的一致，并利用多次測試取平均的處理辦法保證系統供冷性能參數獲取的準確性與合理性。

供冷性能的評價準則采用制冷量Q和能效比COP進行表征。制冷量Q指蒸發器每單位時間內與周圍環境的換熱量，可以反映系統的制冷情況；能效比COP則指制冷量Q與系統風機的耗電量W之比，可以反映系統的節能情況。根據傳熱學的相關理論可知，制冷量Q及能效比COP計算如下

Q=ρqvCp(t2-t1)/3 600

(1)

COP=Q/W

(2)

式中W——風機耗電量/W；

ρ——空氣密度/kg·m-3取1.2；

qv——風機風量/m3·h-1；

Cp—— 空氣定壓比熱/J·(kg·℃)-1，取1 007；

t1——蒸發器出口空氣溫度/℃；

t2——蒸發器進口空氣溫度/℃。

2 分離式熱管系統供冷性能分析

2.1 制冷劑充注率

在分離式熱管系統的供冷性能研究中，優先考慮制冷劑充注率這一因素。制冷劑充注率m(一般以百分比的形式表示)，定義為某一狀態下制冷劑的充注體積V1與蒸發器的容積V2之比，即下式(3)。按照實際充注情況及式(3)計算，m有可能超過100%

m=V1/V2×100%

(3)

充注率過低時，在蒸發器中的制冷劑將由液態全部變為氣態，處于過熱狀態，造成蒸發器吸熱量不足、換熱效率低下。充注率過高時，制冷劑的氣化程度反而不完全，其中部分液體將會被氣體攜帶著進入蒸汽上升管乃至冷凝器中，并在冷凝器的內表面形成一層液體薄膜，使其傳熱熱阻增加，削弱了系統換熱性能。因此在其他條件不變的情況下，隨著制冷劑充注率的加大，系統的制冷量和COP均出現先增加后減少的變化規律，見圖3(實驗條件為室內外溫差20 ℃，垂直高差2.8 m，風量2 000 m3/h)，這說明制冷劑存在最佳充注率。

最佳制冷劑充注率主要依據制冷量進行設計，因為制冷量越大，制冷速度越快，溫度的增幅越容易得到控制。根據實驗數據，對制冷劑充注率與制冷量進行三次方擬合，如下式(4)。制冷量與制冷劑充注率的擬合曲線與原數據的對比見圖3，擬合誤差在5%以內，符合精度要求。經過計算，本分離式熱管系統的最佳制冷劑充注率為184%，此時制冷量最大，達到了3.6 kW

圖3 充注率對制冷量及COP的影響

Q=3.897 39-0.103 56m+0.001 08m2-2.855 41×10-6m3

(4)

2.2 風機風量

從圖4(實驗條件為室內外溫差20 ℃，垂直高差2.8 m，制冷劑充注率為184%)中可以發現，風機風量加大的作用效果表現為，分離式熱管系統的制冷量處于先快后緩的增長趨勢，而COP的變化規律則是先增后減，且大約在風量為1 600 m3/h時達到最優狀態。

圖4 風機風量對制冷量及COP的影響

在較低風量時，蒸發器換熱表面的空氣流速較低，導致室內空氣不能與制冷劑進行充分的循環熱交換，因此制冷量和COP均較小。風量過高時，盡管室內空氣循環速度加快，但較熱空氣與蒸發器的接觸時間較短，換熱效率反而有所下降，所以其制冷量的增長速率趨緩。而隨著風量增加，風機耗電量增長率一般不變或略有加快，因此勢必會有耗電量大于制冷量的情況，COP也就開始下降甚至驟降。

2.3 室內外溫差

室內外溫差在分離式熱管系統設計中扮演著極其關鍵的角色。分離式熱管系統的驅動力主要是氣態制冷劑在重力作用下產生的浮升力，也就是氣液兩相間的密度差造成的影響。溫度差越大，導致密度差越大，工質循環加快，換熱效果也就越好。另外根據傳熱學原理，除輻射外，熱量與溫度差是正比關系，這也解釋了圖5(實驗條件為垂直高差2.8 m，制冷劑充注率184%，風量2 000 m3/h)中制冷量和COP隨室內外溫差基本呈現線性增加的原因，也表明了該系統特別適用于室內和室外溫度相差較大情形(如冬季)下的供冷。

