蒸發冷卻式熱管與蒸氣壓縮復合數據中心空調系統性能實驗研究

薛 達 韓宗偉 孫曉晴 程新路 歷秀明

(東北大學冶金學院 沈陽 110819)

伴隨5G移動通信、云計算和大數據等快速發展，世界各地數據中心數量已超過800萬，消耗全球用電量約1.1%～1.5%[1]，因此數據中心的節能需求非常緊迫。在數據中心總能耗中，空調設備能耗約占40%[2]，目前常規數據中心空調系統冷卻效率低，自然冷源利用效果不充分，冷量輸配能耗大，冷卻效果不理想[3-4]。研究高效節能的數據中心冷卻系統，對于建立綠色數據中心和實現碳中和目標具有重要意義[5]。

充分利用自然冷源可以大量減少蒸氣壓縮制冷的運行時長，大幅降低冷卻系統運行能耗[6-7]。熱管自然冷卻技術通過制冷劑相變來強化傳熱[8]，與空氣冷卻和水冷冷卻相比冷量輸配效率更高，能耗更低[9]。同時，熱管技術不需要直接引入大量新風，不會對機房內的潔凈度造成影響，已經發展成為最具潛力的數據中心自然冷卻方式之一[10]。Zhou Feng等[11]在小型數據中心應用了泵驅動熱管冷卻系統，測試結果顯示系統節能率在20.18%以上。熱管換熱技術雖展現出高效的節能性，但在高室外溫度時供冷嚴重不足，只能起到輔助蒸氣壓縮系統的作用[12]，因此將熱管冷卻與蒸氣壓縮制冷復合的機房空調系統成為目前的研究熱點[13-14]。張海南等[15-16]利用焓差實驗臺對機械制冷/回路熱管一體式機房空調系統性能進行了實驗研究，結果顯示熱管模式COP在室內外溫差為20 ℃時可達20.8。然而此復合空調系統應用的是重力型熱管系統，制冷效果受蒸發器和冷凝器高度差限制，冷量輸配損失較多。王鐵軍等[17]研發了利用泵驅動熱管回路的復合空調系統，與傳統蒸氣壓縮制冷系統相比全年節能率約為45%。該系統通過在熱管循環中加入氟泵來增強冷卻能力，冷凝器側采用風冷冷卻形式，若在適宜條件下采用蒸發冷卻可進一步提升運行性能。

為了改善常規數據中心空調系統，本文搭建了蒸發冷卻式氟泵驅動熱管與蒸氣壓縮復合數據中心空調系統實驗臺，與上述研究對比，該復合式數據中心空調系統在冷量制備上，冷凝器兼具風冷冷卻與蒸發冷卻，可根據室外工況的變化而變換適宜的冷卻形式。熱管與蒸氣壓縮模式共用部分管路與設備，利用閥門的開閉實現模式切換，節約了成本，經濟性較好。冷量輸配上，熱管模式利用制冷劑泵驅動，有效增大了載冷密度。冷量供應上，采用蒸發器融入機柜內部的方式，氣流路徑較短，便于定量化與精確化的按需供冷。本文實驗研究了不同運行模式下，冷凝器冷卻形式、室外溫度與冷凝器風速對系統性能的影響，可為數據中心空調系統性能的優化提供一定參考。

1 系統運行原理及實驗臺介紹

1.1 系統構成與運行原理

實驗系統原理如圖1所示，復合式數據中心冷卻系統由蒸發式冷凝器、儲液器、壓縮機、電子膨脹閥、氣液分離器、油分離器、制冷劑泵及置于機柜內部的風冷蒸發器等組成。冷凝器由翅片管換熱器、風機、填料、噴淋系統、進風柵、水槽與水泵組成，噴淋系統與換熱盤管分離開，避免了換熱器被腐蝕和結垢。

圖1 實驗系統原理

根據室外環境的變化，系統有4種模式：1)當室外溫度較低時，系統運行風冷熱管模式，冷凝器噴淋水泵處于關閉狀態。此時，室內外溫差大，系統充分利用室外自然冷源，制冷量充足，也能防止循環水凍結。2)室外溫度上升會導致室內外傳熱溫差降低，風冷熱管模式制冷量供應不足時，開啟水泵，系統運行蒸發冷卻熱管模式。3)當熱管模式的制冷量不滿足供冷需求時，關停制冷劑泵，啟動壓縮機，系統運行蒸氣壓縮制冷模式。為防止冷凝溫度過低導致膨脹閥供液不足，冷凝器首先采用風冷冷卻。4)當室外溫度較高時，開啟冷凝器水泵，運行蒸發冷卻蒸氣壓縮模式。

