大溫差水系統(tǒng)運(yùn)用于數(shù)據(jù)中心空調(diào)節(jié)能性分析

張淇淇

上海國(guó)際機(jī)場(chǎng)股份有限公司

0 概述

近年來，隨著移動(dòng)互聯(lián)網(wǎng)時(shí)代的到來，數(shù)據(jù)中心的建設(shè)規(guī)模飛速發(fā)展。數(shù)據(jù)中心是高能耗單位，尤其是空調(diào)系統(tǒng)的能耗，約占數(shù)據(jù)中心總能耗的40%[1]，因此提升數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)能效具有較大的節(jié)能潛力。

相對(duì)于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中冷凍水供/回水溫度7/12 ℃而言，當(dāng)水系統(tǒng)供回水溫差大于5 ℃時(shí)，即可稱為大溫差系統(tǒng)。相比于常規(guī)供回水溫度7/12 ℃的空調(diào)水系統(tǒng)，大溫差水系統(tǒng)存在以下特點(diǎn)：

1）降低循環(huán)水流量，節(jié)約水泵運(yùn)行能耗；

2）減小輸送管路直徑，降低管路造價(jià)的同時(shí)節(jié)約管井空間及建筑凈高；

3）提升冷水機(jī)組平均蒸發(fā)溫度，提升機(jī)組制冷COP，實(shí)現(xiàn)節(jié)能；

4）表冷器換熱效果下降，處理相同的冷負(fù)荷需要更大的換熱面積，末端造價(jià)增加；

5）機(jī)器露點(diǎn)被提高，表冷器除濕能力下降。

由上述特點(diǎn)可知，大溫差水系統(tǒng)既有節(jié)能、節(jié)省凈高的優(yōu)點(diǎn)，亦有末端造價(jià)偏高、除濕能力偏弱的缺點(diǎn)。本文根據(jù)數(shù)據(jù)中心空調(diào)的特征，淺析大溫差水系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)中的節(jié)能。

1 數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)特點(diǎn)

數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)相比于常規(guī)舒適性空調(diào)，具有鮮明的特點(diǎn)。若將大溫差水系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心空調(diào)中，則可以匹配數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)的特殊需求。

1）數(shù)據(jù)中心濕負(fù)荷小，可通過提高回水溫度實(shí)現(xiàn)大溫差系統(tǒng)而不必?fù)?dān)心除濕能力不足。同時(shí)，盤管接近干工況運(yùn)行可以避免末端同時(shí)除濕與加濕的情況，節(jié)約末端能耗。

2）高等級(jí)數(shù)據(jù)中心設(shè)備冗余量大，大溫差小流量可以減小水泵和管路選型，節(jié)約空間，節(jié)省初期建設(shè)投資的效果比常規(guī)建筑更明顯。

3）相比于舒適性空調(diào)，數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)全年供冷、負(fù)荷穩(wěn)定，且數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)冷負(fù)荷密度高。采用大溫差小流量系統(tǒng)，降低輸送能耗的總節(jié)能量較常規(guī)舒適性空調(diào)更為顯著。

為詳細(xì)說明大流量小溫差系統(tǒng)在數(shù)據(jù)中心應(yīng)用的節(jié)能性，本文定量分析大溫差水系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心空調(diào)的節(jié)能效果。通過對(duì)數(shù)據(jù)中心空調(diào)水系統(tǒng)供水溫度的分析，11 ℃為比較合理的供水溫度設(shè)計(jì)值[2]。因此，本文基于11 ℃供水溫度條件分析其節(jié)能性，為便于分析，建立理想數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)模型，模型的主要設(shè)備參數(shù)見表1。

表1 節(jié)能性分析模型主要設(shè)備參數(shù)表

2 供回水溫差與制冷主機(jī)能耗分析

在水系統(tǒng)中制冷機(jī)組采用制冷循環(huán)制取冷量，大溫差工況通常通過蒸發(fā)側(cè)的供水溫度恒定，以提高回水溫度。當(dāng)蒸發(fā)器水側(cè)平均溫度提高時(shí)，冷機(jī)的平均蒸發(fā)溫度提高，以提高制冷循環(huán)效率，實(shí)現(xiàn)單位制冷量能耗下降。

在模型的節(jié)能性分析中，以某品牌3 000 kW制冷量水冷離心冷水機(jī)組的制冷工況為例，其不同供回水溫差下的冷機(jī)能耗及能耗下降情況見表2 和圖 1。

