應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻的空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)性能分析

隋秋玉 馬國遠(yuǎn) 劉帥領(lǐng) 許樹學(xué) 馬洪霞

(北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與生命學(xué)部 北京 100124)

數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能的關(guān)鍵是低成本、高可靠的利用自然冷源，目前僅依靠自然冷卻技術(shù)不足以實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)中心全年冷卻需求，需輔助一定的蒸氣壓縮制冷技術(shù)[1]。但蒸氣壓縮制冷無法徹底擺脫大量使用CFCs類、HCFCs類制冷劑而導(dǎo)致的臭氧層破壞和全球變暖問題?，F(xiàn)階段零ODP(ozone depletion potential)、更低GWP(Global Warming Potential)的相對(duì)環(huán)保替代制冷劑多存在或可燃或有毒或工作壓力高等問題，并不十分理想[2-3]。作為天然工質(zhì)的空氣是最符合環(huán)境要求的制冷劑[4]，無毒、不燃、儲(chǔ)量豐富，且以空氣為工質(zhì)的逆布雷頓制冷循環(huán)流程靈活多樣[5]，經(jīng)合理設(shè)計(jì)的空氣制冷系統(tǒng)可兼具自然冷卻功能，相比于其他復(fù)合系統(tǒng)設(shè)備簡單可靠，在數(shù)據(jù)中心冷卻領(lǐng)域具有很大潛力替代傳統(tǒng)蒸氣壓縮制冷。

空氣制冷技術(shù)的應(yīng)用遍布深冷與普冷的多個(gè)領(lǐng)域，如食品冷凍冷藏、飛機(jī)機(jī)艙環(huán)境控制、空調(diào)及干燥、礦井降溫等[6-9]，近年來對(duì)空氣逆布雷頓循環(huán)在制熱方面的研究也逐步增多[10]，如空氣循環(huán)熱泵熱水系統(tǒng)[11-12]、空氣循環(huán)熱泵烘干機(jī)[13]。空氣制冷循環(huán)制冷溫度范圍寬，在低溫領(lǐng)域比蒸氣壓縮循環(huán)優(yōu)勢(shì)顯著，而在普冷領(lǐng)域，空氣制冷循環(huán)制冷性能系數(shù)COP(coefficient of performance)相比于蒸氣壓縮循環(huán)偏低是限制其推廣的主要因素。

研究者開展了眾多理論與實(shí)驗(yàn)研究，通過改變系統(tǒng)流程、提高部件效率等方法來提高循環(huán)COP。郭憲民等[14-15]通過熱力學(xué)分析與實(shí)驗(yàn)，得出回?zé)峥纱蠓黾酉到y(tǒng)的制冷COP和制冷量；劉帥領(lǐng)等[16-18]通過建模分析，指出帶噴水的空氣制冷循環(huán)能夠在提高系統(tǒng)制冷量的同時(shí)，避免送風(fēng)溫度的大幅降低，更適合空調(diào)工況；孫郁等[19-20]對(duì)空氣制冷機(jī)的制冷系數(shù)進(jìn)行理論分析，得出其主要影響因素是膨脹機(jī)效率，并證明存在一個(gè)最佳壓比使系統(tǒng)的制冷系數(shù)最大。王喆鋒等[21]搭建了全新風(fēng)家用空氣制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，驗(yàn)證了系統(tǒng)在全新風(fēng)家用空調(diào)領(lǐng)域應(yīng)用的原理可行性。此外，高效膨脹機(jī)、空氣軸承、緊湊型換熱器的出現(xiàn)，為在普冷場(chǎng)合采用空氣制冷循環(huán)提供了成熟的條件[22]。

本文提出兼具自然冷卻功能，便于實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)中心全年冷卻的空氣逆布雷頓循環(huán)制冷系統(tǒng)，重點(diǎn)對(duì)空氣制冷循環(huán)性能進(jìn)行了數(shù)值模擬及優(yōu)化研究，探討了壓比π、環(huán)境溫度(室外環(huán)境溫度Tk、室內(nèi)制冷溫度T0)、轉(zhuǎn)動(dòng)部件效率(壓氣機(jī)效率ηc、膨脹機(jī)效率ηt)對(duì)循環(huán)性能的影響規(guī)律，進(jìn)而指出提高制冷性能和效率的優(yōu)化途徑，并分析了由空氣制冷與自然冷卻組成的復(fù)合系統(tǒng)在我國典型氣候區(qū)城市的適用性，為空氣制冷系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心冷卻領(lǐng)域的探索應(yīng)用提供理論參考。

