數據中心冷水空調系統與間接蒸發冷卻空調系統建模對比分析

中國移動通信集團設計院有限公司 姜宇光

0 引言

當前國內數據中心能耗普遍較高，大型數據中心平均電能利用效率PUE為1.6左右[1]。2018年工業和信息化部提出新建大型、超大型數據中心的PUE要降到1.4以下。北京地區和上海地區出臺政策要求新建數據中心PUE低于1.4甚至低于1.3。

數據中心能耗中空調系統能耗占了很大一部分，約為40%，節能潛力巨大。目前新建數據中心通常采用冷水機組+板式換熱器+冷卻塔的冷水空調系統，在一定條件下可利用自然冷源，節能率有一定提高，但系統復雜，節能影響因素較多，究竟采用什么樣的節能運行策略有必要進行梳理和研究。同時，近兩年隨著GB 50174—2017《數據中心設計規范》放寬機房環境溫度要求，間接蒸發冷卻技術在數據中心逐漸得到推廣應用，節能效果顯著，對其運行特性也有必要探究。

本文通過理論計算和設備運行參數擬合對2種系統進行建模，并對全國主要典型城市的模擬計算應用效果進行綜合對比分析。

1 2種系統工作原理介紹

1.1 冷水空調系統

系統主要由冷水機組、冷卻塔、板式換熱器、冷卻水循環泵、冷水循環泵、空調末端及配套管道、閥門等組成。冷水機組一般為大容量離心式冷水機組，COP可達6.0～7.0。數據中心全年24 h均需要供冷，氣溫較低時可以通過冷卻塔利用室外自然冷源供冷，通常設置板式換熱器，冷水直接和冷卻水換熱降溫。板式換熱器與冷水機組一般有并聯和串聯2種連接形式，串聯連接過渡季使用，可以部分利用自然冷源，本文主要討論串聯連接系統架構。冷水空調系統原理如圖1所示。

圖1 冷水空調系統原理圖

該系統根據室外環境參數有3種運行工況模式，分別為夏季冷水機組獨立供冷模式、過渡季冷水機組+板式換熱器聯合供冷模式和冬季冷卻塔+板式換熱器聯合供冷模式。

1.2 間接蒸發冷卻空調系統

間接蒸發冷卻空調一般有兩股氣流同時經過換熱器，它們互不接觸。室內側空氣為產出空氣，即需要被冷卻的空氣，主要來自機房室內回風；室外側空氣為冷卻空氣，它使換熱器噴淋水蒸發，從而降低換熱器表面溫度以冷卻室內側空氣，室外側空氣在外部流通，吸入機組后再排到室外[2]。

該空調系統比較簡單，除了外部補水管路系統外主要為獨立間接蒸發冷卻空調機組，機組內集成了室內外風機、用于補冷的風冷直膨壓縮機系統、噴淋循環水泵、換熱芯體等設備。機組同樣有3種運行工況模式，分別為干工況模式、濕工況模式、聯合工況模式。間接蒸發冷卻空調系統原理如圖2所示。

圖2 間接蒸發冷卻空調系統原理圖

通常在一定設計工況下，依據室外側風機和噴淋系統的運行時長，還可分為節能優先和節水優先2種模式：節能優先是指在不凍結的情況下延長濕工況時間，從而達到增加水消耗、降低室外風機能耗的作用；節水優先是指當室外風機干冷卻可以滿足供冷要求時，停止噴淋系統，系統處于空氣-空氣換熱狀態，減少水資源的消耗。

2 2種系統運行策略及模型搭建

2.1 冷水空調系統建模

2.1.1運行策略分析

當系統運行在夏季工況模式時，主要是冷卻塔、冷水機組、冷水泵和冷卻水泵、空調末端運行，板式換熱器不工作。冷水泵和冷卻水泵由于按照板式換熱器和冷水機組串聯連接的最不利管網阻力選型，此時少了板式換熱器的阻力，水泵會降頻運行以適應新的管網阻力，保證系統水流量不變。冷卻塔風機定頻滿載運行，由于冷卻塔通常根據冬季工況室外濕球溫度選型，夏季運行時塔體處理水量能力過剩，因此冷卻塔出水溫度冷幅較小，同時隨著室外濕球溫度降低，冷卻水出水溫度也會進一步降低。由于系統冷負荷不變，冷水機組制冷量也保持不變，但隨著室外參數變化、冷卻水出水溫度降低，冷水機組冷凝溫度降低，能效相應提高，功耗降低。