表2 不同供回水溫度下冷機(jī)能耗

由表2 和圖1 可知，隨著供回水溫差增大，機(jī)組制冷能效比提高，耗電量下降。相比于11/16 ℃，5 ℃溫差工況，溫差每提高1 ℃，單位制冷量能耗下降約0.2%。假定其他因素不變，系統(tǒng)全年100%負(fù)荷率運(yùn)行，可計(jì)算不同供回水溫度下冷機(jī)年耗電量，見圖2。

圖1 不同供回水溫度下冷機(jī)EER 及耗功率對(duì)比圖

圖2 不同供回水溫度下冷機(jī)年耗電量變化圖

集中空調(diào)系統(tǒng)的冷凍水泵承擔(dān)著將冷凍機(jī)產(chǎn)生的冷量輸送至末端設(shè)備的任務(wù)，是數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)中運(yùn)行能耗的重要影響因素。研究顯示，水泵輸送能耗占集中空調(diào)系統(tǒng)總能耗的25%至30%[3]。因此，降低水泵輸送能耗具有重要節(jié)能意義。

系統(tǒng)供冷量計(jì)算式見式(1)。

式中：Q——供冷量，kW；

c——水的比熱容，kJ/kg℃；

G——冷凍水流量，m3/h；

ΔT——供回水溫差，℃。

在供冷量Q 不變的前提下，水泵輸送的水流量與供回水溫差成反比。在工程中進(jìn)行冷凍水管路設(shè)計(jì)時(shí)，會(huì)根據(jù)設(shè)計(jì)循環(huán)水量，按照合理比摩阻范圍進(jìn)行管徑選型。亦即水系統(tǒng)總的阻力基本不受設(shè)計(jì)循環(huán)水量改變的影響。因此可以認(rèn)為，在新建項(xiàng)目中，設(shè)計(jì)水流量的改變并不會(huì)降低水泵設(shè)計(jì)揚(yáng)程。因而，根據(jù)水泵軸功率的計(jì)算式（2）可得，在揚(yáng)程不變的情況下，水泵能耗與循環(huán)水流量成正比例關(guān)系。

式中：N——水泵軸功率，W；

G——水流量，m3/h

H——水泵揚(yáng)程，mH2O

η——水泵效率，取0.7

綜上所述，對(duì)于集中空調(diào)循環(huán)冷凍水系統(tǒng)，冷凍水泵運(yùn)行能耗與供回水溫差成反比例關(guān)系。根據(jù)前文假定的分析系統(tǒng)模型可計(jì)算各供回水溫度工況，全年水泵輸送能耗見表3。

表3 不同回水溫度下單位制冷量全年輸送能耗表

圖3 不同供回水溫度下水泵年耗電量變化圖

由圖3可知，當(dāng)新建項(xiàng)目選擇供回水溫度時(shí)，水泵年耗電量隨回水溫度的升高而降低。

3 供回水溫差與末端設(shè)備能耗分析

服務(wù)于數(shù)據(jù)中心機(jī)房的空調(diào)設(shè)備為機(jī)房專用精密空調(diào)，其具有冷水盤管、風(fēng)機(jī)、加濕器、電再熱器等關(guān)鍵部件。精密空調(diào)機(jī)組的運(yùn)行能耗主要來自風(fēng)機(jī)、電再熱器及電熱加濕器。

根據(jù)換熱理論，在冷凍水供水溫度不變，供/回水溫差變大的情況下，相當(dāng)于提升了盤管水側(cè)平均換熱溫度，其傳熱系數(shù)會(huì)隨之下降。因此，相比于標(biāo)準(zhǔn)溫差系統(tǒng)，大溫差系統(tǒng)的冷水盤管需要放大，以實(shí)現(xiàn)與常規(guī)冷水系統(tǒng)相同的供冷量。同時(shí)，由于盤管換熱系數(shù)下降，基于相同回風(fēng)參數(shù)及循環(huán)風(fēng)量情形，其送風(fēng)溫度將有所提高。為實(shí)現(xiàn)與常規(guī)冷水系統(tǒng)相同的供冷量，循環(huán)風(fēng)量需要提高，風(fēng)機(jī)能耗相應(yīng)提高。基于前文模型分析，以單末端制冷量需求均為50 kW，回風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)均為30 ℃，40%的工況為例，各工況下末端設(shè)備相應(yīng)參數(shù)見表4。

由表4可知：

1）供回水溫度在 11/16 ℃，11/17 ℃，11/18 ℃三個(gè)工況下，相同循環(huán)風(fēng)量下的相同設(shè)備選型即可滿足相近的制冷量要求，隨著供回水溫差增大，其制冷量稍有下降但變化不大。相比于供回水溫度11/16℃工況，11/17℃和11/18℃兩種工況的風(fēng)機(jī)能耗稍高。