1.2 實驗臺介紹

本文提出的系統中，熱管模式與蒸氣壓縮模式共用蒸發器與冷凝器，其中熱管換熱模式是系統節能運行的關鍵，較大的傳熱面積可以延長熱管模式運行時長，蒸發器和冷凝器的傳熱面積對系統運行性能有較大影響。室外溫度較高時，蒸氣壓縮制冷能力一般大于熱管制冷能力，傳熱面積只要能滿足熱管模式正常運行，則通常符合蒸氣壓縮模式運行條件。在考慮系統可靠性與經濟性后，復合空調系統換熱器首先按照蒸發冷卻式熱管工況進行設計，同時以蒸發冷卻式蒸氣壓縮工況進行校核計算，使不同模式下的系統均能有效可靠運行。

設計工況參數：數據中心內的電子設備發熱量全年趨于穩定，受環境影響較小。本文設定蒸發器總額定制冷量Qe為8 kW，與系統冷負荷一致。機柜的進風溫度和循環風量受服務器冷卻需求的影響，可變化的范圍較小。在蒸發冷卻熱管模式下，室外空氣的設計干球溫度為15 ℃，相對濕度為30%，冷凝器進出風溫分別設為10 ℃和18 ℃，為滿足制冷需求，冷凝器空氣流量設為2 800 m3/h。柜進出風溫度分別設為30 ℃和22 ℃，則機柜的總進風量設為3 000 m3/h。為了保證蒸發器不結露，使機柜內服務器安全工作，蒸發溫度定為20 ℃，控制在露點溫度(10.54 ℃)以上。

經蒸氣壓縮工況校核后，按照蒸發冷卻熱管模式設計后的蒸發器與冷凝器滿足蒸發冷卻蒸氣壓縮模式的換熱量要求，不同運行模式下的系統均能夠可靠運行。系統部件的主要參數和實驗臺分別如表1和圖2所示。

表1 系統主要部件參數

圖2 實驗臺

為了減小流動不均勻性帶來的測試誤差，盡可能多的在迎/背風面均勻的布置測點，并取平均值。本實驗在蒸發器迎/背風面各選取9個測點，冷凝器翅片管換熱器迎風面選取8個測點。用熱電偶測量蒸發器進出口風溫，熱線風速儀測量冷凝器和蒸發器迎面風速。測點采用等面積布點法，測點分布如圖3所示，每隔10 s記錄一次讀數，取三次測量值的平均值作為該點的風速或溫度值，以減少時間上的測量不確定度。

圖3 測點分布

1)實驗條件

(1)冷凝器置于焓差實驗室，可以實現溫濕度的精確控制。(2)變頻器可調節冷凝器風機的風速。(3)通過控制機柜進風口電加熱器的功率，可以實現機柜進風溫度穩定在(30±0.1)℃。(4)按設計工況，機柜進風量定為3 000 m3/h，壓縮機、制冷劑泵與水泵的運行頻率均為額定頻率50 Hz。

2)實驗注意事項

實驗過程中要保證蒸發器不出現結露，使機柜內服務器安全工作。蒸發器進出口空氣含濕量不變，機柜空氣熱量以顯熱形式傳遞給制冷劑。

3)實驗數據處理方法

數據測量儀表參數如表2所示。(1)冷凝溫度與蒸發溫度分別為測得的冷凝器進出口制冷劑平均壓力與蒸發器進出口平均壓力對應的飽和溫度。(2)系統制冷量由機柜內蒸發器進出風溫差與機柜進風量得出。進出風溫可由熱電偶測得，機柜進風量由迎面風速、迎風面積和空氣密度等參數得出。(3)系統COP由制冷量/總功耗得出。4種模式的總功耗依次包括：a.機柜風機功耗、冷凝器風機功耗、制冷劑泵功耗；b.機柜風機功耗、冷凝器風機功耗、制冷劑泵功耗、冷凝器水泵功耗；c.機柜風機功耗、冷凝器風機功耗、壓縮機功耗；d.機柜風機功耗、冷凝器風機功耗、壓縮機功耗、冷凝器水泵功耗。