當系統運行在過渡季工況模式時，在夏季運行模式設備基礎上增加了板式換熱器，板式換熱器進出口閥門打開后被串聯進冷水機組系統。冷水泵和冷卻水泵此時運行在最不利管網阻力下，水泵以額定頻率滿載運行。進入過渡季工況后，冷卻塔風機先定頻滿載運行，隨著室外溫度降低，冷卻水出水溫度即將低于冷水機組冷凝器最低進水溫度或冷水機組負荷率即將低于喘振點負荷率時，冷卻塔風機開始降頻運行，降低冷卻塔能耗的同時保障最低出水溫度。隨著室外溫度變化，冷卻水出水溫度降低，從而冷凝溫度降低，另外，板式換熱器換熱承擔的負荷逐漸增大，此時冷水機組能效及能耗在2種因素共同作用下相應變化，直到保持在最低進水溫度，能耗維持不變。

當系統運行在冬季工況模式時，在過渡季運行模式設備基礎上減少了冷水機組，冷水機組被旁通停機不工作。冷水泵和冷卻水泵由于少了冷水機組的阻力，再次降頻運行以保證系統水流量不變。考慮節能，冷卻塔風機先降頻運行，保障出水溫度，直到冷卻塔風機頻率降低到最低頻率，當室外溫度下降到冷卻塔可以靠自然淋水降溫時，關閉冷卻塔風機。期間為保障最低集水盤水溫，防止凍結，需開啟集水盤電加熱。

以上是針對冬季會結冰地區不同環境溫度參數下的運行策略，其中空調末端風機始終滿載運行，一些南方省市冬季運行模式可以簡化。

2.1.2建模思路

本文采用Excel軟件對冷水空調系統主要的冷源設備及管路進行了簡化，并計算了每一段管路的溫度和流量，如圖3所示。圖3中冷卻塔管路部分及空調末端管路部分較為獨立，僅在模型計算中體現，模型為一級泵變流量系統。簡化模型中除了冷卻水供水溫度依據室外環境參數和冷卻塔性能變化外，其余管路溫度、流量、V1～V8閥門開關動作均通過設置好的初始條件和運行策略利用VBA編程自動控制計算，計算中同時考慮了不同區域海拔對設備性能的影響。模型中冷水供回水溫度取15 ℃/21 ℃，當室外濕球溫度≤9 ℃時運行在冬季模式，9 ℃<室外濕球溫度≤15 ℃時運行在過渡季模式，15 ℃<室外濕球溫度時運行在夏季模式。

圖3 冷水空調系統簡化模型

為了簡化模型計算，作如下假設：系統各設備、管路沒有熱損失；板式換熱器傳熱系數不變；系統始終在額定負荷下運行，且冷水機組、板式換熱器容量與負荷完全匹配，沒有修正或富余系數；空調末端不作為本文重點研究對象，按照某典型大型節能數據中心冷水型空調末端綜合平均能效考慮。

2.1.3冷卻塔建模

采用開式冷卻塔，冬季冷卻水供回水溫度設為14 ℃/18 ℃，相應濕球溫度取9 ℃(冷幅5 ℃)。根據冷卻塔不同模式運行策略，需要擬合濕球溫度與冷卻水供水溫度之間的特性曲線、冬季濕球溫度與風機運行功率之間的特性曲線。

1) 濕球溫度與出水溫度的關系。

當冷卻塔風機滿載運行時，冷卻水維持額定流量循環，在一定冷卻水供回水溫差下室外環境濕球溫度與冷卻水出水溫度之間的關系如圖4、5所示。

圖4 冬季濕球溫度與冷卻塔出水溫度特性曲線

圖5 夏季濕球溫度與冷卻塔出水溫度特性曲線

從圖4、5可以看出，特性曲線為一條直線，不同進出水溫差下曲線略有不同。模型計算中知道環境濕球溫度即可通過擬合公式得出冷卻水出水溫度，其中，夏季實際進出水溫差基本為5 ℃左右，可直接利用公式計算，冬季實際進出水溫差為4～5 ℃，需要進行插值計算。

