通信機(jī)柜半導(dǎo)體制冷裝置的性能測試

楊晚生 陳世林 畢崟

(廣東工業(yè)大學(xué)土木與交通工程學(xué)院 廣州 510006)

通信機(jī)柜半導(dǎo)體制冷裝置的性能測試

楊晚生 陳世林 畢崟

(廣東工業(yè)大學(xué)土木與交通工程學(xué)院 廣州 510006)

本文設(shè)計(jì)了一種可用于通信機(jī)柜的半導(dǎo)體冷卻裝置，搭建了測試平臺測試分析了散熱量及冷卻效率。根據(jù)測試結(jié)果分析了該半導(dǎo)體冷卻裝置在空氣冷卻工況下的散熱量、冷卻效率及影響因素，得到性能評價參數(shù)。結(jié)果表明:當(dāng)環(huán)境平均溫度為26℃且輸入功率在200～360 W范圍內(nèi)時，裝置的冷卻效率先增大后減小，在輸入功率為232 W時冷卻效率達(dá)到最大值69.5%，制冷小室平均散熱量為455.45 kJ，半導(dǎo)體冷卻裝置的冷卻功率為151.8 W，且在相同條件下該裝置可以帶走5 kW通信機(jī)柜3.04%的熱量。

通信機(jī)柜;半導(dǎo)體制冷;制冷效率

AbstractIn this study，a cabinet semiconductor cooling device was designed and its refrigerating capacity and cooling efficiency were tested using a test platform.The performance parameters were obtained according to test-based analyses of the refrigerating capacity，cooling efficiency， and other factors.According to the test results， for an average indoor temperature of 26 ℃ and 200-360 W input power，the cooling efficiency first increases and then decreases，reaching a maximum value of 69.5%when the input power is 232 W.Meanwhile，the average cooling capacity of the refrigeration chamber is 455.46 kJ and the power of the semiconductor cooling device is 151.8 W，which can remove 3.04%of the energy in a 5 kW communication cabinet.

Keywordscommunications cabinet;semiconductor refrigeration;refrigerating efficiency

隨著電子設(shè)備的發(fā)展，數(shù)據(jù)機(jī)房內(nèi)機(jī)柜服務(wù)器功率密度及數(shù)量逐漸增多，散熱量也飛速增長。通信機(jī)房和基站內(nèi)設(shè)備散熱量大且集中，內(nèi)部設(shè)備全年不間斷高負(fù)荷運(yùn)行。針對高性能計(jì)算機(jī)大功率、高熱密度的電子冷卻需求，不同學(xué)者以節(jié)能、環(huán)保、高可靠性和良好的調(diào)節(jié)特性為目標(biāo)，對機(jī)房內(nèi)部合理改造及通信機(jī)房不同的冷卻方式提出了多種節(jié)能方案。但通信機(jī)柜與半導(dǎo)體冷卻裝置的結(jié)合應(yīng)用，尚未有人進(jìn)行系統(tǒng)的研究。

國內(nèi)外研究人員對通信機(jī)房空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了大量研究。在風(fēng)冷方面，C.D.Patel等[1]建立了靜壓箱孔板送風(fēng)機(jī)房模型，研究改變冷熱通道尺寸和機(jī)架功率對空調(diào)負(fù)荷的影響。C.K.Kailash等[2]研究了通信機(jī)柜的布置方式、防靜電地板開放空間及空隙大小等因素對機(jī)房環(huán)境的影響。R.Sharma等[3]利用CFD模擬機(jī)架、冷熱通道和機(jī)房尺寸對機(jī)房熱環(huán)境的影響。林陽洸[4]對送風(fēng)方式進(jìn)行了研究，研究表明下送風(fēng)的氣流組織方式最佳，機(jī)柜面對面或?qū)Ρ车睦錈嵬ǖ啦季挚蓽p少機(jī)柜形成的熱通道數(shù)量。呂愛華等[5]對數(shù)據(jù)通信機(jī)房空調(diào)上送風(fēng)側(cè)回風(fēng)的氣流組織方式下IT設(shè)備的空調(diào)冷卻效果進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試，分析了冷卻效率低的原因，找到現(xiàn)有通風(fēng)冷卻方式存在的主要問題，并提出了相應(yīng)改進(jìn)措施。