2）供回水溫度11/19 ℃，11/20℃工況相比于溫差較小的工況需要更大規(guī)格的機(jī)組，其循環(huán)風(fēng)量更大。與CRAC-50 相比，CRAC-60 機(jī)型循環(huán)風(fēng)量更大，但風(fēng)機(jī)功率卻更低，這是由于其配用的風(fēng)機(jī)工作在更高效率的工作點(diǎn)。

3）隨著供回水溫差增大，盤管水阻力減小明顯，可以進(jìn)一步降低輸送能耗。

4）隨著供回水溫差增大，盤管顯熱比逐漸增大，11/18 ℃及以上工況，盤管顯熱比為1，即在干工況運(yùn)行。在新風(fēng)單獨(dú)處理的工況下，數(shù)據(jù)機(jī)房通常沒有濕負(fù)荷，盤管干工況運(yùn)行可以避免邊加濕邊除濕，降低能耗。

表4 不同供回水溫度下末端設(shè)備參數(shù)表

假定數(shù)據(jù)中心全年運(yùn)行，其末端設(shè)備年耗電量為：

式（3）中：

P——風(fēng)機(jī)總耗電量，kWh；

n——風(fēng)機(jī)臺(tái)數(shù)；

P0——單臺(tái)風(fēng)機(jī)額定功率kW，

T——工作時(shí)長(zhǎng)，8 760 h。

計(jì)算在不同供回水溫度工況下，末端設(shè)備的年耗電量，見表5。由圖4 可知，在本模型條件下，供回水溫差在11/19 ℃和11/20 ℃條件下時(shí)，末端風(fēng)機(jī)能耗最低。

4 供回水溫差與系統(tǒng)能耗分析

數(shù)據(jù)機(jī)房空調(diào)系統(tǒng)能耗主要由冷機(jī)能耗、輸送能耗、末端風(fēng)機(jī)能耗構(gòu)成。根據(jù)前文模型計(jì)算得出的各項(xiàng)數(shù)據(jù)，見表6。

由表6 可知，在3 000 kW 制冷量系統(tǒng)模型情形下，5 種系統(tǒng)供回水溫度工況條件中，11/20 ℃工況的系統(tǒng)年能耗最低，相比能耗最高的11/17 ℃工況降低了10.0%。以11/20 ℃工況為例，可得出冷機(jī)能耗、冷凍泵能耗、末端能耗在大溫差數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)中的占比，見圖5。該系統(tǒng)能源消耗的最大部分為冷凍機(jī)能耗，占系統(tǒng)能耗的70%以上。因此，降低數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)能耗，應(yīng)重點(diǎn)致力于提升冷凍主機(jī)能效，降低主機(jī)能耗。

表5 不同供回水溫度下末端設(shè)備年耗電量

表6 不同供回水溫度下系統(tǒng)年耗電量

圖4 不同供回水溫度下末端年耗電量變化圖

圖5 11/20 ℃供回水溫度下數(shù)據(jù)中心系統(tǒng)能耗構(gòu)成圖

5 結(jié)論

根據(jù)上述分析，得出關(guān)于大溫差冷凍水空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用于數(shù)據(jù)中心時(shí)，其相關(guān)節(jié)能性結(jié)論如下：

1)在數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)中，冷凍主機(jī)能耗在系統(tǒng)總能耗中占比最高。冷凍水供回水溫差在5～9 ℃時(shí)，溫差越大，主機(jī)制冷能效越高。相比于11/16 ℃工況，11/20 ℃工況時(shí)，冷機(jī)單位制冷功耗下降了0.81%。年制冷能耗也按此比例下降。

2)大溫差冷凍水系統(tǒng)可以明顯降低冷凍水循環(huán)泵能耗。

3)冷凍水供回水溫差對(duì)末端設(shè)備風(fēng)機(jī)能耗的影響從理論上而言，溫差越大，風(fēng)機(jī)能耗越高。然而基于本研究條件下，受選型設(shè)備風(fēng)機(jī)工作狀態(tài)的影響，當(dāng)供回水溫差在11/19 ℃和11/20 ℃條件下，末端風(fēng)機(jī)能耗最低。

4)綜合考慮冷機(jī)、冷凍水泵以及末端能耗，當(dāng)冷凍水供回水溫度在11/16 ℃到11/20 ℃之間時(shí)，供回水溫差越大系統(tǒng)全年能耗越低。11/20 ℃工況時(shí)系統(tǒng)全年能耗相比于11/16 ℃工況下降了8.0%。

5)綜上，在本文研究范圍內(nèi)，增大供回水溫差對(duì)于數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)能效提升具有積極意義。