2) 冬季濕球溫度與風機運行功率的關系。

在冷卻水維持額定流量循環，并保持進出水溫度不變的情況下，當冷卻塔風機根據室外環境濕球溫度變頻調節時，濕球溫度與風機頻率及運行功率之間的特性曲線如圖6、7所示。

圖6 濕球溫度與冷卻塔風機頻率特性曲線

圖7 風機頻率與冷卻塔風機運行功率特性曲線

圖6、7中的特性曲線均可以看作是平滑曲線，模型計算中知道環境濕球溫度即可通過擬合公式得出風機頻率及冷卻塔風機運行功率。

2.1.4冷水機組建模

采用大容量定頻離心式冷水機組，冷水供回水溫度設為15 ℃/21 ℃，夏季冷卻水供回水溫度設為32 ℃/37 ℃。該工況下額定COP取7.0，冷水機組喘振點負荷率取15%，即過渡季冷水機組、板式換熱器聯合供冷時冷水機組實際承擔的冷負荷低于額定負荷的15%時認為冷水機組無法工作。冷水機組供水溫度可以認為始終維持在15 ℃，其實際供冷量可由下式計算：

Qce=(ti-to)cqc

(1)

式中Qce為冷水機組制冷量，kW；ti為冷水機組進水溫度，℃；to為冷水機組出水溫度，℃，取15 ℃；c為水的比熱容，kJ/(kg·℃)；qc為冷水流量，kg/s。

冷水機組冷凝側散熱量可由下式計算：

(2)

式中Qcc為冷水機組冷凝側散熱量，kW；COP為冷水機組性能系數。

由于冷水機組冷卻水溫度、冷水溫度及實際負載率在不同工況下會隨著環境溫度變化而變化，對冷水機組實際運行性能系數COP產生影響，模擬計算中對于水溫的影響參考廠家設備參數數據，按照溫度平均每變化1 ℃相應的COP在基準值基礎上增加或減少2.5%考慮，冷水機組負載率對COP的影響按照廠家設備數據擬合計算。圖8顯示了冷水機組不同負荷率下的COP。從圖8可以看出，冷水機組部分負荷下運行時能效最高。

圖8 冷水機組不同負荷率下的COP

冷水機組實際運行功耗可由下式計算：

(3)

式中Ec為冷水機組實際運行功率，kW。

2.1.5板式換熱器建模

板式換熱器兩側低溫水溫差按照1 ℃考慮，為保證冬季板式換熱器可承擔全部負荷，板式換熱器選型換熱量取冷水機組額定制冷量，冷水側供回水溫度取21 ℃/15 ℃，冷卻水側供回水溫度取14 ℃/18 ℃，按此參數可以反算出板式換熱器的換熱面積與傳熱系數的乘積，在模擬計算中可以按此計算出兩側出水溫度和實際換熱量，具體可由以下公式計算：

Qhd=ΔtdAK

(4)

式中Qhd為板式換熱器設計換熱量，kW；Δtd為板式換熱器設計平均溫差，℃；A為板式換熱器換熱面積，m2；K為板式換熱器傳熱系數，kW/(m2·℃)。

Qha=q1(tco-tci)c=qc(tfo-tfi)c=ΔtaAK

(5)

式中Qha為板式換熱器實際換熱量，kW；q1為板式換熱器冷卻側流量，kg/s；tco為板式換熱器冷卻側出水溫度，℃；tci為板式換熱器冷卻側進水溫度，℃；tfo為板式換熱器冷水側出水溫度，℃；tfi為板式換熱器冷水側進水溫度，℃；Δta為板式換熱器實際平均溫差，℃。

2.1.6水泵及管網建模

模型中假定水泵隨時可以變頻匹配管網阻力特性以保證流量穩定，因此對于水泵，主要需要計算不同工況下的實際運行功率：

(6)