圖5 室內外溫差對制冷量及COP的影響

2.4 蒸發器和冷凝器的垂直高差

圖6(實驗條件為室內外溫差20 ℃，垂直高差2.8 m，制冷劑充注率184%)表明，蒸發器和冷凝器的垂直高差對分離式熱管系統的供冷設計中也起著顯著的作用，具體表現為垂直高差由1.5 m增至2.8 m，制冷量則由1.8 kW增長為3.6 kW，COP也由9.4提升至20.6。由于重力作用，垂直高差越大，制冷劑相變循環速度越快，制冷量和COP也就越大且變化一致。但高差增大也就意味著管路系統變長，尤其當管路系統安裝較為復雜時，管路系統的流動阻力也就相應增大，工質循環速度變慢，供冷性能下降。因此建議管路系統應盡量簡單，減少不必要的彎管等造成阻力增大的結構。

圖6 蒸發器和冷凝器的垂直高差對制冷量及COP的影響

3 智能控制策略及節能分析

智能節能通風系統的智能性主要體現在控制系統的合理有效性上，即控制系統應能夠“快、穩、準”地控制室內溫度變化，且基于分離式熱管技術能進一步提高能源利用率，從而保證整個系統的高效節能效果。因此本控制系統的設計內容主要是，根據上述分離式熱管系統供冷性能規律分析，按照最優制冷劑充注率和最優垂直高差，進一步確定分離式熱管系統或壓縮式制冷空調的切換(即開啟/關閉)條件以及風機風量隨溫差的控制規律。

3.1 聯合運行切換條件

分離式熱管系統和壓縮式制冷空調聯合運行的切換條件的選取，應該保證智能節能通風系統的節能效果最佳，且盡量避免人為影響因素，因此宜選擇環境影響因素作為切換條件，即室內外溫差。房間冷負荷隨室外氣溫的降低而減小，分離式熱管系統的制冷量隨室外氣溫的降低而增加，根據熱平衡原理，作為切換條件的室內外溫差應滿足以下關系：

發熱設備的冷負荷(Qh)+圍護結構的冷負荷(QW)=分離式熱管系統的制冷量(Q)

圍護結構的冷負荷QW應按下式計算

QW=AK(tw-tn)a

(5)

式中A——圍護結構的總表面積/m2，取50.4 m2；

K——圍護結構的總傳熱系數/W·(m2·℃)-1；

tw——室外溫度/℃；

tn——室內溫度/℃；

a——溫差修正因子，取1.37。

圍護結構的總傳熱系數K應按下式(6)進行計算

(6)

式中αn——圍護結構的內表面傳熱系數/W·(m2·℃)-1；

δ——圍護結構厚度/m；

αλ——圍護結構材料的導熱系數/W·(m2·℃)-1；

λ——材料的修正因子；

Rk——圍護結構封閉空腔的傳熱熱阻/(m2·℃)·W-1；

αw——圍護結構的外表面傳熱系數/W·(m2·℃)-1。

經計算，K為2.53 W/(m2·℃)。

式(5)與式(1)聯立可以得到式(7)，如式(7)所示

Qh+AKa(tw-tn)=rqvCp(t2-t1)/3 600

(7)

按照式(7)，以最大風量(2 000 m3/h)和最大發熱量(熱油汀最大發熱功率2 200 W)計算，并根據制冷劑充注率184%和垂直高差2.8 m的實驗條件得到的蒸發器進出口溫差5.7 ℃，可以獲取兩系統切換的最低室內外溫差Δtmin為8 ℃。當室內外溫差大于8 ℃時，即分離式熱管系統的制冷量高于室內的冷負荷(Qh與QW之和)時，單獨運行分離式熱管系統進行制冷；反之，則關閉分離式熱管系統，運行空調系統進行制冷。

3.2 風量隨溫差的控制規律

在其他系統條件一定時，風機風量應具備根據室內外溫差的高低進行自我調節的能力，從而使得智能節能通風系統的經濟性最優。下式(8)表明風機風量與轉速比的正比關系，因此只需控制風機的轉速，即可實現控制風機風量的目的。鑒于無級變頻方式成本高、裝置復雜、可靠性差、機械損耗大以及運行壽命短等缺點，風機采用分檔的方式進行風量調節，分別是1 600 m3/h、1 800 m3/h和2 000 m3/h共計三個檔位。此外，結合式(7)，按最大發熱量考慮可以分別得到三個檔位對應的臨界室內外溫差，即Δt1(=15 ℃)、Δt2(=12 ℃)、Δt3(=Δtmin=8 ℃)

(8)

