農業基站室外自然冷能微熱管陣列式空冷器性能

2020-05-19 07:47:44靖赫然趙耀華全貞花王林成

農業工程學報 2020年6期

靖赫然，趙耀華，全貞花，王林成

（綠色建筑環境與節能技術北京市重點實驗室，北京工業大學，北京100124）

0 引言

隨著科技的進步，傳統農業正在發生深刻的變革，農業生產正在朝著自動化、智能化、信息化、數據化的方向發展，服務于農業生產的基站內的通訊設備及儲備電源等基礎設施集成度越來越高，發熱量日益增大，較高的溫度影響服務器設備運行的穩定性以及蓄電池的性能和使用壽命[1-2]，大大增加空調系統的負荷。由于北方過渡季節及冬季室外溫度較低，合理地利用自然冷卻技術降低機房溫度可以明顯降低空調能耗[3-4]。目前針對數據中心的自然冷卻方式是在冷水機組與冷卻塔間加裝板式換熱器，當環境溫度較低時，直接利用冷卻塔與板式換熱器結合為末端制冷，當室外溫度不滿足需求時開啟冷水機組制冷，根據室外不同的環境溫度自動切換運行方式，節能效果顯著[5-6]。但中小型基站設備散熱量較小，空間較小，大型制冷機組難以發揮作用，大多數基站根據設備的發熱量匹配不同數量的空調器進行制冷，針對小型空調器的節能改造比較困難。基于此，國內外學者針對基站整個空間環境提出了不同形式的輔助式自然冷能散熱系統。其中部分研究采用了直接式新風風冷散熱系統，系統結構簡單高效，初投資較低，但受空氣潔凈度以及溫濕度影響較大[7-8]。部分學者研究了不同類型的間接換熱的氣-氣式熱交換器[9-11]，避免了室內外空氣的直接摻混，但由于空氣攜帶熱量能力有限，換熱面積較大，同時受到空間及與建筑較難有效結合的限制。Tian等[12]提出了分離式熱管換熱系統，得到優化后的三級熱管換熱器最大換熱效率為65%。薛連政等[13]采用了泵驅動的回路熱管機組來彌補管線較長導致的蒸汽驅動力不足的問題，但上述分離式熱管系統受到工質、充液率、環境溫度、管線長度等因素的影響，需對系統運行控制及穩定性方面綜合考慮[14-15]。目前以水作為循環媒介的分離式水冷散熱系統應用較為靈活，大多采用室外開式冷卻塔或閉式冷卻塔與室內換熱器結合的散熱形式[16-17]，開式冷卻塔直接散熱效果最佳，室內外可利用溫差大，但系統補水量較大，對水資源要求較高，當室外環境溫度過低時，冷卻塔及冷卻水池防凍問題對于單個基站而言較難克服；閉式冷卻塔可采用防凍液解決上述問題，但是該形式的冷卻管路較長，循環阻力較大，涉及的噴淋泵、循環泵及風機設備的功耗隨之增加，在節能方面優勢不明顯。部分學者研究了不同類型的室外管翅式及板翅式氣-水換熱器等散熱形式[18-21]，該散熱形式的內部熱阻主要體現在空氣的對流換熱過程。針對該類型換熱器的優化是基于換熱器表面傳熱特性和流動特性的綜合性問題，Hsieh等[22]提出傳熱因子j和摩擦因子f的概念，并對平直翅片、波紋翅片、百葉窗翅片的綜合性能指標FTEF進行了評價分析。翅片形式越復雜對流體流動邊界層的破壞作用越明顯，但同時伴隨著阻力的增加，得到鋸齒形翅片的傳熱及阻力性能最優[23-24]。文獻[25]利用?分析的方法更加全面地分析了板翅式換熱器的可用能在不可逆換熱過程的?效率，并對換熱器性能的提升進行了更全面的評價，不同形式的翅片對換熱性能的影響較大，但由于結構形式的限制，換熱面積有限，可用能轉換效率較低。