式中Ep為水泵實際運行功率，kW；ρ為流體密度，kg/m3；qp為水泵流量，m3/s；H為水泵揚程，m；η為水泵效率，取0.82。

水泵揚程與不同工況下水流經的冷水機組冷凝器和蒸發器、板式換熱器、空調末端、管道阻力損失及冷卻塔布水所需自由水頭等有關，模型中按照不同工況系統阻力分別計算。

系統管網中工況切換閥門V1～V8開關策略如下：

1) 夏季模式，關閉V2、V4、V7、V5，打開V1、V3、V8、V6；

2) 過渡季模式，關閉V1、V3、V7、V5，打開V2、V4、V8、V6；

3) 冬季模式，關閉V1、V3、V8、V6，打開V2、V4、V7、V5。

2.1.7耗水量計算

根據系統不同工況運行策略，冷卻水和室外環境溫差不大，冷卻塔全年均主要靠水蒸發帶走熱量，因此蒸發耗水量與冷凝散熱量相關。由于冷卻水流量維持不變，蒸發耗水量可以認為與冷卻水供回水溫差直接相關。依據冷卻塔廠家設備數據，5 ℃溫差時冷卻塔耗水量約為冷卻水循環流量的0.8%，4 ℃溫差時約為循環流量的0.64%，模型計算中通過不同溫差線性插值計算并根據相應運行時長即可以統計全年冷卻塔耗水量。

2.2 間接蒸發冷卻空調系統建模

2.2.1運行策略分析

當系統運行在干工況模式時，只有機組室內外風機運行。室外風機與室外環境干球溫度相關，變頻調節運行，此時機組沒有耗水量。

當系統運行在濕工況模式時，除了風機運行外，噴淋泵也運行。室外風機運行基本只與室外環境濕球溫度相關，變頻運行。噴淋泵定頻滿載運行，此時機組有一定耗水量。

當系統運行在混合模式時，風機、噴淋泵和補冷壓縮機全部開啟運行。室外風機及噴淋泵均滿載運行，壓縮機運行基本只與室外環境濕球溫度相關，變頻運行調整補冷率，保證機組整體制冷量滿足機房冷負荷要求，此時機組有較大耗水量。

所有模式下室內風機均始終滿載運行。

2.2.2建模思路

本文主要通過Excel軟件以列表的形式對機組內各設備的實際功耗及機組耗水量進行逐時計算，計算中考慮了不同區域海拔對設備性能的影響。模型計算中設備在不同模式下的特性曲線依照廠家設備運行參數通過多項式回歸擬合得到。模型中室內送回風溫度設定為25 ℃/38 ℃。節水優先模式時，當室外干球溫度≤16 ℃時運行在干工況模式，室外干球溫度>16 ℃且濕球溫度≤19 ℃時運行在濕工況模式，室外濕球溫度>19 ℃時運行在混合模式。節能優先模式時，當室外干球溫度≤5 ℃時運行在干工況模式，室外干球溫度>5 ℃且濕球溫度≤19 ℃時運行在濕工況模式，室外濕球溫度>19 ℃時運行在混合工況模式。

為了簡化模型計算，假設系統各設備沒有熱損失；假設系統始終在額定負荷下運行，且設備容量與負荷完全匹配，沒有修正或富余系數。

2.2.3風機建模

機組室內風機全年按照額定功率運行。

機組室外風機在干工況模式運行時，運行功耗與室外環境干球溫度相關，可直接用機組運行參數擬合，結果見圖9。

圖9 干工況模式運行時室外空氣干球溫度與室外風機運行功率特性曲線

機組室外風機在濕工況模式運行時運行功耗與室外環境濕球溫度相關，機組運行數據散點圖見圖10，需要回歸擬合后求得特性曲線。

圖10 濕工況模式運行時室外空氣濕球溫度與室外風機運行功率散點圖

機組室外風機在混合工況模式運行時，按照額定功率運行。

2.2.4噴淋泵建模

噴淋泵由于功耗較小，通常機組配置定頻水泵，在濕工況模式和混合工況模式運行時按照額定功率長時間運行。

2.2.5壓縮機建模

壓縮機通常為變頻壓縮機，主要在混合工況模式蒸發產生的冷量無法滿足所有冷負荷時作為補充制冷設備運行。隨著室外環境濕球溫度變化，補冷量和壓縮機功耗相應變化，因此運行功耗可以認為與室外濕球溫度相關，依據機組運行數據散點圖(見圖11)，回歸擬合后可求得特性曲線。

