旋转气泵驱动环路冷却机组的工作特性

(北京工业大学环境与能源工程学院 北京 100124)

随着电子科技的进步，数据中心开始大范围应用。数据中心的能流密度高，单位能耗快速增加，因此降低数据机房能耗迫在眉睫。在数据机房设备中，空调系统能耗占比大，约为30%～50%[1]。降低空调能耗是数据机房节能的一种技术路线，而利用自然冷源为数据中心降温又是降低空调能耗的一种方法。

热管作为能有效利用自然冷源的装置，被学者广泛研究应用。李改莲等[2]研究了热管复合式机房空调的性能，当室外侧环境温度为7 ℃时，分离式热管制冷量达到最大值4 575 W，EER高达17.99。胡张保等[3]实验研究了微通道换热器作为蒸发器的分离式热管空调，结果表明：充液率过大或过小均会影响系统的传热性能，最佳充液率约为120%；室内外温差越大分离式热管空调传热效果越好。石文星等[4-5]将分离式热管机组与蒸气压缩式制冷机组相结合，制成一种全年用机房复合空调系统，实验得到同等条件下比常规基站空调节能30%～45%。然而分离式热管机房空调作为机房空调的辅助降温设备，占用机房空间大，机组安装要求高。在机组长管路或机房大热流密度下，若机组动能偏小，则可能出现部分冷凝器处于“无用”状态，装置工作温差增大，机组散热效果变差[6]。在液体环路增加泵可以解决分离式热管机组动力不足，安装要求过高等问题。

在航空航天领域，泵驱动热管应用主要针对微重力或无重力的环境，刘杰[7]采用航天机械泵(齿轮泵)驱动两相流冷却环路，针对启动特性、工作点控制方案、冷却特性和循环特性等方面进行综合研究。在数据机房领域，王铁军等[8]研究屏蔽泵驱动环路热管冷却数据机房，在室内外温差为20 ℃时EER为15.4，是普通蒸气压缩制冷EER的3～5倍。张双等[9-13]在环路热管的基础上，设计了屏蔽泵和磁力泵驱动的回路热管机组，针对启动特性、换热性能、循环特性进行实验研究，并将机组应用到北京某小型数据机房中，结果表明，与采用空调散热相比，可节省电能20.18%。

液泵在运行时会发生气蚀，在部分实验及应用过程中可能断流[14]。因此魏川铖等[15]采用滑片式压缩机设计了气相驱动热管循环，并测试其在不同充注量、高度差和温差下的循环性能，结果表明：实验样机在室内外温差为30 ℃时，EER达到7.705。石文星等[16]采用直流调速压缩机作为气体增压泵驱动环路热管，结果表明：当室内外温差大于20 ℃时，采用气体增压分离式热管循环EER达到3.9，节能率约为8%；当室内外温差为30 ℃时，EER达到7.6，节能率达到70%。本文针对上述问题，选择改进的全封闭旋转压缩机作为气相侧驱动装置，搭建旋转气泵驱动环路冷却机组，对其换热特性、循环特性进行研究，并与液泵驱动回路热管机组在同等室内外温度工况条件下的实验数据进行对比。研究结果可为气相侧泵驱动装置的设计研发提供借鉴参考。

1 旋转气泵驱动环路冷却机组

1.1 工作原理

图1所示为旋转气泵驱动环路冷却机组的工作原理。机组由蒸发器、冷凝器、气液分离器、旋转气泵及连接管组成，气泵为整个机组提供动力。工作原理：气液分离器内的气体制冷剂(状态点1)被泵吸入，经过泵绝热增压，变为过热气体(状态点2)；从泵出口到冷凝器入口，制冷剂气体从过热气体(状态点3)变为饱和气体(状态点4)，在冷凝器内，制冷剂与冷源(空气)发生热交换，从饱和气体被冷凝成饱和液体，并进一步被冷凝成过冷液体(状态点3-5)；从冷凝器出口到蒸发器入口，由于管路压力损失，制冷剂压力下降，导致部分液体提前蒸发，制冷剂变为状态点6，进入蒸发器内与室内空气换热变为状态点7；为防止气泵进液，状态点7的制冷剂气体经过气液分离器变为状态点1，完成一个循环。假设制冷剂仅在换热器内换热，在管道中为绝热状态，忽略换热器内压力损失。