在熱管冷卻方面，孫世梅等[6]根據(jù)熱管換熱器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及傳熱特性，建立了熱管換熱器的殼程流動與傳熱的三維物理模型。模型引入了多孔介質(zhì)模型中分布阻力和分布熱源的概念，通過CFD模擬研究了熱管換熱器壓力降與溫度場分布，模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合良好，為熱管換熱器的進(jìn)一步理論研究和推廣應(yīng)用提供了依據(jù)。王蒙[7]對蒸氣壓縮分離式熱管復(fù)合制冷系統(tǒng)進(jìn)行了研究，復(fù)合區(qū)的引入有效拓寬了熱管的運(yùn)行溫區(qū)，提高了冷源系統(tǒng)的綜合效率，熱管復(fù)合型冷源系統(tǒng)具有運(yùn)行溫區(qū)寬、可靠性高和節(jié)能的優(yōu)點(diǎn)，特別適用于高性能計(jì)算機(jī)等高熱密度電子集成系統(tǒng)全天候溫控的需要，與傳統(tǒng)蒸氣壓縮式冷源系統(tǒng)相比，綜合節(jié)能率大于40%。曹雙俊[8]提出一種新型重力熱管，研究了充液量及熱管傾斜角度對傳熱的影響，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果吻合。研究結(jié)果表明:加熱功率對熱管換熱器傳熱性能具有重要影響，隨著加熱功率的增加，熱管換熱器運(yùn)行熱阻減小;當(dāng)充液率為20%左右時，各加熱功率下裝置的運(yùn)行熱阻達(dá)到最小值;充液率為20%，當(dāng)加熱功率較小時，隨著傾斜角度的增加，熱管換熱器的運(yùn)行熱阻有減小的趨勢，當(dāng)加熱功率較大時，傾斜角度對裝置運(yùn)行熱阻影響較小;隨著冷凝段風(fēng)速的增加，熱管換熱器運(yùn)行熱阻減小?？妬喦鄣萚9]對一臺新型熱管散熱器進(jìn)行了變工況性能測試研究。該實(shí)驗(yàn)采用人工環(huán)境實(shí)驗(yàn)室的空氣處理機(jī)組模擬環(huán)境溫度(冷側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度)，用電加熱裝置調(diào)節(jié)散熱器熱側(cè)(熱管蒸發(fā)段)空氣進(jìn)口溫度。冷側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度在5～41℃范圍調(diào)節(jié)，熱側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度在20～55℃范圍調(diào)節(jié)，得出散熱功率與冷熱側(cè)進(jìn)風(fēng)溫差有關(guān)，而與進(jìn)出風(fēng)溫度范圍無關(guān);對充液率分別為35%和25%的熱管散熱器進(jìn)行變工況實(shí)驗(yàn)研究，得出熱管散熱器充液率為25%時的性能優(yōu)于充液率為35%時的性能。馬國遠(yuǎn)等[10]建立了通信基站環(huán)控能耗模擬模型，對3℃啟動溫差下的熱虹吸管換熱機(jī)組進(jìn)行了研究，并將全國有氣象數(shù)據(jù)城市的換熱機(jī)組的節(jié)能效果進(jìn)行對比，得知空調(diào)-熱虹吸管換熱機(jī)組聯(lián)合運(yùn)行可以取得顯著節(jié)能效果，大部分城市的節(jié)能率為30% ～50%。黃忠禮等[11]將重力型熱管應(yīng)用于通信基站的溫度調(diào)節(jié)系統(tǒng)，對某地典型移動通信基站的環(huán)境溫度控制技術(shù)及能耗特點(diǎn)進(jìn)行了分析，設(shè)計(jì)并安裝了匹配基站熱負(fù)荷的分離式熱管換熱器，進(jìn)行了能耗對比。在該實(shí)驗(yàn)條件下，加裝重力型熱管換熱器的基站比只裝有壓縮機(jī)空調(diào)的基站耗電減少35%左右。陳嵐等[12]對水平排管串聯(lián)型分離式熱管進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，分析了充液率與換熱量和換熱系數(shù)的關(guān)系，得出該分離式熱管在以丙酮為工質(zhì)、設(shè)定加熱功率為1 400 W、空氣流速為1.3 m/s時的最佳充液率為70%～114%。田浩等[13]以北京某典型信息機(jī)房節(jié)能改造項(xiàng)目為例，在實(shí)測數(shù)據(jù)分析的基礎(chǔ)上，討論了熱管空調(diào)系統(tǒng)在輔助制冷和降低能耗等方面的應(yīng)用效果和改進(jìn)潛力。安裝熱管空調(diào)機(jī)組可為機(jī)房的空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能40%～50%。金鑫等[14]開發(fā)了微通道型分離式熱管系統(tǒng)，在室外平均環(huán)境溫度為27℃下運(yùn)行，通過自動控制與空調(diào)系統(tǒng)自由切換，可使制冷系統(tǒng)COP達(dá)到6.23，具有較好的節(jié)能效果。張海南等[15]提出了一種新型機(jī)械制冷/回路熱管一體式機(jī)房空調(diào)系統(tǒng)，在避免電磁閥切換的前提下實(shí)現(xiàn)了熱管、制冷和雙啟三種模式的自由變換，研究表明:三種工作模式均具備良好的制冷能力，熱管模式在20℃溫差下的EER可達(dá)20.8，具有較好的節(jié)能效果。