表2 數據測量儀表參數

2 實驗結果分析

本節通過實驗研究，分析系統在風冷熱管模式、蒸發冷卻熱管模式、風冷蒸氣壓縮模式、蒸發冷卻蒸氣壓縮模式下的運行性能。一般冷凝器風速的變化對該類系統換熱性能和穩定性影響較大，為了使系統在不同室外溫度下均能可靠運行，將分析室外溫度和冷凝器風速的變化對系統性能的影響。考慮到冷凝器風機最大風速為4 m/s，選擇低(1.5 m/s)、中(2.5 m/s)、高(3.5 m/s)三檔風速研究風速對系統性能影響，室外溫度實驗測試區間如表3所示。

表3 系統不同模式室外溫度實驗測試工況范圍

2.1 熱管模式系統性能分析

熱管模式下，蒸發溫度與冷凝溫度隨室外溫度的變化如圖4所示。風冷熱管模式下，冷凝器風速一定時，當室外溫度由-20 ℃升至10 ℃后，冷凝溫度tc與蒸發溫度te呈線性增長趨勢，蒸發溫度略高于冷凝溫度。值得注意的是，圖中標出的結露線對應的是蒸發器進口空氣的露點溫度(蒸發器進風溫度30 ℃，相對濕度30%)，實驗研究發現，降低冷凝器風速能有效防止結露，風速每降低1 m/s，蒸發溫度平均升高1.8 ℃。在1.5、2.5、3.5 m/s室外機風速下，蒸發器分別在室外溫度為-5、-2.5、0 ℃時出現結露。低于上述溫度時，為防止結露，系統需要進一步降低風速。

圖4 熱管模式蒸發溫度與冷凝溫度的變化

分析實驗結果可知：1)室外溫度每升高5 ℃，風速為1.5、2.5、3.5 m/s下的蒸發溫度分別平均升高2.3、2.1、1.8 ℃。2)在相同室外溫度條件下，冷凝器風速的增大提高了換熱器表面的對流換熱表面傳熱系數，降低了冷凝器內制冷劑與室外空氣間的傳熱溫差，導致冷凝溫度降低，蒸發溫度也隨之降低。3)當蒸發溫度低于空氣露點溫度時，蒸發器結露會給服務器帶來安全隱患。

熱管模式下，制冷量與制冷劑流量隨室外溫度的變化如圖5所示。風冷熱管模式的制冷劑質量流量Mr隨室外溫度由-20 ℃升至10 ℃而增大，在低、中、高三檔風速下，增幅分別為23.2%、21.6%、19.8%，同時，三種風速下的制冷量分別降低了41.5%、37.8%與36.9%。當室外溫度為10 ℃時，風速為1.5 m/s與2.5 m/s下的系統制冷量已不能滿足8 kW的需求。

圖5 熱管模式制冷量與制冷劑質量流量的變化

由實驗結果推斷出：1)室外溫度的升高使制冷劑在蒸發器和冷凝器的運動黏度和比容降低，系統的總壓力損失降低，導致制冷劑流量逐漸變大。冷凝器風速的改變對制冷劑流量的影響很小。2)雖然室外溫度升高使制冷劑流量增加，但蒸發溫度的升高大幅降低了蒸發器進出口制冷劑焓差，室內外傳熱溫差逐漸降低，導致系統制冷量顯著下降。當室外溫度大于-10 ℃時，制冷量降幅增大。

風冷熱管模式下，系統功耗與COP隨室外溫度的變化如圖6所示。當室外溫度由-20 ℃升至10 ℃時，制冷劑泵功耗降低11.1%，這是因為室外溫度的升高使制冷劑溫度升高，制冷劑在蒸發器和冷凝器的運動黏度和比容降低，因此制冷劑流動阻力減小，從而降低了制冷劑泵功耗。風機風速一定，其功耗也穩定。雖然此時的系統總功耗在降低，但由于制冷量隨著室外溫度的升高而大幅下降，最終導致系統COP也降低。當室外溫度小于0 ℃時，低冷凝器風速系統的COP更高。當室外溫度為-20 ℃時，低、中、高檔風速下系統COP分別為16.5、15.2和14.1。當室外溫度高于0 ℃時，提高風速有利于提升系統COP，風速為2.5 m/s與3.5 m/s下的系統COP分別在室外溫度為0 ℃與5 ℃時開始高于風速為1.5 m/s下的系統COP。

圖6 風冷熱管模式系統功耗與COP的變化

隨著室外溫度的升高，風冷熱管模式逐漸供冷不足。為了延長熱管模式運行區間，系統運行蒸發冷卻模式。蒸發冷卻熱管模式下，系統功耗與COP隨室外溫度的變化如圖7所示。將風冷模式與蒸發冷卻模式進行對比，分析實驗結果可知：

