适用于寒区的智能节能通风系统实验研究

王志成，张 宇，张 玥，杨春英，袁 阔

(1.黑龙江省能源环境研究院，黑龙江 哈尔滨 150027;2.哈尔滨工程大学 航天与建筑工程学院，黑龙江 哈尔滨 150001)

0 引言

进入21世纪以来，我国数据处理中心、通信基站等电子信息系统的机房建设规模日益剧增，这类机房长年温度需维持在18～28℃[1]以保证设备的正常运行，目前多采用压缩式制冷空调系统全年不间断地进行温度调控，这就导致其耗电量在机房总能耗中的占比可达40%以上[2-3]。我国地域辽阔，横跨六个温度带，其中黑龙江省、吉林省等地区的月平均气温>10℃的月份不超过5个月、年平均气温≤5℃，这些区域因此也被称为寒区。学者陈仁升等人[4]研究发现我国寒区面积有417.4万平方公里，占我国陆地面积的43.5%，蕴藏着非常丰富的自然冷源。若能借助寒区的室外自然冷源量解决电子信息系统机房供冷高能耗问题，可进一步实现国家的节能减排倡导。

目前国内外学者针对室外自然冷源的利用，提出了一种分离式热管技术，依据室内外温差并借助分离式热管完成室内与室外的换热；且室外冷空气与室内热空气无任何交集，从而保障了机房内的湿度和洁净度控制要求，这使该技术要优于直接引进新风供冷技术。对于分离式热管技术的换热性能及节能性，学者进行了大量的研究。学者胡张保等人[5]从工作原理、影响因素以及技术特征等方面，较为系统地介绍了分离式热管在数据机房空调系统中的应用。石定明[6]、唐志伟[7]、张泉[8]、罗文[9]等学者利用仿真与实验等手段对分离式热管技术的换热特性进行分析，并为分离式热管的设计及改进提供了技术支持。在节能性方面，Ding[10]、金鑫[11]等学者通过分离式热管的性能实验，认为该系统具备较高的能效比，且在冬季节能效果更为显著。此外一些学者如杨春英等人[12]根据适用于通讯基站的分离式热管技术研究，进一步探讨了分离热管系统装置的最佳安装方式等。众多的研究结果表明利用分离式热管技术进行节能是可行且可靠的。

本文在以上学者研究的基础上，设计了一套利用寒区自然冷源的智能节能通风系统装置，其主要采用分离式热管技术，通过与压缩式制冷空调系统共同运行，并借助控制系统实现电子信息机房供冷的高效智能节能减排工作。

1 实验方案

本实验研究主要分为两部分，第一部分探讨不同影响因素下分离式热管系统的供冷性能，第二部分则是依托第一部分的研究结果设计智能节能通风系统，并进行节能性分析。

1.1 工作原理

智能节能通风系统应用了分离式热管技术，该技术主要是依据制冷剂的相变作用将室内的热量转移到室外环境中[13]，其蒸发段与冷凝段相互分开[14]。图1为智能节能通风系统工作原理，其中左侧部分为分离式热管系统，右侧部分则为压缩式制冷空调系统。

图1 智能节能通风系统工作原理示意

在分离式热管系统中，液态制冷剂流经蒸发器时，通过热管与室内高温气体进行换热，蒸发吸热气化；然后气态制冷剂利用浮升力经由气体管上升至室外一定高度处的冷凝器中，冷凝放热液化；而后重新形成的液态制冷剂受重力影响经由液体管落回蒸发器内，继续吸收室内热量再次气化，从而形成一个完整的自然制冷循环回路，源源不停地将室内热量带到室外。整个过程中为加强系统的换热作用，室内室外均配备了低功耗率的风机；当室内外气温差大于某一设定值或室外温度小于某一设定值时，分离式热管系统启动进行制冷，反之，则采用空调系统。

图2 部分实验设备

1.2 实验台搭建

本次实验地点选在黑龙江省哈尔滨市，属于寒区。参考小型通讯基站设计标准，实验室尺寸为3 m×3 m×2.7 m，围护结构为彩钢夹芯板；室内室外风机采用WYS4-30APM-01，其性能参数为220 V-50 Hz-0.2 A-80 W；机房发热设备使用热油汀装置进行模拟，发热功率为800 W、1 400 W、2 200 W；在室外和室内等多个位置(包括蒸发器的进风口和出风口及热油汀周围)分别布放多个Pt100型热电阻，并用SM1200B-50温度采集仪不间断地采集各个部分的温度，每10 s记录一次；利用数字冷媒表testo550分别采集换热设备冷凝端和蒸发端两端的压力；工质选用R22作为制冷剂。