大量國內(nèi)外學(xué)者對半導(dǎo)體制冷片進(jìn)行了研究。U.Ghoshal等[16]從熱力學(xué)與傳熱學(xué)的角度對半導(dǎo)體制冷運(yùn)行過程進(jìn)行了深入的理論探討，并研究了電流、空氣流量、熱電材料的厚度及特性對半導(dǎo)體制冷性能的影響。X.C.Xuan[17]對多級半導(dǎo)體制冷器作了闡述，分離的電流不僅能提供較大的制冷能力，且具有更高的制冷系數(shù)。設(shè)計(jì)制冷箱時，半導(dǎo)體的制冷特性和散熱器的散熱效果是考慮的重要因素。G.S.Attey[18]指出使用封閉的液體循環(huán)系統(tǒng)，半導(dǎo)體制冷器的散熱會有所提高。N.M.Khattab等[19-20]研究了在半導(dǎo)體的冷、熱端用鋁散熱片散熱性能。O.Sullivan[21]研究了半導(dǎo)體制冷器在穩(wěn)態(tài)與瞬態(tài)下的工作情況，研究表明:在達(dá)到穩(wěn)態(tài)冷卻的基礎(chǔ)上，給半導(dǎo)體制冷器通以脈沖電流，可獲得額外的制冷量，因?yàn)樵诮苟鸁嵛吹竭_(dá)冷端之前珀?duì)栙N效應(yīng)已經(jīng)起了作用。杜雪濤等[22]通過實(shí)驗(yàn)和模擬，發(fā)現(xiàn)在水流量0.75 L/min時，水冷型熱管散熱器可使?jié)M負(fù)載運(yùn)行的CPU溫度穩(wěn)定在50℃，進(jìn)出水溫差穩(wěn)定在4.7℃，驗(yàn)證了數(shù)值模擬方法的合理性以及水冷型熱管散熱器在服務(wù)器散熱應(yīng)用的可行性。王瑩等[23]對水冷散熱、強(qiáng)制風(fēng)冷散熱、熱管散熱、熱管加強(qiáng)制風(fēng)冷散熱四種散熱方式進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，得出水冷散熱效果最好，但使用時需要加額外的水循環(huán)系統(tǒng);熱管散熱效率高，相同散熱量下散熱面積小。半導(dǎo)體制冷片在近幾年得到了快速發(fā)展，已應(yīng)用于航空、航天、醫(yī)療設(shè)備、紅外探測、科研等領(lǐng)域，至今單個制冷片最大制冷功率可達(dá)339 W。金剛善等[24]通過半導(dǎo)體制冷實(shí)驗(yàn)研究，模擬小空間(1 m3)制冷環(huán)境，得知半導(dǎo)體熱電堆兩端的散熱器和散冷器結(jié)構(gòu)是影響半導(dǎo)體制冷效率的重要因素，熱電堆的工作電壓和電流與制冷效率也有密切關(guān)系。張奕等[25]通過水冷式半導(dǎo)體冷藏箱冷端和熱端傳熱對冷藏箱性能實(shí)驗(yàn)，得到冷藏箱性能與冷端風(fēng)扇電壓及熱端冷卻水溫度的關(guān)系。冷端傳熱強(qiáng)化后，冷藏箱耗電量幾乎不變，制冷量和制冷系數(shù)增加，制冷溫度及熱端、冷端溫度差降低，制冷性能提高;熱端冷卻水溫度降低，耗電量、制冷量及制冷系數(shù)增加，制冷溫度降低，半導(dǎo)體的熱端、冷端溫度差減小，運(yùn)行性能提高。張曉芳等[26]通過實(shí)驗(yàn)及計(jì)算，分析了水冷式散熱方式對半導(dǎo)體冷藏箱的影響，并研究了制冷性能與熱端冷卻水的關(guān)系，結(jié)果表明:水冷式散熱效果要明顯優(yōu)于傳統(tǒng)風(fēng)冷;冷卻水溫度降低，制冷量增加，冷藏箱內(nèi)溫度下降。徐昌貴等[27]利用Ansys軟件建立了半導(dǎo)體制冷箱的三維模型，對半導(dǎo)體制冷片個數(shù)及在箱體中的位置進(jìn)行了仿真和優(yōu)化，結(jié)果表明:當(dāng)半導(dǎo)體制冷箱體積為10 L時，3個型號為TEC1-12706的半導(dǎo)體制冷片布置在箱體頂端可使箱內(nèi)溫度在30 min內(nèi)達(dá)到0～5℃。馬廣青等[28]將熱管散熱器應(yīng)用在半導(dǎo)體制冷箱中，探討了導(dǎo)熱硅膠、不同功率半導(dǎo)體制冷片、強(qiáng)制風(fēng)冷與自然風(fēng)冷對半導(dǎo)體制冷箱冷熱端傳熱性能的影響;分析比較了熱端采用熱管散熱器的半導(dǎo)體制冷箱與采用翅片散熱器的半導(dǎo)體制冷箱的傳熱效果，研究了采用熱管散熱器散熱的半導(dǎo)體制冷箱的穩(wěn)態(tài)傳熱特性。