1 系統(tǒng)原理

應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻的空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)工作原理如圖1所示，系統(tǒng)循環(huán)過程的T-s圖如圖2所示，實(shí)際循環(huán)過程由1-2-3-4-5表示。

圖1 應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻的空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)Fig.1 Air-refrigeration circulation system for data center cooling

圖2 空氣制冷循環(huán)(無回?zé)?系統(tǒng)T-s圖Fig.2 T-s diagram of air-refrigeration circulation system without regenerative heat exchanger

系統(tǒng)為由壓氣機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)、膨脹機(jī)、冷卻器、調(diào)節(jié)閥門等部件組成的閉式循環(huán)。在空氣制冷循環(huán)過程中，閥門a、c開啟，閥門b、d關(guān)閉，機(jī)房回風(fēng)在鼓風(fēng)機(jī)和壓氣機(jī)內(nèi)被連續(xù)壓縮(1-2-3)，壓縮后的高溫高壓空氣在冷卻器中被室外空氣等壓冷卻為中溫高壓空氣(3-4)，隨后進(jìn)入膨脹機(jī)中膨脹降溫(4-5)，最終達(dá)到送風(fēng)條件的低溫低壓空氣被送回至機(jī)房內(nèi)(5-1)。

當(dāng)閥門b、d開啟，閥門a、c關(guān)閉時(shí)，壓氣機(jī)與膨脹機(jī)停止工作，循環(huán)轉(zhuǎn)為自然冷卻循環(huán)，機(jī)房回風(fēng)僅需鼓風(fēng)機(jī)為其提供循環(huán)動(dòng)力，在冷卻器中與室外低溫空氣換熱，達(dá)到送風(fēng)條件后被送回至機(jī)房。采取增加流路與閥門的措施使空氣制冷系統(tǒng)兼具自然冷卻功能，便于實(shí)現(xiàn)空氣制冷與風(fēng)側(cè)自然冷卻的全年復(fù)合運(yùn)行，降低設(shè)備初期投資。

2 計(jì)算模型

為簡化計(jì)算和分析，對(duì)系統(tǒng)循環(huán)過程做如下假設(shè)：1)循環(huán)空氣視為理想氣體；2)換熱過程均為等壓換熱，無壓力損失，設(shè)換熱器效率ηe=1；3)壓縮、膨脹過程視為多變過程。

循環(huán)的熱力學(xué)分析過程如下：

在空氣制冷循環(huán)中，鼓風(fēng)機(jī)與壓氣機(jī)的作用均為壓縮機(jī)房回風(fēng)使其升溫增壓，且兩壓縮之間無冷卻過程，因而將兩次連續(xù)的壓縮視為一次壓縮過程，文中所提壓氣機(jī)效率為該完整壓縮過程的等熵效率。

1)壓縮過程出口溫度T3

(1)

2)壓縮過程所耗單位壓縮功Wcs

Wcs=h3-h1

(2)

3)等溫壓縮過程所耗單位壓縮功Wct

(3)

4)膨脹機(jī)出口溫度T5

(4)

5)膨脹過程的單位膨脹功Wt

Wt=h4-h5

(5)

6)由冷熱流體進(jìn)出口溫度表示換熱器效率ηe

(6)

7)系統(tǒng)所耗循環(huán)單位功W

W=Wc-Wt

(7)

8)循環(huán)的單位制冷量q

q=h0-h5

(8)

9)循環(huán)的制冷COP

(9)

綜合上述分析，循環(huán)系統(tǒng)制冷COP與以下因素有關(guān)：

COP=f(π,T0,Tk,ηc,ηt,p1)

(10)

3 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證所建模型對(duì)系統(tǒng)性能預(yù)測(cè)的準(zhǔn)確性，按上述循環(huán)熱力學(xué)分析與流程計(jì)算方法，對(duì)文獻(xiàn)[23]中的列車空調(diào)用空氣制冷系統(tǒng)進(jìn)行了不同供給空氣溫度下制冷COP的模擬計(jì)算，設(shè)備參數(shù)的選取與文獻(xiàn)一致，并將模擬結(jié)果與文獻(xiàn)分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，結(jié)果如圖3所示?？芍鞴r模擬值與對(duì)比值誤差均在±10%以內(nèi)，表明模型能夠較準(zhǔn)確的反映系統(tǒng)運(yùn)行性能的變化規(guī)律。

