基站工質(zhì)泵復合式制冷系統(tǒng)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(zhì)泵復合式制冷系統(tǒng)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(nèi)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(zhì)泵復合式基站空調(diào)系統(tǒng)。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(tǒng)的運行特性。得出系統(tǒng)換熱量隨室內(nèi)外溫差增大和換熱器間高差增大而增大的變化規(guī)律；在制冷劑充注量為0.8kg時，系統(tǒng)獲得最大換熱量3.26kW。所設計的新型復合式制冷系統(tǒng)可以根據(jù)室外溫度變化在壓縮機制冷循環(huán)、工質(zhì)泵被動循環(huán)和主動循環(huán)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(jié)能；工質(zhì)泵

0 引言

隨著移動互聯(lián)網(wǎng)、云計算和物聯(lián)網(wǎng)技術等的快速發(fā)展，作為其核心的通信網(wǎng)絡系統(tǒng)規(guī)模也在不斷壯大，故配套機房以及基站的建設數(shù)量日益增多。據(jù)統(tǒng)計，隨著移動通訊的發(fā)展，僅中國移動公司的基站總數(shù)就達到了62萬個，由于移動基站機房設備發(fā)熱量大且比較集中，為了排出基站內(nèi)的熱量，要求基站空調(diào)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(diào)成為基站機房中主要的耗電設備[1]。根據(jù)《通信機房環(huán)境條件》[2]規(guī)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(nèi)的能耗。

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

1 工質(zhì)泵復合式制冷系統(tǒng)

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

圖1 工質(zhì)泵復合式制冷循環(huán)系統(tǒng)示意圖

當室內(nèi)外溫差較大時，壓縮機及工質(zhì)泵停機，系統(tǒng)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(nèi)外溫差較小時，開啟工質(zhì)泵，系統(tǒng)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(nèi)外溫差減少至不能利用自然冷源供冷時，切換至常規(guī)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(zhì)泵復合式基站空調(diào)系統(tǒng)具有如下特點：

（1）間接利用自然冷源，對機房內(nèi)空氣質(zhì)量不產(chǎn)生影響；

（2）無新風管道，不會破壞建筑物外觀；

（3）工質(zhì)泵循環(huán)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(tǒng)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(zhì)泵復合式制冷系統(tǒng)數(shù)學模型

本文重點分析循環(huán)中熱管換熱器數(shù)學模型的建立，蒸汽壓縮制冷數(shù)學模型不再贅述。采用分布參數(shù)法，將熱管換熱器按制冷劑流動方向劃分一定數(shù)量的微元，分別對每個微元的制冷劑側、空氣側、管壁構建數(shù)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(jīng)分流器均勻流入每條支路，質(zhì)量流量相等；

（3）翅片管外側的空氣為一維流動；

（4）翅片管內(nèi)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(fā)器處于干工況，沒有冷凝水產(chǎn)生，故沒有析濕現(xiàn)象。

2.1 熱管換熱器數(shù)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(nèi)管壁

AW—圓管截面積，m2；

twi—管內(nèi)壁面溫度，℃；

two—管外壁面溫度，℃。

（3）熱量從內(nèi)管壁傳給管內(nèi)流體

式中tv—管內(nèi)流體溫度，℃；

hi—管內(nèi)流體換熱系數(shù)，W/m2·K；

Ai—管內(nèi)表面積，m2。

（4）傳熱系數(shù)計算

式中h0—管外流體換熱系數(shù)，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(qū)段：過熱區(qū)、兩相區(qū)和過冷區(qū)。

采用Dittus-Boeler換熱關聯(lián)式[5]計算換熱管內(nèi)過冷區(qū)和過熱區(qū)的湍流強制換熱系數(shù)；采用Shah關聯(lián)式[6]計算兩相區(qū)制冷劑側換熱系數(shù)：

式中αTP—冷凝換熱系數(shù)，W/m2·K；

x—兩相區(qū)干度；

Pr—液體壓力與液體臨界壓力之比；

di—管內(nèi)徑，m。

2.1.2 熱管蒸發(fā)段模型

假設熱管換熱器蒸發(fā)段入口工質(zhì)干度為零，出口干度為1。制冷劑在蒸發(fā)段中的流動分為兩個區(qū)段：過熱區(qū)和兩相區(qū)。

對于過熱區(qū)換熱系數(shù)的計算，采用Dittus-Boeler換熱關聯(lián)式[5]。制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)的沸騰換熱采用關聯(lián)式[9]：

式中αtp—兩相沸騰換熱系數(shù)，W/m2·K；

αnb—沸騰換熱系數(shù)，W/m2·K；

αL—對流換熱系數(shù)，W/m2·K；

E—對流加強因子；

S—抑制系數(shù)。

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

式中M—液體相對分子質(zhì)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(lián)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(shù)。