本文以微熱管陣列作為傳熱元件[26-28]，設計了結構緊湊的室外微熱管陣列式空冷器，在實際應用時通過水或防凍液循環結合室內換熱末端高效散熱，以最大限度提高自然冷能的利用率。該空冷器具有以下3個優點：一是空冷器結構緊湊質量輕，占用空間小；二是空冷器采用鋸齒形翅片增大對流換熱面積，同時增強氣流擾動強化傳熱；三是系統對補水要求較低，閉式循環在防凍以及管路布置維護等方面具有一定優勢。本文利用多功能氣候實驗室模擬不同室外環境溫度，對室外微熱管陣列式空冷器的傳熱及阻力特性進行分析，以期對其在基站的應用提供依據。

1 室外微熱管陣列式空冷器及測試系統

1.1 室外微熱管陣列式空冷器

室外空冷器將微熱管陣列與鋸齒形翅片結合作為核心傳熱單元，其中微熱管陣列由23個獨立工作的微通道組成，如圖1a所示，微通道之間的肋壁結構具有一定的承壓能力。針對北方地區實際環境條件，結合本課題組前期研究[29]，工質R141b、充液率20%的微熱管陣列性能最優。試驗用的微熱管陣列尺寸為1 000 mm×80 mm×3 mm。將鋸齒形翅片與微熱管陣列雙面貼合增加空氣對流換熱面積，其中單個鋸齒形翅片的齒高12 mm，齒間距3 mm，齒長4 mm，翅片厚度0.2 mm，如圖1b所示。圖1c中換熱單元的下部無翅片部分為微熱管的蒸發段，長度120 mm；上部貼合翅片的部分為微熱管的冷凝段，長度880 mm，換熱單元的總長度1 000 mm，寬度80 mm。

圖1 傳熱組件構成Fig.1 Composition of heat transfer components

空冷器利用扁平狀的多孔通道平行水管，如圖2a所示，該水管由22個細小通道組成，每個孔道的尺寸為4.5 mm×4 mm×1.2 mm，孔道之間的肋壁厚度為0.5 mm，這種結構在增大對流換熱面積的同時使流體溫度分布更加均勻。進出口干管兩側各設有混流段，并具有一定高度差便于排氣，該平行水管總長為822mm，總寬為120mm。將該水管與微熱管陣列傳熱單元單面貼合組成1列換熱組件，實物如圖2b所示，1列換熱組件共由10個換熱單元并排組成。將10列換熱組件用不銹鋼板以法蘭形式封裝固定，得到空冷器的總尺寸為822 mm×330 mm×1 000 mm，如圖2c所示。空氣流向與水流方向相同時為順流流程，反之則為逆流流程。

圖2 室外空冷器構成Fig.2 Composition of outdoor air cooler

1.2 室外空冷器測試系統

測試系統由室外空冷器換熱系統、液體循環系統、數據采集系統3部分組成，如圖3所示。室外換熱系統主要由空氣處理機組、空冷器及流量計組成。液體循環系統主要由水泵、恒溫水浴、流量傳感器組成。系統工作原理為：空氣處理機組提供不同溫度的室外冷風，室內換熱得到較高溫度的熱水通過閉式液體循環系統傳遞給室外的冷空氣。選取中間列和2個邊緣列的換熱單元作為研究對象，中間列和左邊緣列分別布置24個溫度測點，由于是對稱結構，右邊緣僅布置13個測點。以左邊緣列換熱單元為例，T01～T06、T10～T15和T19～T24溫度測點分別監測空氣入口處、中間位置和空氣出口處的微熱管陣列縱向導熱方向的溫度分布，各測點間距為150 mm；T01、T07、T10、T16和T19監測水流方向水管壁面的溫度分布，各測點間距為160 mm；T03、T08、T12、T17、T21監測空氣流向微熱管陣列壁面的溫度分布，具體測點布置如圖4所示，利用高精度差壓變送器對室外空冷器空氣和水的進出口壓力損失進行測試。試驗測試用的設備及參數如表1所示。