本文提出一種通過通信機(jī)柜下部進(jìn)行局部散熱的節(jié)能型機(jī)柜半導(dǎo)體冷卻裝置的構(gòu)想，將通信機(jī)柜與半導(dǎo)體冷卻裝置相結(jié)合來實(shí)現(xiàn)機(jī)柜散熱。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及測試系統(tǒng)

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

為研究半導(dǎo)體冷卻裝置的散熱量、散熱效率及影響因素，本文設(shè)計(jì)并搭建了實(shí)驗(yàn)測試平臺如圖1所示。

圖1 半導(dǎo)體制冷裝置性能測試原理Fig.1 Performance test principle of semiconductor refrigeration device

空氣冷卻散熱方式下的半導(dǎo)體冷卻裝置由制冷小室、半導(dǎo)體制冷片、熱管散熱器、支架、測試儀器、隔熱材料等組成。制冷小室用隔熱板和支架搭建，制冷小室內(nèi)部尺寸為500 mm×260 mm×170 mm;半導(dǎo)體制冷片型號為TEC1-13936，外型尺寸為80 mm×120 mm×4.6 mm(長×寬×厚);散熱器尺寸為112 mm×75 mm×124 mm(長×寬×高)?？諝鉁貪穸燃爸评淦瑴囟确謩e通過JTR08A多通道溫濕度測試儀和HE130X多路溫度記錄儀進(jìn)行測試，風(fēng)速采用testo405-v1熱敏風(fēng)速儀進(jìn)行測試。

1.2 測試系統(tǒng)

整個裝置放置在溫濕度恒定的實(shí)驗(yàn)室內(nèi)，改變半導(dǎo)體制冷片的輸入功率，對半導(dǎo)體制冷片在不同功率下的散熱性能進(jìn)行測試。半導(dǎo)體制冷片的輸入功率分別設(shè)置為200、240、280、320、360 W，熱端散熱方式為空氣冷卻。實(shí)驗(yàn)每次連續(xù)測試1 h，測試數(shù)據(jù)1 min采集一次。實(shí)驗(yàn)所用測試儀器及性能參數(shù)見表1。

表1 測試儀器及性能參數(shù)Tab.1 Test instruments and performance parameters

2 測試結(jié)果與分析

本實(shí)驗(yàn)主要通過制冷小室內(nèi)空氣溫度和含濕量的變化來計(jì)算和分析評價該裝置的散熱性能。制冷小室空氣溫度和相對濕度采集時間間隔為1 min。實(shí)驗(yàn)比較了空氣冷卻散熱方式下五組不同工況的半導(dǎo)體冷卻裝置的散熱量、冷卻效率及影響因素。

2.1 制冷性能測試分析

2.1.1 制冷小室散熱量

裝置的制冷性能主要通過不同工況下的制冷小室散熱量進(jìn)行評價與分析，裝置在制冷片功率分別為200、240、280、320、360 W 時，分別運(yùn)行 50、42、37、35、28 min后達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，裝置運(yùn)行50 min前(非穩(wěn)態(tài)過程)的制冷小室散熱量可通過制冷小室內(nèi)溫度和相對濕度的變化來計(jì)算，計(jì)算公式如下:

式中:Q為制冷小室散熱量，kJ;ρ為空氣密度，kg/m3;V為制冷小室體積，m3;Δh為空氣焓差，kJ/kg干空氣;Δt為制冷小室在50 min內(nèi)的空氣溫升，℃;Δd為50 min內(nèi)制冷小室空氣含濕量變化，g/kg干空氣;ps為水蒸氣的分壓力，Pa;pb為飽和水蒸氣的分壓力，Pa;φ為空氣相對濕度，%;B為大氣壓力，Pa。

根據(jù)測試數(shù)據(jù)計(jì)算得到不同工況下制冷小室散熱量，如表2所示。

表2 空氣冷卻下半導(dǎo)體制冷裝置在非穩(wěn)態(tài)過程(50 min)的性能參數(shù)Tab.2 Performance parameters of air cooling semiconductor refrigeration device in unsteady process(50 min)

分析測試結(jié)果可知:1)當(dāng)半導(dǎo)體制冷裝置的輸入功率分別為200、240、280、320、360 W 時，制冷小室散熱量隨輸入功率的增大，呈先增大后減少的趨勢，在功率為253 W時，制冷小室散熱量達(dá)到最大值528.77 kJ(如圖2所示);2)輸入功率在200～360 W范圍內(nèi)，制冷小室平均測試散熱量為455.45 kJ，制冷小室平均理論計(jì)算散熱量為455.76 kJ，制冷小室測試散熱量與理論計(jì)算散熱量的平均相對誤差為0.92%，表明計(jì)算公式準(zhǔn)確性較好;3)制冷裝置的輸入功率隨輸入電壓呈線性增大(如圖3所示)，通過調(diào)節(jié)輸入電壓可以對裝置的輸入功率進(jìn)行線性調(diào)節(jié)。

圖2 不同功率下制冷小室散熱量的變化Fig.2 The refrigeration device heat release under different power

圖3 制冷裝置輸入功率與電壓變化Fig.3 The refrigeration device input power and voltage

2.1.2 制冷小室空氣焓差變化

制冷小室散熱量包含潛熱量和顯熱量，潛熱量占散熱量的99%以上。制冷小室散熱量由制冷小室內(nèi)空氣焓差計(jì)算得到，通過制冷小室內(nèi)空氣焓值的變化可以分析和評價該裝置不同工況下的散熱性能。不同工況下潛熱量與總散熱量的比例如表3所示。制冷裝置潛熱量變化如圖4所示。測試結(jié)果表明:制冷小室散熱量與時間的關(guān)系在前2 min內(nèi)呈線性增大趨勢，2 min后制冷小室散熱量急劇下降并逐漸趨于穩(wěn)定，逐時潛熱量隨時間的變化見表4。

分析測試結(jié)果可知:1)制冷小室散熱量主要由潛熱量構(gòu)成，潛熱量占總散熱量的99%以上;2)輸入功率在200～360 W范圍內(nèi)，制冷小室平均總散熱量為455.45 kJ;3)五種測試工況下制冷小室內(nèi)空氣的焓差與時間呈先增大后遞減的趨勢，功率為240 W時制冷小室空氣焓差達(dá)到最大值;4)不同工況下制冷小室內(nèi)空氣的平均潛熱量隨時間呈現(xiàn)出相似的變化規(guī)律;5)制冷裝置在前2 min，制冷小室內(nèi)空氣的潛熱量隨時間呈線性增大;制冷裝置運(yùn)行2 min后，制冷小室潛熱量呈指數(shù)下降，之后逐漸趨于穩(wěn)定。

表3 空氣冷卻下制冷小室散熱量Tab.3 Heat release of air cooling semiconductor refrigeration device

圖4 制冷裝置不同工況下的焓差變化Fig.4 Enthalpy variation of refrigeration device under different conditions

根據(jù)測試結(jié)果，制冷裝置運(yùn)行前2 min的制冷小室散熱量變化模型為:

式中:Qpotential為制冷小室散熱量，kJ;a為變化模型斜率;τ為時間，min;b為常數(shù)。

制冷裝置運(yùn)行2 min后的制冷小室散熱量變化呈指數(shù)遞減規(guī)律，數(shù)學(xué)模型為:

當(dāng)τ=2時，Qpotential=Q0，τ=∞，將Qpotential=Q∞代入式(6)可得:

式中:Q0為制冷裝置運(yùn)行2 min時制冷小室散熱量，kJ;Q∞為制冷裝置穩(wěn)定后的制冷小室散熱量，kJ;β為數(shù)學(xué)模型變化系數(shù)。