2.1.4 系統(tǒng)管路模型

連接管路模型采用一維分布參數(shù)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(zhì)泵模型

當主動循環(huán)動力小于系統(tǒng)壓降總和時，工質(zhì)泵提供系統(tǒng)制冷劑循環(huán)動力。工質(zhì)泵的功率計算公式為：

式中W—工質(zhì)泵輸入功率,W；

Ws—工質(zhì)泵軸功率,W；

Mr—制冷劑質(zhì)量流量,kg/s；

g—重力加速度，m2/s；

H—工質(zhì)泵揚程，m；

η—工質(zhì)泵效率。

2.2 仿真計算程序

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

仿真輸入量包括：制冷劑質(zhì)量流量、翅片管式換熱器結構參數(shù)、上升管和下降管的尺寸參數(shù)、室內(nèi)外進風狀態(tài)參數(shù)和風量等；輸出結果有：制冷劑系統(tǒng)循環(huán)換熱量、冷凝器過冷度、蒸發(fā)器過熱度、冷凝溫度、蒸發(fā)溫度等。筆者通過文獻[5]中實驗數(shù)據(jù)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(zhì)泵復合式制冷循環(huán)系統(tǒng)運行特性分析

3.1 基本參數(shù)

圖2 仿真程序流程圖

翅片管式冷凝器和蒸發(fā)器結構參數(shù)如表1所示，其中冷凝器循環(huán)風量為1500m3/h，蒸發(fā)器循環(huán)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(fā)器的高度差設定為1.5m。制冷劑選用R22，設定室內(nèi)溫度為28℃，室外溫度為5℃。

3.2 主動循環(huán)系統(tǒng)運行特性分析

應用所建仿真模型對主動循環(huán)系統(tǒng)的運行特性進行了模擬研究，分析室外溫度、室內(nèi)溫度、制冷劑充注量以及室內(nèi)外換熱器間的高差對系統(tǒng)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(nèi)溫度影響

表1 換熱器結構參數(shù)

圖5 換熱量受制冷劑充注量影響

圖3為室內(nèi)溫度28℃主動循環(huán)系統(tǒng)換熱量與室外溫度的變化曲線。由圖可見，在室內(nèi)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(tǒng)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(huán)系統(tǒng)換熱量與室內(nèi)溫度的變化曲線。由圖可知：在室內(nèi)外換熱器高差為1.5m條件下，換熱量隨室內(nèi)溫度增大而增大，在所述條件下，室內(nèi)溫度每增加1℃，系統(tǒng)換熱量增加20W。

圖5為室外溫度為28℃，室內(nèi)溫度為5℃，室內(nèi)外換熱器高差為1.5m時，主動循環(huán)系統(tǒng)換熱量與制冷劑充注量的變化曲線。由圖可知，系統(tǒng)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(tǒng)最大換熱量3.26kW。

圖6為室內(nèi)溫度28℃，室外溫度5℃主動循環(huán)系統(tǒng)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(tǒng)換熱量增大約70W。

3.3 工質(zhì)泵被動循環(huán)系統(tǒng)運行特性分析

工質(zhì)泵被動循環(huán)系統(tǒng)中，工質(zhì)泵將提供系統(tǒng)制冷劑循環(huán)流動的動力。系統(tǒng)結構參數(shù)同主動循環(huán)相同，制冷劑質(zhì)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(huán)，工質(zhì)泵被動循環(huán)系統(tǒng)運行特性分析中同樣分析了室外溫度與室內(nèi)溫度對換熱量的影響。此外，還分析制冷劑的質(zhì)量流量對系統(tǒng)換熱量的影響。由圖9可知，當其他條件相同時，制冷劑質(zhì)量流量增大，系統(tǒng)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(zhì)量在0.0015kg/s至0.025kg/s時，系統(tǒng)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(nèi)溫度影響

圖9 換熱量受制冷劑質(zhì)量流量影響

4 結語

對制冷系統(tǒng)建立數(shù)學模型，分析了室內(nèi)外溫差、制冷劑充注量、質(zhì)量流量以及換熱器間高差等因素分別對主動循環(huán)和工質(zhì)泵被動循環(huán)的運行特性的影響，得出如下結論：（1）對于制冷劑主動循環(huán)系統(tǒng)，換熱量隨室內(nèi)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(tǒng)可以獲得最大換熱量3.26kW。隨著換熱器間高差的增大，系統(tǒng)循環(huán)動力增大，換熱量隨之增大。

（2）對于工質(zhì)泵被動循環(huán)系統(tǒng)，換熱量隨室內(nèi)外溫差增大而增大；隨制冷劑質(zhì)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(diào)與熱管系統(tǒng)的研究。

2016-09-08