測試過程中選用水作為循環媒介，由于水的物性參數穩定且試驗過程中不發生相變，測得的數據更準確，實際使用過程中根據不同的地域可使用防凍液代替。參照北京地區冬季及過渡季節的氣象參數，本試驗室外環境溫度分別設為-15、-10、-5、0和5℃，常規基站要求室內溫度控制在28℃以內，因此試驗供水溫度設定為5、10、15和20℃，空氣流量為500～3 000 m3/h，每500 m3/h為1個工況，水流量為400～1 200 L/h，每200 L/h為1個工況，由于變量較多，試驗采用控制變量的方法，對換熱器不同流程（順流和逆流）下的換熱量、?效率以及壓力損失等進行測試，確定主要影響因素，并分析空冷器各個傳熱過程的溫度分布及傳熱特性，并對換熱系統進行優化。

圖3 測試系統Fig.3 Test system

圖4 測點布置圖Fig.4 Layout of measuring points

表1 測試用儀器設備及參數Table 1 Parameters of instruments and equipments

2 空冷器系統性能評價指標

2.1 空冷器的換熱量及熱損失率

本文用熱損失率Δφ來衡量空冷器空氣的換熱量Qa及水的換熱量Qw之間的差異[30]，熱損失率越小，空冷器中空氣與水之間的熱量損失及耗散量越小，各量的計算如下：

式中c為定壓比熱容，J/(kg·K)；ρ為密度，kg/m3；qv為體積流量，m3/s；tin、tout分別為進出口溫度，℃；下標a代表空氣，w代表水，max代表最大值。

2.2 微熱管陣列的當量導熱系數

微熱管陣列作為室外空冷器中空氣與水之間的傳熱元件，其傳熱性能決定了換熱器的換熱能力，本文將微熱管陣列的傳熱過程近似為平板的導熱過程，用當量導熱系數評價微熱管陣列的傳熱能力，具體表達如下：

式中λMHPA為微熱管陣列當量導熱系數，W/(m·K)；Q為空冷器總換熱量，W；δMHPA為微熱管陣列蒸發段中心點到冷凝段中心點的縱向導熱距離，即微熱管陣列長度的一半，取值為500 mm；AMHPA為空冷器內部所有微熱管陣列的橫截面積之和，m2；teva,tcon分別為微熱管陣列蒸發段和冷凝段的平均溫度,℃。

2.3 換熱器的?效率

假設傳熱及流動過程均為穩態過程，物性為常數，且不考慮黏性阻力產生的?損失，只考慮熱量?在傳遞過程的變化情況，本文用?效率ηe反應換熱器不可逆的熱交換過程的能量利用效率[31]，表達式如下:

式中ΔEa為空氣得到的有效?，kW；ΔEw為水的輸出有效?，kW；t0為環境溫度，℃；下標out代表出口，in代表入口。

2.4 綜合性能評價指標

針對空冷器的傳熱與阻力特性，j因子代表對流換熱性能，f因子代表流體的阻力代價，在此基礎上，對綜合性能評價指標FTEF進行分析，從而定性判斷換熱能力的增加是否大于阻力的增加，該指標作為無因次物理量，綜合考慮了空氣的對流換熱面積、溫差、擾動強化作用及阻力等多方面因素的影響[32]，具體計算如下：

1）鋸齒形翅片當量直徑[33]

式中D為鋸齒形翅片的當量直徑，m；Vfree為單個完整的翅片單元內流體的自由流通體積，m3；Awet為翅片的濕潤面積，m2；s為翅片齒內距，l為單個翅片齒長，h為翅片齒內高，t翅片厚度，m。

2）雷諾數Re和努數Nu

式中va為空氣流速，m/s；μ為流體動力黏度，kg/(m·s)；ha為空氣對流換熱系數，W/(m2·K)；λa為空氣導熱系數，W/(m·K)。

式中Pr為空氣的普朗特數；ΔP為空氣進出口壓差，Pa。

2.5 空冷器等效能效因子

在增大流量提升換熱量的同時，風機及水泵的功耗逐漸增加，本文將空冷器的換熱量與功耗的比值定義為空冷器的等效能效因子，在一定換熱量的前提下，能效因子越大，空冷器運行費用越低。