根據(jù)不同工況下實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果，制冷小室逐時散熱量隨時間的變化模型的各參數(shù)見表4。當(dāng)輸入功率為200、240、280、320、360 W 時，制冷小室實(shí)際逐時散熱量與理論計(jì)算散熱量的相對誤差分別為7.7%、5.3%、3.4%、17.1%、16.9%，平均相對誤差為10.1%，模型計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)測試值吻合較好;制冷裝置在輸入功率為200、240、280 W 時的相對誤差較小，輸入功率為320、360 W時的相對誤差較大，說明大功率工況下的模型計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)測試值偏差較大。

2.1.3 制冷小室空氣溫濕度變化

制冷裝置在運(yùn)行狀態(tài)下，制冷小室溫度逐漸下降，直至制冷小室溫度達(dá)到一個穩(wěn)定值。通過制冷小室內(nèi)空氣的逐時溫度變化，可以分析和評價該裝置不同工況下的散熱特性。圖5所示為制冷小室在不同輸入功率時空氣溫度變化。

圖5 制冷小室內(nèi)空氣逐時溫度變化Fig.5 The instantaneous air temperature in refrigeration chamber

由圖5可知:1)制冷小室內(nèi)的空氣溫度在前10min內(nèi)急劇下降，之后呈緩慢降低趨勢，并逐漸趨于穩(wěn)定，小室內(nèi)空氣溫度趨于穩(wěn)定時說明制冷裝置的熱端散熱量達(dá)到相對平衡狀態(tài);2)輸入功率越大，制冷小室達(dá)到的穩(wěn)定溫度越高，說明該制冷裝置在大輸入功率情況下冷卻性能較差。

不同輸入功率下制冷小室內(nèi)的空氣溫度、相對濕度和達(dá)到相對穩(wěn)定狀態(tài)的時間見表5，由表5可知:輸入功率越大，達(dá)到穩(wěn)定的時間越短。

表4 制冷小室逐時散熱量隨時間的變化Tab.4 The instantaneous heat release changes with time

表5 不同輸入功率下制冷小室內(nèi)空氣穩(wěn)定溫濕度和達(dá)到相對穩(wěn)定的時間Tab.5 The refrigeration chamber air stable temperature/humidity and stable time under different input power

根據(jù)實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果，可得制冷小室內(nèi)空氣溫度的變化模型:

當(dāng)τ=0時，t=t0，τ=∞，將t=t∞代入式(9)可得:

式中:t為制冷小室內(nèi)空氣的溫度，℃;t0為制冷小室內(nèi)空氣初始溫度，℃;t∞為制冷小室內(nèi)空氣穩(wěn)定溫度，℃;α為系數(shù)。

由表6可知:對比不同工況下逐時溫度實(shí)測值與模型計(jì)算值，平均相對誤差為0.28%，表明該模型計(jì)算值與測試值吻合較好，可以采用此模型對制冷小室內(nèi)空氣逐時溫度進(jìn)行計(jì)算。

表6 制冷小室逐時溫度隨時間的變化Tab.6 Relationship between instantaneous temperature and time

表7 不同工況下制冷小室溫度和含濕量變化Tab.7 Change of refrigeration device temperature and moisture content under different conditions

由表7可以得到制冷小室內(nèi)空氣始末溫差、含濕量差與輸入功率變化，如圖6所示。由圖6可知:隨著輸入功率的增大，制冷小室始末溫差呈遞減的趨勢，制冷片功率較低時可以保持制冷小室更低的穩(wěn)定溫度;同時，制冷小室含濕量差呈先增加后減少趨勢，輸入功率在250 W附近時含濕量差達(dá)到最大值;該測試結(jié)果進(jìn)一步驗(yàn)證了制冷裝置在大輸入功率情況下冷卻性能較差。

2.1.4 冷卻效率

冷卻效率是指在測試條件下制冷小室一段時間的散熱量與該段時間內(nèi)半導(dǎo)體制冷裝置耗電量之比，它是反映半導(dǎo)體冷卻裝置性能的主要評價指標(biāo)之一。在測試過程中，制冷小室散熱量包括潛熱量和顯熱量，由溫濕度測試儀測得溫度和濕度的變化值，再經(jīng)過相應(yīng)計(jì)算得出。計(jì)算公式為:

式中:η為冷卻效率，%;Q1為潛熱量，kJ;Q2為顯熱量，kJ;Qw為總耗電量，kJ。

圖6 制冷小室內(nèi)空氣始末溫差、含濕量差與輸入功率變化Fig.6 The refrigeration chamber air temperature difference&moisture content difference with input power