图1 旋转气泵驱动环路冷却机组的工作原理Fig.1 The principle of rotary booster-driven loop cooling unit

1.2 机组部件

研制的旋转气泵由压缩机改进而成，改进后可减小压缩机吸排气的压比和压缩机功率。气泵的工作容积Vg=3.6×10-5m3/r，采用R22制冷剂。经过前期选型计算，机组室内侧采用两组蒸发器并联的形式；室外侧采用两组冷凝器并联的形式，每台换热器的传热面积为25.6 m2；气体管路使用16.2 mm的紫铜管连接，液体管路采用9.7 mm的紫铜管连接，翅片管换热器几何参数如表1所示。室内外共使用4台轴流风机强制换热，每台风机实测风量为2 600 m3/h，每台风机实测功率约为160 W，最大风量为3 739 m3/h。

气泵的转速n：

n=60(1-s)f/p

(1)

式中：n为气泵的转速，r/min；s为负载转差率(3%～5%)，文中取4%；p为电机极对数；f为电源频率，取50 Hz。

经计算，气泵的转速n=2 880 r/min。

1、2、3、4换热器入口截止阀；5、6、7、8三通阀；9、10、11、12换热器出口截止阀；13、14冷凝器；15、16蒸发器；17气泵；18气液分离器；19质量流量计；20、21、22取样风机；23喷嘴；T干球温度测点；Tw湿球温度测点；P压力测点；ΔP压差测点。图2 实验装置Fig.2 The experimental device

气泵的理论输气量：

Vh=60nVg

(2)

式中：Vh为气泵的理论输气量，m3/h；Vg为气缸工作容积，m3/r。

经计算，气泵的理论输气量Vh=6.48 m3/h。

表1 翅片管换热器几何参数Tab.1 Geometric parameters of tube-fin heat exchanger

2 实验系统与测量

2.1 实验装置及测试方法

气泵驱动环路冷却机组采用空气焓值法测量性能，机组在焓差室中的摆放及测点布置如图2所示。

由图2可知，蒸发器与冷凝器在同一水平面上，机组室外侧主要部件为气泵、气液分离器，液体侧主要为质量流量计，冷凝器排列方式为并联，其中截止阀1、2分别控制冷凝器13、14的进气，截止阀启闭方式为开或关。机组室内侧蒸发器同样为并联放置，截止阀3、4分别控制蒸发器15、16的进液，截止阀启闭方式为开或关。

机组运行方案：将截止阀1、2、3、4打开，并打开冷凝器13、14和蒸发器15、16对应的风机，制冷剂从气泵17排除后经过室外侧三通阀均匀流入冷凝器13、14，后汇集到液管，经过室内侧三通阀均匀流入蒸发器15、16。

实验测量数据包括：冷凝器进出风干球温度、蒸发器进出风干湿球温度、气泵进出口压力、冷凝器进出口压力、蒸发器进出口压力、液体侧质量流量、喷嘴前后压差、各喷嘴的实际面积、喷嘴前干湿球温度、冷凝器风机功率、蒸发器风机功率、气泵功率。

测点布置：冷凝器进出风干球温度分别由4个T型热电偶测得，蒸发器进出风干球温度由4个T型热电偶及1个RTD铂电阻测得，蒸发器进出风湿球温度由湿球温度计测得。气泵、冷凝器、蒸发器压力由压力传感器测得(其中气泵出口与冷凝器进口距离短，压力测点合二为一)。液体侧质量流量由超声波质量流量计测得。喷嘴前后压差由压差计测得，喷嘴前干湿球温度使用蒸发器出风干湿球温度，喷嘴面积使用标定值。所有数据统一由数据采集仪采集并导出。气泵、两器风机功率由功率计测得。

测量数据的处理：机组总功率由气泵功率、蒸发器风机功率及冷凝器风机功率相加得到：

Punit=Pbooster+Pfan,evap+Pfan,cond

(3)

式中：Punit为机组总功率，kW；Pbooster为气泵功率，kW；Pfan,cond为冷凝器风机功率，kW；Pfan,evap为蒸发器风机功率，kW。

室内侧蒸发器空气侧风量：

(4)

式中：qv为机组室内测点的风量，m3/s；K为喷嘴系数；Cd为喷嘴流量系数；Anozzle为喷嘴面积，m2；Δp为喷嘴前后的静压差，Pa；Vn为喷嘴进口处的空气比容，m3/kg。