1.3 实验处理方法

本实验欲探讨各个因素如制冷剂充注率、风机风量、室内外温差及蒸发器和冷凝器垂直高差作用下的分离式热管系统供冷性能规律，以寻求最佳系统设计方法。影响因素主要采用单一变量控制的方法进行研究，其中制冷剂充注率、风机风量及垂直高差属于人为影响因素，易于控制；但室内外温差则属于环境影响因素，其室外温度人为控制难度大，因此本实验在短时间内室外温度变化微小的情况下，借助控制系统调节发热设备的发热量，尽量维持室内外温差的一致，并利用多次测试取平均的处理办法保证系统供冷性能参数获取的准确性与合理性。

供冷性能的评价准则采用制冷量Q和能效比COP进行表征。制冷量Q指蒸发器每单位时间内与周围环境的换热量，可以反映系统的制冷情况；能效比COP则指制冷量Q与系统风机的耗电量W之比，可以反映系统的节能情况。根据传热学的相关理论可知，制冷量Q及能效比COP计算如下

Q=ρqvCp(t2-t1)/3 600

(1)

COP=Q/W

(2)

式中W——风机耗电量/W；

ρ——空气密度/kg·m-3取1.2；

qv——风机风量/m3·h-1；

Cp—— 空气定压比热/J·(kg·℃)-1，取1 007；

t1——蒸发器出口空气温度/℃；

t2——蒸发器进口空气温度/℃。

2 分离式热管系统供冷性能分析

2.1 制冷剂充注率

在分离式热管系统的供冷性能研究中，优先考虑制冷剂充注率这一因素。制冷剂充注率m(一般以百分比的形式表示)，定义为某一状态下制冷剂的充注体积V1与蒸发器的容积V2之比，即下式(3)。按照实际充注情况及式(3)计算，m有可能超过100%

m=V1/V2×100%

(3)

充注率过低时，在蒸发器中的制冷剂将由液态全部变为气态，处于过热状态，造成蒸发器吸热量不足、换热效率低下。充注率过高时，制冷剂的气化程度反而不完全，其中部分液体将会被气体携带着进入蒸汽上升管乃至冷凝器中，并在冷凝器的内表面形成一层液体薄膜，使其传热热阻增加，削弱了系统换热性能。因此在其他条件不变的情况下，随着制冷剂充注率的加大，系统的制冷量和COP均出现先增加后减少的变化规律，见图3(实验条件为室内外温差20 ℃，垂直高差2.8 m，风量2 000 m3/h)，这说明制冷剂存在最佳充注率。

最佳制冷剂充注率主要依据制冷量进行设计，因为制冷量越大，制冷速度越快，温度的增幅越容易得到控制。根据实验数据，对制冷剂充注率与制冷量进行三次方拟合，如下式(4)。制冷量与制冷剂充注率的拟合曲线与原数据的对比见图3，拟合误差在5%以内，符合精度要求。经过计算，本分离式热管系统的最佳制冷剂充注率为184%，此时制冷量最大，达到了3.6 kW

图3 充注率对制冷量及COP的影响

Q=3.897 39-0.103 56m+0.001 08m2-2.855 41×10-6m3

(4)

2.2 风机风量

从图4(实验条件为室内外温差20 ℃，垂直高差2.8 m，制冷剂充注率为184%)中可以发现，风机风量加大的作用效果表现为，分离式热管系统的制冷量处于先快后缓的增长趋势，而COP的变化规律则是先增后减，且大约在风量为1 600 m3/h时达到最优状态。

图4 风机风量对制冷量及COP的影响

在较低风量时，蒸发器换热表面的空气流速较低，导致室内空气不能与制冷剂进行充分的循环热交换，因此制冷量和COP均较小。风量过高时，尽管室内空气循环速度加快，但较热空气与蒸发器的接触时间较短，换热效率反而有所下降，所以其制冷量的增长速率趋缓。而随着风量增加，风机耗电量增长率一般不变或略有加快，因此势必会有耗电量大于制冷量的情况，COP也就开始下降甚至骤降。

2.3 室内外温差

室内外温差在分离式热管系统设计中扮演着极其关键的角色。分离式热管系统的驱动力主要是气态制冷剂在重力作用下产生的浮升力，也就是气液两相间的密度差造成的影响。温度差越大，导致密度差越大，工质循环加快，换热效果也就越好。另外根据传热学原理，除辐射外，热量与温度差是正比关系，这也解释了图5(实验条件为垂直高差2.8 m，制冷剂充注率184%，风量2 000 m3/h)中制冷量和COP随室内外温差基本呈现线性增加的原因，也表明了该系统特别适用于室内和室外温度相差较大情形(如冬季)下的供冷。