圖11 濕工況模式運行時室外空氣濕球溫度與壓縮機運行功率散點圖

2.2.6耗水量計算

機組在濕工況模式與混合工況模式運行時有較大蒸發耗水量和排污水量，蒸發耗水量可由下式簡易計算：

W=0.001(dh-do)q

(7)

式中W為蒸發耗水量，kg/s；dh為室外空氣濕球溫度飽和狀態時的含濕量，g/kg；do為室外空氣含濕量，g/kg；q為室外風機風量，kg/s。

計算得到蒸發耗水量后，考慮一定排污量，即可計算機組逐時耗水量及全年耗水量。

3 技術特性對比

3.1 概述

不同空調系統形式的技術特性與室外空氣干球溫度和濕球溫度密切相關，GB 50189—2015《公共建筑節能設計標準》將全國劃分為5個氣象區[3]，本文分析計算中選擇表1中不同氣象區的代表城市作為研究對象，各城市室外逐時氣象參數選擇《中國建筑熱環境分析專用氣象數據集》中提供的全年8 760 h氣象參數[4]。

表1 不同氣象區代表城市

電能利用效率PUE是數據中心非常重要的節能評價指標[5]，對PUE進行分解，其中空調系統總耗能與所有電子信息設備總耗能之比被稱為空調PUE因子，一般是一個小于1的數。

水利用效率WUE是數據中心非常重要的節水評價指標，指的是數據中心內所有用水設備消耗的總水量與所有電子信息設備消耗的總電能之比[5]，通常數據中心主要用水為空調系統蒸發耗水。

在下文中，主要通過對不同空調系統的全年自然冷源利用時長、空調PUE因子、水利用效率WUE分別進行計算對比后進行技術特性分析。

3.2 節能率對比

圖12顯示了完全利用自然冷源時長對比。由圖12可以看出，間接蒸發冷卻空調全年不開啟壓縮機、完全利用自然冷源的時長占比明顯高于冷水空調系統，其中，呼和浩特、烏魯木齊、西寧、蘭州、拉薩、昆明幾個城市幾乎全年100%的時間可以完全利用自然冷源，即使對于廣州、南寧、海口幾個冷水空調系統全年幾乎沒有完全利用自然冷源時間的城市，間接蒸發冷卻空調依然有25.4%～42.4%的時間可以完全利用自然冷源。

圖12 完全利用自然冷源時長對比

圖13、14顯示了不同氣象區的全年空調PUE因子對比。從圖13、14可以看出：在嚴寒、寒冷、溫和地區城市，間接蒸發冷卻空調系統PUE節能率明顯高于冷水空調系統，尤其在蘭州、昆明、烏魯木齊等氣候較干燥城市；在夏熱冬冷和夏熱冬暖地區，間接蒸發冷卻空調節能率有限，不同地區空調PUE因子大體相差0.011～0.043，間接蒸發冷卻空調PUE因子全國最高為0.22，最低為0.10，冷水空調系統空調PUE因子全國最高0.24，最低為0.13。

圖13 嚴寒地區和寒冷地區城市全年空調PUE因子對比

圖14 夏熱冬冷地區、夏熱冬暖地區及溫和地區城市全年空調PUE因子對比

3.3 節水率對比

圖15、16顯示了不同氣象區的全年WUE對比。從圖15、16可以看出，間接蒸發冷卻空調系統節水率明顯優于冷水空調系統，節水模式下全年耗水量僅為冷水空調系統的10%～22%。間接蒸發冷卻節水特性主要在于全年有很大一部分時間是在干工況模式下運行，僅開啟室外風機即可，而冷水空調系統全年均需要開啟冷卻塔靠蒸發帶走熱量，因此間接蒸發冷卻技術在節水上同樣有巨大潛力。

圖15 嚴寒地區和寒冷地區城市全年WUE對比

圖16 夏熱冬冷地區、夏熱冬暖地區及溫和地區城市全年WUE對比

4 經濟性對比

4.1 概述

以一棟裝機4 000機架、5 kW/機架的數據中心為例進行經濟對比，其中冷水空調系統配置4臺單機制冷量為7 737 kW(2 200 rt)的10 kV離心式冷水機組(三用一備)及配套板式換熱器、開式冷卻塔、水泵、管路、閥門等；間接蒸發冷卻空調系統配置135臺單機制冷量為200 kW的間接蒸發冷卻機組及配套軟水器、冷卻水補水泵、管路等。