机组制冷量：

(5)

式中：Q为机组制冷量，kW；hair,inlet、hair,outlet分别为蒸发器进、出口的焓值，其值根据蒸发器进、出口干湿球温度查表可得，J/kg；W为喷嘴进口处的空气湿度，kg/(kg干空气)。

机组能效比EERunit：

EERunit=Q/Punit

(6)

机组运行时气泵能效比EERbooster：

EERbooster=Q/Pbooster

(7)

2.2 测量仪表及测量误差

实验采用的测量仪表主要参数如表2所示。

表2 仪表主要参数Tab.2 Main parameters of instruments

采用标准不确定度的B类评定方法[17]进行计算，测量结果的不确定度为：制冷量Q为±1.45%，电功率P为±0.02%，EER为±3.75%。

2.3 实验工况

室内温湿度是数据中心或通信基站设备安全运行的重要参数。实验模拟机组实际运行环境，工况范围：室内干球温度恒定为25 ℃、湿球温度恒定为17 ℃，室外干球温度设定在20 ℃以下，分别为20、15、10、5、0、-5 ℃，共6组工况。下文室内外温差简称为ΔT(℃)。

3 实验结果与讨论

3.1 实验结果

实验中风量不变、泵频率为50 Hz，通过调节室内外的温度，改变机组运行工况。图3所示为机组制冷量、功率、EER随室内外温差ΔT的变化。

图3 机组制冷量、功率和EER随室内外温差的变化Fig.3 The refrigerating capacity, power and EER of the unit change with indoor and outdoor temperature difference

由图3(a)可知，机组制冷量随ΔT的增加呈先增大后减小的趋势。当ΔT=5 ℃时，机组制冷量为11.1 kW；当ΔT=20 ℃时，制冷量达到峰值18.6 kW；当ΔT=30 ℃时，机组制冷量为15.2 kW。机组稳定运行时，室内环境温度保持不变，即蒸发器进风温度保持不变，影响制冷量的主要因素是蒸发器进口温度，即与冷凝器的换热量有关。随着室外环境温度的降低，冷凝器的换热量增大，冷凝器出口处制冷剂被冷凝成饱和液体甚至过冷液体，单位质量的制冷量增加。所以，当ΔT=5～20 ℃，风量与传热面积不变时，制冷量不断增加。但当ΔT>20 ℃时，制冷量反而降低，原因是随着室外环境温度的降低，冷凝器的出口温度(蒸发器进口温度)不断下降，导致蒸发压力下降，气泵的吸气压力下降，制冷剂比容增大，机组质量流量下降，虽然单位质量的制冷量增加，但总体制冷量下降。

由图3(b)可知，机组Pbooster及Punit随ΔT的增加呈下降趋势，且下降的幅度逐渐减小。当ΔT=5 ℃时，Punit=1.815 kW，Pbooster=1.161 kW；当ΔT=25 ℃时，Punit=1.16 kW，Pbooster=0.509 kW;当ΔT=30 ℃时，Punit=1.118 kW，Pbooster=0.464 kW。两者的差值为机组风机的功率，约为600～700 W。Punit和Pbooster随着ΔT的增加而降低，原因是气泵功率在降低。随着室外温度的降低，冷凝温度和冷凝压力降低，比容积随之降低，气泵功率降低。同时因气泵吸气口制冷剂比容增大导致的机组质量流量减少，也使气泵功率下降。

由图3(c)可知，EERbooster与EERunit随ΔT的增加均呈先增大后减小的趋势，但EERbooster的曲线变化幅度更大。当ΔT=5 ℃时，EERunit=6.1，EERbooster=9.4；当ΔT=25 ℃时，EERunit达到峰值15.1，EERbooster达到峰值34.2；当ΔT=30 ℃时，EERunit=13.6。当ΔT=5～20 ℃时，制冷量Q增大，气泵功率降低，所以EER增大。当ΔT>20 ℃时，气泵功率下降的幅度变小，Q降低，因此EER增加缓慢甚至出现下降的趋势。

风机功率占机组功率的比例高，当ΔT=5 ℃时，Pbooster/Punit=0.64，而当ΔT=25 ℃，Pbooster/Punit=0.41，气泵功率在机组功率中占比随ΔT增加而下降，所以不包含风机功率的EERbooster更大，变化幅度也更大。实际上风机的标准风量与实测风量差距较大，而风机效率较低，直接影响EERunit的大小，说明通过降低风机功率的方式来提高EER有较大的发展空间。