图5 室内外温差对制冷量及COP的影响

2.4 蒸发器和冷凝器的垂直高差

图6(实验条件为室内外温差20 ℃，垂直高差2.8 m，制冷剂充注率184%)表明，蒸发器和冷凝器的垂直高差对分离式热管系统的供冷设计中也起着显著的作用，具体表现为垂直高差由1.5 m增至2.8 m，制冷量则由1.8 kW增长为3.6 kW，COP也由9.4提升至20.6。由于重力作用，垂直高差越大，制冷剂相变循环速度越快，制冷量和COP也就越大且变化一致。但高差增大也就意味着管路系统变长，尤其当管路系统安装较为复杂时，管路系统的流动阻力也就相应增大，工质循环速度变慢，供冷性能下降。因此建议管路系统应尽量简单，减少不必要的弯管等造成阻力增大的结构。

图6 蒸发器和冷凝器的垂直高差对制冷量及COP的影响

3 智能控制策略及节能分析

智能节能通风系统的智能性主要体现在控制系统的合理有效性上，即控制系统应能够“快、稳、准”地控制室内温度变化，且基于分离式热管技术能进一步提高能源利用率，从而保证整个系统的高效节能效果。因此本控制系统的设计内容主要是，根据上述分离式热管系统供冷性能规律分析，按照最优制冷剂充注率和最优垂直高差，进一步确定分离式热管系统或压缩式制冷空调的切换(即开启/关闭)条件以及风机风量随温差的控制规律。

3.1 联合运行切换条件

分离式热管系统和压缩式制冷空调联合运行的切换条件的选取，应该保证智能节能通风系统的节能效果最佳，且尽量避免人为影响因素，因此宜选择环境影响因素作为切换条件，即室内外温差。房间冷负荷随室外气温的降低而减小，分离式热管系统的制冷量随室外气温的降低而增加，根据热平衡原理，作为切换条件的室内外温差应满足以下关系：

发热设备的冷负荷(Qh)+围护结构的冷负荷(QW)=分离式热管系统的制冷量(Q)

围护结构的冷负荷QW应按下式计算

QW=AK(tw-tn)a

(5)

式中A——围护结构的总表面积/m2，取50.4 m2；

K——围护结构的总传热系数/W·(m2·℃)-1；

tw——室外温度/℃；

tn——室内温度/℃；

a——温差修正因子，取1.37。

围护结构的总传热系数K应按下式(6)进行计算

(6)

式中αn——围护结构的内表面传热系数/W·(m2·℃)-1；

δ——围护结构厚度/m；

αλ——围护结构材料的导热系数/W·(m2·℃)-1；

λ——材料的修正因子；

Rk——围护结构封闭空腔的传热热阻/(m2·℃)·W-1；

αw——围护结构的外表面传热系数/W·(m2·℃)-1。

经计算，K为2.53 W/(m2·℃)。

式(5)与式(1)联立可以得到式(7)，如式(7)所示

Qh+AKa(tw-tn)=rqvCp(t2-t1)/3 600

(7)

按照式(7)，以最大风量(2 000 m3/h)和最大发热量(热油汀最大发热功率2 200 W)计算，并根据制冷剂充注率184%和垂直高差2.8 m的实验条件得到的蒸发器进出口温差5.7 ℃，可以获取两系统切换的最低室内外温差Δtmin为8 ℃。当室内外温差大于8 ℃时，即分离式热管系统的制冷量高于室内的冷负荷(Qh与QW之和)时，单独运行分离式热管系统进行制冷；反之，则关闭分离式热管系统，运行空调系统进行制冷。

3.2 风量随温差的控制规律

在其他系统条件一定时，风机风量应具备根据室内外温差的高低进行自我调节的能力，从而使得智能节能通风系统的经济性最优。下式(8)表明风机风量与转速比的正比关系，因此只需控制风机的转速，即可实现控制风机风量的目的。鉴于无级变频方式成本高、装置复杂、可靠性差、机械损耗大以及运行寿命短等缺点，风机采用分档的方式进行风量调节，分别是1 600 m3/h、1 800 m3/h和2 000 m3/h共计三个档位。此外，结合式(7)，按最大发热量考虑可以分别得到三个档位对应的临界室内外温差，即Δt1(=15 ℃)、Δt2(=12 ℃)、Δt3(=Δtmin=8 ℃)

(8)