本文取非穩(wěn)態(tài)過程的時間為50 min。不同工況下裝置在非穩(wěn)態(tài)過程中的平均散熱效率測試值、計(jì)算值及相對誤差見表8。圖7為空氣冷卻方式下制冷裝置在測試過程的冷卻效率。

分析測試結(jié)果可知:1)空氣冷卻方式下，制冷裝置平均冷卻效率在232 W時達(dá)到最大值69.5%(圖7);2)制冷小室溫度和相對濕度變化對冷卻效率有較大影響，制冷片功率對平均冷卻效率的影響更大;3)制冷裝置50 min內(nèi)平均冷卻效率與理論冷卻效率的平均相對誤差為1.55%，表明平均冷卻效率測試值具有較好的可靠性(表8);4)隨著輸入功率的增大，制冷裝置的冷卻效率呈現(xiàn)先增大后減少的趨勢(圖7)，表明該制冷裝置在大輸入功率的情況下散熱性能將降低。

表8 不同工況下半導(dǎo)體制冷片在非穩(wěn)態(tài)過程的冷卻效率Tab.8 Refrigeration efficiency of semiconductor refrigeration chip during the transient process under different conditions

圖7 空氣冷卻方式下平均冷卻效率Fig.7 Air cooling average refrigeration efficiency

2.1.5 最佳輸入功率的確定

由測試和分析結(jié)果(圖2)可得制冷小室的散熱量與輸入功率的關(guān)系:

冷卻效率與輸入功率的關(guān)系(圖7):

對式(12)和式(13)求最大值，可得:1)輸入功率為253 W時，制冷小室散熱量達(dá)到最大值528.77 kJ(該點(diǎn)的冷卻效率為66.9%);輸入功率為232 W時，冷卻效率達(dá)到最大值69.5%(此時散熱量為511.11 kJ);2)輸入功率為200～360 W時，制冷小室的最大散熱量對應(yīng)的最佳輸入功率為253 W，制冷裝置的最大冷卻效率對應(yīng)的最佳輸入功率為232 W。結(jié)果表明:該制冷小室的最大散熱量和最大冷卻效率對應(yīng)的輸入功率不同。

2.2 熱端散熱性能測試分析

制冷裝置熱端散熱量主要由風(fēng)道進(jìn)出風(fēng)口溫濕度變化來計(jì)算和分析，溫濕度采集時間間隔為1 min。

1)進(jìn)出風(fēng)口溫度變化

為測試半導(dǎo)體制冷裝置的熱端散熱性能，在散熱風(fēng)道進(jìn)出風(fēng)口處分別設(shè)置了溫濕度測點(diǎn)，記錄散熱前后的溫濕度變化幅度來計(jì)算熱端散熱量。半導(dǎo)體冷卻裝置運(yùn)行后，散熱通道進(jìn)出口溫差越大，散熱效果越好。

制冷片功率不同的工況下，熱端散熱通道進(jìn)出風(fēng)口空氣溫度變化如圖8所示。由圖8可知:1)制冷片功率越大，散熱通道進(jìn)出口空氣溫差越大，即熱端散熱通道空氣帶走的熱量越多;2)測試初期，散熱風(fēng)道內(nèi)進(jìn)出口空氣溫差快速增大，達(dá)到一定時間后，散熱通道進(jìn)出口溫差趨于穩(wěn)定并在一定范圍內(nèi)波動，說明裝置的散熱量在一定時間后達(dá)到相對平衡狀態(tài)。

圖8 熱端散熱通道進(jìn)出口空氣溫差變化Fig.8 Change of cooling channel import and export air temperature

2)熱端散熱量

本裝置通過熱管散熱器在熱端散熱通道內(nèi)帶走半導(dǎo)體制冷片熱端熱量，散熱通道進(jìn)出口溫差越大，說明帶走的熱量越多，熱端散熱效果越好。熱端散熱量由式(2)、式(3)、式(14)計(jì)算:

式中:Qin為熱端散熱量，kJ;Δh為空氣的焓差，kJ/kg;ρ為空氣密度，kg/m3;S為熱端散熱通道截面積，m2;ν為熱端散熱通道空氣流速，m2/s。

不同半導(dǎo)體制冷片功率下，50 min內(nèi)散熱通道的熱端散熱量如表9所示。分析可得:半導(dǎo)體制冷片功率越大，熱端散熱通道帶走的熱量越多;在功率為200～360 W工況下，熱端散熱通道內(nèi)空氣平均溫升為8.4℃，平均熱端散熱量為1 076.06 kJ。