初投資計算中所有設備成本均按照目前市場價進行估算，并根據所在城市海拔情況適當調整。運行費用按照各個城市綜合電價和工業用水綜合水價計算，系統運行性能參數取第3章計算得到的不同城市的空調PUE因子、WUE。

經濟性分析主要對比整棟數據中心分別采用2種空調系統時的運行電費、運行水費及投資回收期幾個經濟性指標數據。

4.2 經濟性對比

圖17顯示了不同氣象區代表城市數據中心分別采用間接蒸發冷卻空調(節能模式)、間接蒸發冷卻空調(節水模式)、冷水空調系統時的全年空調水費對比。

圖17 不同氣象區代表城市全年空調水費對比

由圖17可以看出，北方缺水地區全年空調水費總體高于南方地區，尤其北京地區水費較高。往往干燥的地區也是缺水的地區，采用節能模式還是節水模式運行還需結合當地政策。

圖18顯示了不同氣象區代表城市分別采用間接蒸發冷卻空調(節能模式)、間接蒸發冷卻空調(節水模式)、冷水空調系統時的全年空調電費對比。

圖18 不同氣象區代表城市全年空調電費對比

由圖18可以看出，南方地區全年電費高于北方地區，主要因為南方地區全年自然冷源利用時長小于北方地區，因此運行能耗高于北方地區。由于電費明顯高于水費，總體上南方地區數據中心運行成本相對較高。

目前數據中心應用間接蒸發冷卻機組技術上還不夠成熟，機組價格較高且差異較大，對該系統的投資回收期計算有較大影響。當單臺機組分別按照行業內較高價格70萬元和平均價格60萬元計算時，全國不同氣象區代表城市采用間接蒸發冷卻空調節能模式和節水模式時相對于采用冷水空調系統時的投資回收期對比分別見圖19和圖20。

圖20 間接蒸發冷卻機組單價為60萬元時全國各地區城市投資回收期對比

投資回收期與所采用技術的初投資及運行費用密切相關，由于數據中心運行費用占總費用的比例較大，初投資有較小的變化都會對投資回收期產生較大影響。當蒸發冷卻機組單價為70萬元時，所有地區大概在4～6 a左右可以回收機組的初投資，其中溫和地區及北方電價較高地區回收期較短，西寧、拉薩高海拔地區因為設備及人工成本相對較高，回收期也相對較長。當機組單價降低到60萬元時，大部分地區半年左右即可回收初投資，即使在拉薩地區，不到2 a也可以回收，此時間接蒸發冷卻空調機組節能經濟效益將非常明顯。

5 結論

1) 傳統冷水空調系統在優化的控制策略和精細的運維下運行，可以取得較高的節能率。但實際工程中往往由于系統運行復雜、節能影響參數較多、控制系統響應滯后及粗獷的運維等因素，較難達到理想的運行PUE。

2) 間接蒸發冷卻空調全年完全自然冷源利用時長明顯高于冷水空調系統，PUE節能率也高于冷水空調系統，但理論計算下的節能差距沒有預想的懸殊，考慮到蒸發冷卻機組控制策略集成度高，實際運行易接近理論計算值，因此實際工程中蒸發冷卻空調系統節能率依然會明顯占優。

3) 間接蒸發冷卻空調全年運行耗水量明顯少于傳統冷水空調系統，僅為后者的10%～22%，節水優勢明顯。

4) 間接蒸發冷卻空調機組通常體積較大、高度較高、供冷容量有限，且一般布置在屋頂或靠近建筑外墻處，上下樓層設備進排風散熱易相互影響，因此間接蒸發冷卻空調較適用于機房建設空間較大、層高較高、層數較少、進深較短的數據中心建筑形式。

5) 通過投資回收期計算分析，建議溫和地區及北方電價較高地區如北京、天津、西安等城市優先推廣間接蒸發冷卻技術。同時由于數據中心全年能耗巨大，投資回收期對電價、初投資較敏感，具體各地區還需結合設備采購價格、當地電價、節水政策等多種因素因地制宜選擇最合適經濟的系統方案。