圖7 蒸發冷卻熱管模式系統功耗與COP的變化

1)蒸發冷卻熱管模式系統性能參數的變化規律與風冷熱管模式相同，因為兩者不同之處僅在于冷凝器冷卻模式。

2)蒸發冷卻起到降低冷凝器冷卻風溫的作用，進而降低了冷凝溫度。

3)蒸發冷卻模式增加了循環水泵的功耗，水泵運行頻率一定，水泵功耗也基本不變。

4)與風冷熱管模式相比，在相同室外溫度與冷凝器風速下，蒸發冷卻模式有更高的制冷量，由圖中的額定制冷量線可知，熱管模式室外溫度運行上限從10 ℃提升至15 ℃。

5)相比于風冷冷卻模式，蒸發冷卻模式雖增加了水泵的功耗，但降低了室外機中翅片管換熱器的進風溫度，增大了冷凝器側傳熱溫差，室外機冷卻效果增強，系統制冷量提高，因此系統COP得到提升。在室外溫度為5～10 ℃時，當系統由風冷模式轉為蒸發冷卻模式后，在1.5、2.5、3.5 m/s風速下該區間內的系統平均COP分別增長了15.5%、13.3%、17.9%。

2.2 蒸氣壓縮模式系統性能分析

當蒸發冷卻熱管模式供冷不足時，系統切換為蒸氣壓縮制冷模式。蒸氣壓縮模式下，蒸發溫度與冷凝溫度隨室外溫度的變化如圖8所示。為了使膨脹閥供液充足，冷凝器首先運行風冷冷卻模式，由圖8可知：

圖8 蒸氣壓縮模式蒸發溫度與冷凝溫度的變化

1)在一定冷凝器風速下，當室外溫度升高時，蒸發溫度緩慢升高，冷凝溫度的增幅顯著。當室外溫度由10 ℃升至30 ℃時，低、中、高三檔風速下冷凝溫度的增幅分別為36.8%、40.1%和43.8%。室外溫度的升高導致了制冷量的降低，蒸發器側傳熱溫差降低，所以系統蒸發溫度在緩慢升高。

2)在相同室外溫度下，冷凝器風速的提高降低了冷凝溫度。當室外溫度為20 ℃時，從低風速調至高風速后，冷凝溫度降低5.2 ℃。實驗結果表明，蒸氣壓縮模式不同工況下的蒸發溫度均高于結露線，未出現蒸發器結露問題。這是因為熱管模式下蒸發器與冷凝器直接連通，室外溫度對蒸發溫度影響較大。蒸氣壓縮模式中，在壓縮機和節流裝置的作用下，室外溫度主要影響冷凝器的換熱效果，對蒸發溫度的影響相對較弱。熱管模式的室外溫度運行區間為-20～15 ℃，而蒸氣壓縮模式的整體室外溫度運行區間為10～40 ℃。因此，熱管模式所處的室外溫度更低，蒸發溫度也相對較低，該模式下蒸發溫度隨室外溫度的降低而大幅下降，因此容易導致蒸發溫度低于結露線。蒸氣壓縮模式所處的室外溫度始終高于10 ℃，蒸發溫度也不會過低，同時，室外溫度的升高對蒸發溫度影響較小，蒸發溫度較穩定。因此在本文的蒸氣壓縮模式實驗工況中，未出現蒸發器容易結露的隱患。

蒸氣壓縮模式下，制冷量與制冷劑流量隨室外溫度的變化如圖9所示。當室外溫度由10 ℃升至30 ℃后，風速為1.5、2.5、3.5 m/s下的制冷劑流量的增幅分別為42.2%、41.5%、40.1%。制冷量隨室外溫度的升高而下降，圖9中標出了8 kW的額定制冷量線，當室外溫度為25 ℃時，風速為1.5 m/s的系統制冷量已低于需求。

圖9 蒸氣壓縮模式制冷量與制冷劑質量流量的變化

由實驗結果推斷出：蒸發溫度的逐漸升高使壓縮機吸氣口制冷劑比容降低，提高了制冷劑質量流量，但冷凝器風速的改變對制冷劑質量流量無顯著影響。

風冷蒸氣壓縮模式下，系統功耗與COP隨室外溫度的變化如圖10所示。壓縮機功耗在總功耗的占比較大，始終超過50%。在室外溫度為10、15、20、25、30 ℃時，當冷凝器風速由1.5 m/s增至3.5 m/s后，壓縮機功耗在5個溫度點下分別降低了20.3%、20.8%、18.2%、16.1%、19.0%，制冷量分別增加了11.8%、12.12%、13.4%、15.6%、19.4%，系統COP分別升高了13.1%、13.8%、19.4%、20.4%、20.8%。