3)制冷小室散熱量與熱端散熱量關(guān)系

在空氣散熱方式下，半導(dǎo)體制冷片不同功率下的制冷小室散熱量、熱端散熱量見表10。

由圖9可知:1)隨著輸入功率的增大，制冷小室散熱量與熱端散熱量的比值呈線性減少的規(guī)律;2)輸入功率為200～360 W時，制冷小室平均散熱量為455.45 kJ，平均熱端散熱量為1 076.06 kJ，制冷小室散熱量與熱端散熱量平均比值為為42.33%;輸入功率為200 W時，制冷小室散熱量與熱端散熱量比值最大，為53.95%;輸入功率為360 W時，制冷小室散熱量與熱端散熱量比值最小，為30.96%。

表9 不同工況下散熱通道熱端散熱量Tab.9 Heat release of cooling channels under different conditions

表10 不同工況下各性能參數(shù)Tab.10 The performance parameters under different conditions

圖9 制冷小室散熱量與熱端散熱量比值變化Fig.9 Change of the ratio between refrigerating potential and heat release

3 結(jié)論

本文研制了一種可用于通信機(jī)柜的半導(dǎo)體冷卻裝置，當(dāng)環(huán)境平均溫度為26℃時，對制冷小室內(nèi)空氣進(jìn)行冷卻實(shí)驗(yàn)，得到如下結(jié)論:

1)當(dāng)輸入功率為200～360 W時，制冷小室平均測試散熱量為455.45 kJ，制冷小室平均理論計(jì)算散熱量為455.76 kJ，制冷小室測試散熱量與理論計(jì)算散熱量的平均相對誤差為0.92%。

2)當(dāng)輸入功率為 200、240、280、320、360 W 時，制冷小室實(shí)際逐時散熱量與理論計(jì)算散熱量的相對誤差分別為7.7%、5.3%、3.4%、17.1%、16.9%，平均相對誤差為10.1%。

3)輸入功率越大，制冷小室達(dá)到的穩(wěn)定溫度越高，制冷裝置的冷卻效率呈現(xiàn)先增大后減少的趨勢，說明該制冷裝置在大輸入功率情況下冷卻性能較差。

4)當(dāng)輸入功率為200～360 W時，制冷小室平均散熱量為455.45 kJ，平均熱端散熱量為1 076.06 kJ，制冷小室散熱量與熱端散熱量平均比值為42.33%;當(dāng)輸入功率為200 W時，制冷小室散熱量與熱端散熱量比值最大，為53.95%;輸入功率為360 W時，制冷小室散熱量與熱端散熱量比值最小，為30.96%。

5)由單個半導(dǎo)體制冷片(型號TEC1-13936)搭建的冷卻裝置的功率為151.8 W，在5 kW的通信機(jī)柜中，該裝置可以帶走通信機(jī)柜3.04%的熱量;若冷卻裝置由10個半導(dǎo)體制冷片搭建而成，可帶走通信機(jī)柜30.4%的熱量，可以極大的改善通信機(jī)柜的散熱性能。

本文受廣東省2015年公益項(xiàng)目(第一批)(2014A010106031)，廣東省中國科學(xué)院全面戰(zhàn)略合作專項(xiàng)資金競爭性分配項(xiàng)目(2013B091500094)和歐盟2020研究和創(chuàng)新基金項(xiàng)目(734340-DEW-COOL-4-CDC-MSCA-RIS)資助。(The project was supported by the first batch of Guangdong Province 2015 Public Welfare Program(No.2014A010106031)，the Competitive Allocation of Special Funds in Guangdong province China Academy of Sciences Comprehensive Strategic(No.2013B091500094)and Orizon 2020-Research and Innovation Framework Programme(No.734340-DEW-COOL-4-CDC-MSCA-RIS).)

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Experimental Study on Performance of Semiconductor Cooling Device for Communication Cabinet Cooling

Yang Wansheng Chen Shilin Bi Yin
(School of Civil and Transportation Engineering， Guangdong University of Technology， Guangzhou， 510006， China)

TB66;TN876

A

2016年10月23日

0253-4339(2017)05-0082-11

10.3969/j.issn.0253-4339.2017.05.082

楊晚生，男，博士，教授，廣東工業(yè)大學(xué)土木與交通工程學(xué)院，13580343059，E-mail:gdyangwansh@126.com。研究方向:暖通空調(diào)、建筑節(jié)能和綠色建筑。

About the corresponding authorYang Wansheng， male， Ph.D.， professor， School of Civil and Traffic Engineering， Guangdong University of Technology， +86 1358033059，E-mail:gdyangwansh@126.com.Research fields:heating ventilating&air conditioning，building energy conservation and green building.