圖3 列車空調(diào)用空氣制冷系統(tǒng)COP結(jié)果對(duì)比Fig.3 Comparison of COP results of air-refrigeration system for train air conditioning

4 結(jié)果與討論

4.1 壓比對(duì)系統(tǒng)性能的影響

為探究π對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K計(jì)算條件下對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行模擬計(jì)算，所得循環(huán)性能參數(shù)隨π的變化如圖4所示。

圖4 循環(huán)性能參數(shù)隨壓比的變化Fig.4 Variation of cyclic performance parameters with pressure ratio

由圖4(a)可得，隨π的增大，膨脹機(jī)出口溫度不斷降低，循環(huán)q增加。圖4(b)顯示理論循環(huán)中，制冷COP隨π的增大逐漸降低；而實(shí)際循環(huán)中，制冷COP隨π的增大先升高后降低，最佳π分布在1.5～2.0之間。系統(tǒng)在π高于最佳π時(shí)的性能衰減速度更為緩慢，因而在實(shí)際運(yùn)行過程中應(yīng)盡量避免π低于最佳π。此外，理論循環(huán)COP遠(yuǎn)大于實(shí)際循環(huán)，反映了該循環(huán)性能可提升空間較大。

4.2 環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)的影響

由熱力學(xué)分析可知，Tk與T0的變化會(huì)對(duì)制冷COP產(chǎn)生影響。設(shè)定p1=p5=101.3 kPa，分別計(jì)算系統(tǒng)在T0=297 K、Tk=308、298、288 K與Tk=308 K、T0=297、293、288 K條件下性能參數(shù)的變化情況，結(jié)果分別如圖5、圖6所示。

由圖5可知，隨Tk的降低，q、制冷COP提高，這是由于Tk降低導(dǎo)致冷卻器出口空氣溫度降低，進(jìn)而使膨脹機(jī)入口溫度降低所致。循環(huán)最佳π隨Tk的降低而減小，當(dāng)Tk由308 K降至298 K時(shí)，最佳π約由2降至1.25；當(dāng)Tk降至288 K時(shí)，最佳π低于1.25。因而將該系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻時(shí)，隨Tk的升高適當(dāng)調(diào)高工作π，有利于維持系統(tǒng)高效的運(yùn)行狀態(tài)。

圖5 不同室外溫度下循環(huán)性能參數(shù)隨壓比的變化Fig.5 Variation of cyclic performance parameters with pressure ratio at different outdoor temperature

由圖6可知，制冷COP隨T0的升高而增大，T0的變化同樣會(huì)改變循環(huán)最佳π，其值隨T0的升高而減小，當(dāng)T0由288 K升至297 K時(shí)，循環(huán)最佳π約由2.4降至1.8。對(duì)比圖5(b)可得，制冷COP均在π<3時(shí)，受Tk與T0的變化而產(chǎn)生的波動(dòng)幅度較大，且前者的影響效果要明顯大于后者。由于循環(huán)制冷COP在小π工況隨π變化較大，且數(shù)據(jù)中心特殊的應(yīng)用場(chǎng)合使T0波動(dòng)較小，因而針對(duì)Tk的變化探究循環(huán)最佳π更具重要意義。

圖6 不同制冷溫度下制冷COP隨壓比的變化Fig.6 Variation of COP with pressure ratio at different cooling temperatures

4.3 轉(zhuǎn)動(dòng)部件效率對(duì)系統(tǒng)的影響

在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K條件下，以分析部件效率為變量，未被分析部件效率設(shè)為定值(η=0.8)的方法，得到不同部件效率下制冷COP隨π的變化規(guī)律。不同ηt、不同ηc下制冷COP隨π的變化分別如圖7、圖8所示。由圖7和圖8可知，提高ηc、ηt均可不同程度提高制冷COP，提升效果在最佳π附近尤為明顯，同時(shí)最佳π隨部件效率的提高呈降低趨勢(shì)。ηt由0.6增至1.0時(shí)，最佳π由2.2降至1.5，對(duì)應(yīng)制冷COP由0.465增至1.906，提升了3.1倍；ηc由0.6增為1.0時(shí)，最佳π由1.9小幅降至1.6，對(duì)應(yīng)制冷COP由0.519增至1.703，提升了2.28倍?？梢姦莟的變化對(duì)制冷COP的影響更顯著，因而對(duì)該系統(tǒng)而言，在選用高效率部件的同時(shí)，需重點(diǎn)提升膨脹機(jī)性能。