式中τ為等效能效因子，Pa、Pw分別為風機和水泵功率，W。

2.6 誤差分析

試驗過程中，由于溫度傳感器、壓力傳感器及流量傳感器等測試儀器的精度具有一定的限制，對試驗結果造成不可避免的系統誤差，通過直接測量數據誤差，計算分析了試驗中主要指標參數的相對不確定度，結果見表2。

表2 主要參數不確定度分析Table 2 Uncertainty of main parameters

3 結果與分析

3.1 微熱管陣列式空冷器的熱損失率

由圖5可知，當入口水溫為10℃時，隨著室外環境溫度的逐漸升高，熱損失率逐漸減小，而改變水流量對空冷器的熱損失率影響較小。當水流量為1 200 L/h時，隨著空氣流量由500 m3/h逐漸增大到3 000 m3/h，鋸齒形翅片的擾動作用增強，空氣阻力逐漸增大，對風管的密封性要求較高，熱損失逐漸增大。整個試驗過程的熱損失率始終在11%以內，試驗測量誤差以及熱損失都處于較低水平。

圖5 不同流量下熱損失率Δφ隨室外環境溫度的變化Fig.5 Variation of heat loss rate Δφ under different outdoor environment temperature at different flow rates

3.2 順流與逆流工況下的換熱量

由圖6可知，入口水溫為10℃和水流量為1 200 L/h時，不同室外環境溫度下，空冷器的逆流換熱量明顯優于順流，并且冷熱流體的進口溫差越大，逆流的換熱量增加幅度越大。當室外環境溫度為-15℃時，逆流的最大換熱量為7.5 kW，相較于順流增加了16.9%。同時，隨著空氣流量由500 m3/h增大到1 000 m3/h，鋸齒形翅片的擾動作用強化了傳熱，換熱量增幅較明顯，隨著空氣流量繼續增大，換熱量增大的斜率減小，基本呈線性增加。

如圖6b所示，保持空氣流量為2 500 m3/h不變，隨著水流量的增大，換熱量的增加幅度較小，由于流速較小，管內流動為層流狀態，對流換熱系數變化不大，但隨著流量增加，平均進出口水溫增加，換熱量小幅度增加后逐漸趨于平緩。后期研究可以改變內壁面的形式來增強擾動，以增大對流換熱系數，也可增大水的對流換熱面積來強化對換熱。

圖6 逆流與順流工況下空冷器的換熱量曲線Fig.6 Heat transfer rate curves of air cooler under countercurrent and downstream flow conditions

3.3 微熱管陣列組件的傳熱性能

選取逆流工況的空冷器中間列中部截面的換熱單元為研究對象，對熱管的溫度分布及導熱能力進行了分析，結果見圖7。

圖7 微熱管陣列的溫度分布Fig.7 Temperature distribution of micro heat pipe array

由圖7可知，室外環境溫度-10℃、供水溫度10℃、空氣流量2 500 m3/h、水流量1 200 L/h工況下，中間列、左邊緣列對應的微熱管陣列冷凝段最大溫差分別為1.03和1.02℃，平均溫度分別為-5.65和-6.23℃，溫差較小，均溫性良好。中間列蒸發段與冷凝段的換熱溫差較小，傳熱熱阻較小，由于氣流組織分配存在不均勻，中間列換熱組件的空氣流速較大，換熱充分，性能較優。同時，中部斷面中間列換熱單元的蒸發段溫度為1.24℃，蒸發段與冷凝段的溫差為6.96℃，微熱管陣列的當量導熱系數達到了1.72×104W/(m·K)。

3.4 空冷器的阻力特性及能效因子

阻力特性是評價空冷器性能的重要指標，阻力的大小決定了動力設備的功耗與選型。如圖8a所示，隨著空氣流量的增大，壓力損失逐漸增加，且增加幅度越來越明顯，當空氣流量最大為3 000 m3/h時（對應流速為3.1 m/s），阻力損失的最大值為345.5 Pa，在試驗過程中，平均壓力損失為164.9 Pa。由于鋸齒形翅片復雜的形狀加劇了對空氣的擾動，空氣壓降變化幅度較大。同時，隨著空氣流量的增大，風機的功耗基本上呈線性趨勢逐漸增加，由109 W逐漸增加到467.8 W。