圖10 風冷蒸氣壓縮模式系統功耗與COP的變化

分析實驗數據可知：1)雖然高冷卻風速下風機的功耗更大，但冷凝溫度下降有效降低了壓縮機功耗，使總功耗也在降低。2)在一定冷凝器冷卻風速下，風機總功耗不變，室外溫度的升高使壓縮機功耗不斷增加，且系統制冷量在下降，所以系統COP逐漸降低。

隨著室外溫度的升高，風冷蒸氣壓縮模式的壓縮機功耗增幅顯著，為了提高能效比，系統切換為蒸發冷卻蒸氣壓縮模式。蒸發冷卻蒸氣壓縮模式下，系統功耗與COP隨室外溫度的變化如圖11所示。分析實驗結果可知：

圖11 蒸發冷卻蒸氣壓縮模式功耗與COP的變化

1)蒸發冷卻蒸氣壓縮模式性能參數的變化規律與產生原因與風冷蒸氣壓縮一致。壓縮機功耗仍是影響總功耗與系統COP的重要因素。

2)蒸發冷卻模式雖增加了水泵的功耗，但冷凝溫度與壓縮機功耗的下降趨勢顯著，室外溫度大于20 ℃時，與風冷模式相比，蒸發冷卻模式擁有更高的能效比。當室外溫度為30 ℃時，冷凝器運行蒸發冷卻模式后，低、中、高檔風速下冷凝溫度分別降低了4.68、3.91、4.32 ℃，壓縮機功耗分別降低了15.9%、15.1%、15.3%，COP分別提高了17.5%、16.2%、14.3%，也可以看出，蒸發冷卻對低風速系統COP的提升作用更顯著。

3)當室外溫度較低時，冷凝器采用蒸發冷卻雖然也能降低冷凝溫度，有助于增大系統換熱量,但當冷凝溫度低于一定值時也會導致膨脹閥供液能力不足，反而影響系統制冷量與COP，導致系統冷卻能力和能效比降低，此時壓縮比過小也會影響壓縮機正常工作。當室外溫度低于20 ℃時，冷凝器運行風冷模式能防止冷凝溫度過低，保證膨脹閥與壓縮機正常工作。當室外溫度高于20 ℃時，冷凝溫度與壓縮機功耗愈發增大，此時，系統選擇蒸發冷卻形式更能提高冷卻效率。

3 結論

本文以蒸發冷卻式熱管與蒸氣壓縮復合數據中心空調系統為研究對象，實驗分析了室外溫度、冷凝器風速和冷卻形式對系統不同運行模式下性能參數的影響，得到如下結論：

熱管模式：1)風冷模式下，隨室外溫度的升高，系統制冷量和COP顯著下降，當室外溫度為10 ℃時，風速為1.5 m/s與2.5 m/s下的系統制冷量已不能滿足8 kW的需求。2)當室外溫度小于0 ℃時，低冷凝器風速系統的COP更高。當室外溫度高于0 ℃時，提高冷凝器風速有利于提升系統COP，風速為2.5 m/s與3.5 m/s下的系統COP分別在室外溫度為0 ℃與5 ℃時開始高于風速為1.5 m/s下的系統COP，分別高出了8.5、8.6、8.2和7.1、7.6、7.2。3)與風冷相比，蒸發冷卻將熱管模式室外溫度上限從10 ℃提高至15 ℃，當室外溫度為5～10 ℃時，三種風速下系統COP平均增長15.57%。

蒸氣壓縮模式：1)風冷模式下，制冷量隨室外溫度的升高而下降，當室外溫度為25 ℃時，風速為1.5 m/s的系統制冷量已低于需求。2)在本實驗的設定參數下，雖然高冷卻風速下風機的功耗更大，但冷凝溫度下降有效降低了壓縮機功耗，壓縮機功耗在總功耗的占比始終超過50%，使總功耗也在降低。3)開啟蒸發冷卻模式可以有效降低壓縮機功耗，并能提升系統的節能性。當室外溫度為30 ℃時，在低、中、高三檔冷凝器風速下，當系統由風冷模式轉為蒸發冷卻模式后，系統COP分別升高了17.5%、16.2%、14.3%。