圖7 不同膨脹機(jī)效率下制冷COP隨壓比的變化Fig.7 Variation of COP with pressure ratio at different expander efficiency

圖8 不同壓氣機(jī)效率下制冷COP隨壓比的變化Fig.8 Variation of COP with pressure ratio at different compressor efficiency

4.4 循環(huán)系統(tǒng)優(yōu)化方向

4.4.1 回?zé)?/p>

由環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)的影響分析可知，Tk越低、T0越高，循環(huán)制冷COP越大，當(dāng)Tk、T0一定時(shí)，增加回?zé)崞骺墒箼C(jī)房回風(fēng)在被壓縮前與冷卻器出口空氣進(jìn)行熱交換，有效降低膨脹機(jī)入口處空氣溫度。在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308 K、T0=297 K時(shí)，計(jì)算得到帶回?zé)嵯到y(tǒng)性能參數(shù)隨π的變化如圖9所示。

圖9 回?zé)釋?duì)系統(tǒng)性能參數(shù)的影響Fig.9 Influence of regenerative heat exchanger on system performance parameters

增加回?zé)崞骱?，循環(huán)q與制冷COP均得到提升，提升效果隨π的增大逐漸減小。在ηc=ηt=0.8循環(huán)的最佳π工況下，帶回?zé)嵫h(huán)制冷COP是無回?zé)嵫h(huán)的1.22倍；在ηc=ηt=0.6循環(huán)的最佳π工況下，帶回?zé)嵫h(huán)制冷COP是無回?zé)嵫h(huán)的1.35倍。此外，帶回?zé)嵫h(huán)制冷COP隨π的減小始終增大，可以有效改善無回?zé)釋?shí)際循環(huán)在小π工況下制冷COP的快速衰減，更有利于提升實(shí)際應(yīng)用的性能水平。

4.4.2 等溫壓縮

在相同溫度范圍內(nèi)，逆卡諾循環(huán)的COP最高，但從制冷功耗考慮，絕熱壓縮過程的功耗最大，等溫壓縮過程理論上可以大幅降低壓縮功耗[24]。在p1=p5=101.3 kPa、Tk=308K、T0=297K、ηt=0.8條件下，對(duì)比分析了采用等溫與等熵壓縮循環(huán)性能參數(shù)隨π的變化規(guī)律，如圖10所示。

圖10 不同壓縮方式系統(tǒng)性能參數(shù)隨壓比的變化Fig.10 Variation of system performance parameters with pressure ratio by different compression methods

由圖10可知，等溫壓縮循環(huán)的單位功小于等熵壓縮循環(huán)，在π=2時(shí)可節(jié)省循環(huán)單位功5.83%，在π=4時(shí)可節(jié)省循環(huán)單位功9.71%。等溫壓縮循環(huán)無最佳π，其制冷COP明顯高于等熵壓縮循環(huán)，如在π=1.75時(shí)，等熵壓縮循環(huán)制冷COP為1.68，而等溫壓縮循環(huán)制冷COP達(dá)3.57，約為前者的2.12倍。因此等溫壓縮過程的實(shí)現(xiàn)，對(duì)于空氣制冷系統(tǒng)應(yīng)用于普冷領(lǐng)域性能的提升意義重大。

4.5 系統(tǒng)適用性分析

參考GB 50174—2017《數(shù)據(jù)中心設(shè)計(jì)規(guī)范》選取A、B、C、D、E 5個(gè)室外溫度計(jì)算工況，設(shè)定兩種復(fù)合運(yùn)行模式，模式一：A、B、C為空氣制冷工況，D、E為自然冷卻工況；模式二：A、B為空氣制冷工況，C、D、E為自然冷卻工況。依據(jù)不同城市各工況點(diǎn)所代表溫度區(qū)間占全年溫度分布的比例，計(jì)算得到復(fù)合系統(tǒng)在我國典型地區(qū)運(yùn)行的全年能效比情況如表1所示。其中ηc=ηt=0.8、T0=297 K，自然冷卻工況中制冷COP為單位制冷量與風(fēng)機(jī)單位循環(huán)功的比值。