如圖8b所示，隨著水流量的增大，壓力損失逐漸增加。當水的流量為1 200 L/h（對應單孔流速為0.08 m/s）時，壓力損失最大為8.92 kPa；在試驗過程中，水流的平均壓力損失為7.96 kPa。沿程所受阻力較小，在管路干管與支干管的局部連接處，局部阻力較大，同時，隨著水流量的增大，水泵功耗由43.6 W逐漸線性增加到128.3 W。綜上，空冷器的壓力損失處于較低水平，可為后期實際應用的風機及水泵選型提供理論依據。

圖8 不同空氣和水流量下空冷器的壓降與功耗Fig.8 Pressure drop and power consumption under different air and water flow rates of air cooler

雖然增大空氣及水的流量可以提升空冷器的換熱能力，但同時伴隨著風機及水泵等動力設備能耗的增加。本文利用能效因子τ的等值圖綜合分析了不同水流量及空氣流量下換熱量與阻力之間的變化關系。選取具有代表性的冬季室外環境溫度-10℃的情況進行分析。從圖9中可以看出，隨著空氣流量的增大，能效因子先增大后減小，隨著水流量的增大，能效因子呈小幅度增加趨勢，對空冷器換熱性能影響較小。當空氣流量為1 000 m3/h左右、水流量在800～1 200 L/h時，能效因子達到最高水平，最大值為21.6。試驗條件下，當空氣流量在700～2 500 m3/h時，能效因子平均值在17.2以上，空冷器處于性能較優的運行狀態。當空氣流量繼續增大至3 000 m3/h，換熱量的增加幅度明顯小于阻力的增加幅度。

圖9 能效因子等值線圖Fig.9 Isogram of energy efficiency factor

3.5 空冷器的?損失及?效率

如圖10所示，保持入口水溫10℃、水流量1 200 L/h不變，隨著室外環境溫度的逐漸升高，換熱量逐漸減小，空氣的溫差變化幅度小于水的進出口溫差變化幅度，即水的輸入能量降低幅度大于空氣的輸出能量降低幅度，導致?效率逐漸降低，當空氣流量為500 m3/h時，?效率由試驗過程中的最大值38.8%逐漸降低到27.7%。同時，隨著空氣流量由500 m3/h逐漸增大到3 000 m3/h，?效率逐漸減小，并且減小幅度越來越明顯。隨著空氣流量的增大，熱量損失增加，可用能的比例逐漸減小，當空氣流量為2 500 m3/h時，平均?效率為15.9%。可以看出，實際可用能還有很大的提升潛力，后期可以將多孔通道平行流管雙面貼合微熱管陣列單元，盡量提升微熱管陣列的蒸發段接觸面積，減小傳熱熱阻，同時增加空氣擾動，強化對流換熱的能力，提升可用能的轉化，減小?損失。

圖10 不同空氣流量下?效率隨室外環境溫度的變化Fig.10 Change of exergy efficiency with outdoor environment temperature under different air flow rates

3.6 空冷器綜合性能指標FTEF

試驗過程中空氣流量的變化范圍為500～3 000 m3/h，計算得到空氣的雷諾數在140～900之間，如圖11所示，隨著Re的增大，空冷器的傳熱因子j和f都呈指數減小趨勢，j因子變化較為平緩，平均約為0.026，而摩擦因子f在Re小于400時減小的幅度較大，由0.23減小到0.12，隨后逐漸趨于平緩，針對試驗工況取得的數據擬合得到空冷器的傳熱因子和摩擦因子的關系式，如式（13）～（15）所示，表征了鋸齒形翅片在小雷諾數范圍內的傳熱及阻力特性。在此基礎上，對綜合性能評價指標FTEF進行了分析。從圖11中可以看出，隨著雷諾數Re的增大，FTEF值也呈指數小幅度減小趨勢，整個過程的平均值在0.049左右，說明隨著流速的增加，空冷器的阻力增加程度要大于傳熱能力。