3.2 气泵驱动与液泵驱动机组对比

液泵驱动环路热管机组采用与气泵驱动环路冷却机组相同的换热器和风机。换热器面积、管排数、风机风量均相同，两器的放置方式均为水平平行放置。液泵数据来自于课题组论文[18]，数据选择的是各自实验中的最佳性能点，泵的转速、质量流量等均不相同，液泵为30 Hz屏蔽离心泵，气泵频率为50 Hz。图4所示为气泵机组与液泵机组制冷量、机组功率、EER随室内外温差ΔT的变化。

图4 气泵机组与液泵机组制冷量、功率和EER随室内外温差的变化Fig.4 The refrigerating capacity, power and EER of the rotary booster unit and liquid pump unit change with indoor and outdoor temperature difference

由图4(a)可知，液泵机组制冷量随ΔT的增大而不断增加，气泵机组制冷量在ΔT>20 ℃时开始降低。对比可知：两机组制冷量的差距随着ΔT的增加而减小，当ΔT=10 ℃时，气泵机组制冷量约为14 kW，液泵机组制冷量仅为6.8 kW；当ΔT=23.5 ℃时，液泵机组制冷量大于气泵机组制冷量；当ΔT=25 ℃时，气泵机组制冷量为17.6 kW，液泵机组制冷量为19.4 kW。

由图4(b)可知，液泵机组的总功率始终大于气泵机组的总功率。当ΔT=10 ℃时，气泵机组的总功率为1.53 kW，随着ΔT的增加而不断下降，当ΔT=25 ℃时，气泵机组总功率下降至1.16 kW。液泵机组的总功率在ΔT=10 ℃时为1.54 kW，在ΔT=25 ℃时为1.60 kW。

由图4(c)可知，气泵机组EERunit始终大于液泵机组EERunit。当ΔT=10 ℃时，气泵机组EERunit=9，液泵机组EERunit=4.4，气泵机组EERunit比液泵机组EERunit高104.7%；当ΔT=25 ℃时，气泵机组EERunit=15.1，液泵机组EERunit=12.1，气泵机组EERunit比液泵机组高25.5%。当ΔT<20 ℃时，气泵机组EERunit明显优于液泵机组；当ΔT>20 ℃时，液泵机组EER开始接近气泵机组，主要因为液泵机组的制冷量在ΔT=23.5 ℃开始反超气泵机组，在制冷量相同时，气泵机组的功率低于液泵机组，所以气泵机组EERunit依然优于液泵机组，但如果ΔT进一步增大，液泵机组EERunit会大于气泵机组EERunit。综上所述，在ΔT为10～25 ℃范围内，气泵驱动环路冷却机组EERunit优于液泵驱动环路冷却机组EERunit。

4 结论

本文研发了一种由旋转气泵驱动的环路自然冷却机组，采用R22作为循环工质，利用空气焓差法进行实验研究，得到以下结论：

1)在室内外温差为5～30 ℃时，机组制冷量最高达到18.6 kW，最低为11.1 kW，可以满足热负荷在10 kW以下的机房使用。当ΔT=5 ℃时，机组EERunit=6.1；当ΔT=25 ℃时，EERunit达到峰值15.1；当ΔT=30 ℃时，EERunit=13.6，机组的整体性能良好。机组在室内外温差为25 ℃时性能最佳，制冷量达到17.6 kW，机组总功率为1.16 kW，气泵功率为0.509 kW，机组EERunit=15.1。

2)当ΔT=25 ℃时，旋转气泵的EERbooster达到峰值34.2，小压比旋转气泵作为气泵驱动环路冷却机组动力来源，性能优异。如果选择效率更高的风机，可有效提高EERunit。

3)当室内外温差范围为10～25 ℃时，气泵驱动环路冷却机组性能优于液泵驱动环路冷却机组。当ΔT=10 ℃时，气泵机组EERunit比液泵机组EERunit高104.7%；当ΔT=25 ℃，气泵机组EERunit比液泵机组EERunit高25.5%。当室内外温差范围为10～25 ℃时，气泵驱动环路冷却机组EERunit优于液泵驱动环路冷却机组EERunit，但差距随着室内外温差的增大而缩小。