表1 復(fù)合系統(tǒng)在我國典型地區(qū)運(yùn)行的全年能效比Tab.1 Annual energy efficiency ratio of composite system in typical areas of China

綜合兩種復(fù)合模式AEER(annual energy efficiency ratio)計(jì)算結(jié)果可知，應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻的空氣制冷循環(huán)性能水平雖有待提升，但由該循環(huán)與自然冷卻循環(huán)組成的復(fù)合系統(tǒng)的AEER較高，大部分地區(qū)AEER均高于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的能效比限值(3.0)。復(fù)合系統(tǒng)的能效水平與氣象環(huán)境參數(shù)息息相關(guān)，運(yùn)行于全年自然冷卻時(shí)長較長的西北及部分中部地區(qū)更具優(yōu)勢(shì)，如在呼和浩特按復(fù)合模式二運(yùn)行的AEER可達(dá)14.61。廣州因全年自然冷卻時(shí)長很短，因而復(fù)合系統(tǒng)全年能效比偏低。

5 結(jié)論

本文對(duì)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心冷卻的空氣循環(huán)制冷系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)值模擬分析及優(yōu)化研究，重點(diǎn)討論了π、Tk、T0、ηc、ηt對(duì)循環(huán)性能的影響規(guī)律，指出提高制冷性能的優(yōu)化途徑，并計(jì)算了復(fù)合系統(tǒng)在典型地區(qū)全年運(yùn)行的能效比，得到如下結(jié)論：

1)理論循環(huán)制冷COP隨π的增大而降低，實(shí)際循環(huán)制冷COP隨π的增大先升高后降低。在Tk=308 K、T0=297 K時(shí)，實(shí)際循環(huán)最佳π介于1.5～2.0之間。

2)循環(huán)q、制冷COP隨Tk的降低或T0的升高而增大，循環(huán)最佳π隨tk的降低或T0的升高而減小。

3)當(dāng)ηc恒定，ηt由0.6增至1.0時(shí)，最佳π降低了31.82%，對(duì)應(yīng)制冷COP提升了3.1倍；在ηt恒定，ηc由0.6增至1.0時(shí)，最佳π降低了15.79%，對(duì)應(yīng)制冷COP提升了2.28倍，ηt的變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響更顯著。

4)在ηc=ηt=0.8循環(huán)的最佳π工況下，增加回?zé)峥墒怪评銫OP提升22%，在ηc=ηt=0.6循環(huán)的最佳π工況下，增加回?zé)峥墒怪评銫OP提升35%。在ηt=0.8循環(huán)的最佳π工況下，采用等溫壓縮的制冷COP是采用等熵壓縮的2.12倍。

5)由空氣制冷與自然冷卻組成的復(fù)合系統(tǒng)，更適用于我國全年自然冷卻時(shí)長較長的西北地區(qū)及部分中部地區(qū)。其中在模式二運(yùn)行方式下，呼和浩特的AEER為14.61，北京的AEER為11.79。

符號(hào)說明

h0——室內(nèi)制冷溫度狀態(tài)空氣的焓值，kJ/kg

h1——鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)口處空氣焓值，kJ/kg

h3——壓氣機(jī)出口處空氣焓值，kJ/kg

h4、h5——膨脹機(jī)進(jìn)出口處空氣焓值，kJ/kg

k——空氣等熵指數(shù)，取值1.40

p1——鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)口壓力，Pa

p3——壓氣機(jī)出口壓力，Pa，取壓比π=p3/p1

p4、p5——膨脹機(jī)進(jìn)、出口壓力，Pa

Rg——空氣的氣體常數(shù)，取值287.1 J/(kg·K)

T1——鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)口溫度，K

T4——膨脹機(jī)進(jìn)口溫度，K

Tk——室外環(huán)境溫度，K

T0——室內(nèi)制冷溫度，K

ηc——壓縮過程等熵效率

ηt——膨脹機(jī)等熵效率