式中qv1——与转速n1对应的风量/m3·h-1；

qv2——与转速n2对应的风量/m3·h-1。

图7为风机调节室内温度的控制原理，设定室内温度目标值后，温度传感器测出室内室外温度，再利用PID控制器计算温差并由此不断调节风机风量，最终满足室内温度要求。图8中，在室内外温差为Δtmin(=8 ℃)、风量为2 000 m3/h时，此时室内与室外恰好处于热平衡状态，虽不能抑制室内温度的增长，但可延缓其增长速率；当室内外温差大于Δtmin(=8 ℃)时，分离式热管系统的制冷效果增强，开始降低室内温度；随着温差增加Δt2(=12 ℃)到Δt1(=15 ℃)或以上，风机风量通过控制器自动调整为1 800 m3/h或1 600 m3/h，不仅可满足室内供冷需求，还可降低风机能耗。此外，为防止设备频繁运行导致的寿命损耗等问题，系统还设置了延时开启等功能。

图7 风机调节室内温度的控制原理

图8 风机风量随室内外温差变化的调节规律

3.3 温度调控及节能性分析

智能节能通风系统运行流程见下图9。室内温度大于某个设定值(如28 ℃)时，控制器首先启动分离式热管系统；若分离式热管系统供冷效果无法达到室内热负荷要求(即室内外温差小于8 ℃)，则切换为空调系统；反之，继续运行分离式热管系统。系统可设定设备开启温度，实时监测并反馈室内室外温度变化情况，不断调整各系统的运行状态，这样可防止室内温度过高，有效缩短空调系统运行的时间，继而大幅度减少整个系统的耗电量。

图9 智能节能通风系统运行流程

温度调控测试时间为夏季的8月10号至8月19号，并划分为三个时间段，即8月10号为设备调试时间段，11号至14号为智能节能通风系统开启时间段，15号至19号则为空调单独运行时间段，其中第二个和第三个时间段为结果对比组。

8月11号到14号的室内温度的变化情况如下图10所示，智能节能通风系统开启后，空调系统运行(或者不运行)，室内温度始终可以维持在28～29 ℃左右，基本达到室内温度设定的28 ℃要求。由于受室外环境和系统延时开启功能影响，因此8月13号的室内温度波动较为剧烈，但系统仍能在较短的时间内快速降温，控制精度为±1 ℃。

图10 8月11-14号室内温度情况

表1为8月11号至18号的耗电量统计，其中节电量J和节电率L的计算公式分别如下式(9)和(10)。由表中数据可以看出，在8月14日节能效果最好，一天少用27.2 kW·h的电，折合电费13.87元(按照最新电费价格0.51元/kW·h计算)；在8月11日节能效果最差，一天少用5.3 kW·h的电，折合电费2.7元；测试期间的节电率最高为77.1%

表1 耗电量统计

J=W1-W2

(9)

L=(W1-W2)/W1×100

(10)

式中W1——空调系统单独运行的耗电量/kW·h；

W2——空调系统与分离式热管系统联合运行的每日耗电量之和/kW·h。

经计算，本次实验的8月11号至14号耗电量与15号至18号的耗电量比较，智能节能通风系统的最大节能率可达到77.1%，最小节能率为15%。根据相关气象资料显示，哈尔滨及附近地区夏季的平均温度在14～25℃之间，高温天气相对较少；冬季的平均温度则在-20～-5℃之间；春秋两季气温则处两者之间。表2表明整个实验期间的平均气温在17.6～26℃，属于典型的夏季天气，由此可推测出智能节能通风系统(也即分离式热管系统)在整个夏季都可以拥有较为可观的节能效果。若在冬季采用本系统，则基本可以取代压缩式制冷空调系统，从而保证了本系统的最大节能性和经济性。

表2 实验期间室外天气状况

4 结论

本文通过对智能节能通风系统进行供冷性能和节能效果的实验研究，可以得出以下结论：

(1)分离式热管系统制冷量不会随制冷剂充注率和垂直高差的增加而无限增大，但会随风机风量以及室内外温差增加而不断增大；系统COP随室内外温差增加呈现线性增长趋势，在制冷剂充注率、垂直高差和风机风量影响下其均存在最优值。

(2)分离式热管智能节能通风系统切换条件设计为最低室内外温差Δtmin(=8℃)。低于8℃，单独运行空调系统制冷；反之，则运行分离式热管系统制冷，并根据实际的室内外温差，适当调节风机风量，既可满足室内温度的调控要求，又可减少耗电量。

(3)与机房原有单独运行的空调系统相比，智能节能通风系统在寒区应用具有更佳的节能效果。