式中qv1——與轉速n1對應的風量/m3·h-1；

qv2——與轉速n2對應的風量/m3·h-1。

圖7為風機調節室內溫度的控制原理，設定室內溫度目標值后，溫度傳感器測出室內室外溫度，再利用PID控制器計算溫差并由此不斷調節風機風量，最終滿足室內溫度要求。圖8中，在室內外溫差為Δtmin(=8 ℃)、風量為2 000 m3/h時，此時室內與室外恰好處于熱平衡狀態，雖不能抑制室內溫度的增長，但可延緩其增長速率；當室內外溫差大于Δtmin(=8 ℃)時，分離式熱管系統的制冷效果增強，開始降低室內溫度；隨著溫差增加Δt2(=12 ℃)到Δt1(=15 ℃)或以上，風機風量通過控制器自動調整為1 800 m3/h或1 600 m3/h，不僅可滿足室內供冷需求，還可降低風機能耗。此外，為防止設備頻繁運行導致的壽命損耗等問題，系統還設置了延時開啟等功能。

圖7 風機調節室內溫度的控制原理

圖8 風機風量隨室內外溫差變化的調節規律

3.3 溫度調控及節能性分析

智能節能通風系統運行流程見下圖9。室內溫度大于某個設定值(如28 ℃)時，控制器首先啟動分離式熱管系統；若分離式熱管系統供冷效果無法達到室內熱負荷要求(即室內外溫差小于8 ℃)，則切換為空調系統；反之，繼續運行分離式熱管系統。系統可設定設備開啟溫度，實時監測并反饋室內室外溫度變化情況，不斷調整各系統的運行狀態，這樣可防止室內溫度過高，有效縮短空調系統運行的時間，繼而大幅度減少整個系統的耗電量。

圖9 智能節能通風系統運行流程

溫度調控測試時間為夏季的8月10號至8月19號，并劃分為三個時間段，即8月10號為設備調試時間段，11號至14號為智能節能通風系統開啟時間段，15號至19號則為空調單獨運行時間段，其中第二個和第三個時間段為結果對比組。

8月11號到14號的室內溫度的變化情況如下圖10所示，智能節能通風系統開啟后，空調系統運行(或者不運行)，室內溫度始終可以維持在28～29 ℃左右，基本達到室內溫度設定的28 ℃要求。由于受室外環境和系統延時開啟功能影響，因此8月13號的室內溫度波動較為劇烈，但系統仍能在較短的時間內快速降溫，控制精度為±1 ℃。

圖10 8月11-14號室內溫度情況

表1為8月11號至18號的耗電量統計，其中節電量J和節電率L的計算公式分別如下式(9)和(10)。由表中數據可以看出，在8月14日節能效果最好，一天少用27.2 kW·h的電，折合電費13.87元(按照最新電費價格0.51元/kW·h計算)；在8月11日節能效果最差，一天少用5.3 kW·h的電，折合電費2.7元；測試期間的節電率最高為77.1%

表1 耗電量統計

J=W1-W2

(9)

L=(W1-W2)/W1×100

(10)

式中W1——空調系統單獨運行的耗電量/kW·h；

W2——空調系統與分離式熱管系統聯合運行的每日耗電量之和/kW·h。

經計算，本次實驗的8月11號至14號耗電量與15號至18號的耗電量比較，智能節能通風系統的最大節能率可達到77.1%，最小節能率為15%。根據相關氣象資料顯示，哈爾濱及附近地區夏季的平均溫度在14～25℃之間，高溫天氣相對較少；冬季的平均溫度則在-20～-5℃之間；春秋兩季氣溫則處兩者之間。表2表明整個實驗期間的平均氣溫在17.6～26℃，屬于典型的夏季天氣，由此可推測出智能節能通風系統(也即分離式熱管系統)在整個夏季都可以擁有較為可觀的節能效果。若在冬季采用本系統，則基本可以取代壓縮式制冷空調系統，從而保證了本系統的最大節能性和經濟性。

表2 實驗期間室外天氣狀況

4 結論

本文通過對智能節能通風系統進行供冷性能和節能效果的實驗研究，可以得出以下結論：

(1)分離式熱管系統制冷量不會隨制冷劑充注率和垂直高差的增加而無限增大，但會隨風機風量以及室內外溫差增加而不斷增大；系統COP隨室內外溫差增加呈現線性增長趨勢，在制冷劑充注率、垂直高差和風機風量影響下其均存在最優值。

(2)分離式熱管智能節能通風系統切換條件設計為最低室內外溫差Δtmin(=8℃)。低于8℃，單獨運行空調系統制冷；反之，則運行分離式熱管系統制冷，并根據實際的室內外溫差，適當調節風機風量，既可滿足室內溫度的調控要求，又可減少耗電量。

(3)與機房原有單獨運行的空調系統相比，智能節能通風系統在寒區應用具有更佳的節能效果。