泵驱动两相冷却系统性能优化与变工质特性研究

(北京工业大学 北京 100124)

信息技术的推广和普及给人们的生活带来极大的便利，社会生活信息化程度的不断提高带动了通信基站及数据中心数量和规模的快速增长，也对能耗提出了巨大挑战。高性能服务器在数据中心的推广使单个机柜的发热密度急剧升高，目前单机发热量已达20～30 kW[1]，服务器规模为10万台的数据中心的总功率可达45 000 kW，年耗电量约为4亿 kW·h[2]。而在数据中心巨大的耗电量中，空调系统能耗约占数据中心总能耗的30%～50%[3-5]，几乎与IT设备相当，因此空调系统常被认为是当前数据中心提高能源效率的重点环节。

目前，国内数据中心仍普遍使用传统蒸气压缩式空调，虽然能为数据中心提供足够的冷量，但由于机房内部热负荷较高，需要空调全年运行以维持机房内部环境的温湿度恒定，能耗极大。尤其在寒冷的季节，气温长期低于数据中心的安全运行温度，若能利用室外自然冷源来为机房提供冷量，则可有效减少空调系统的运行时长与能耗，达到节能减排的目的。

张海南等[6]总结了数据中心自然冷却技术的研究现状，指出热管自然冷却是当下最适合数据中心的自然冷却方式之一。H. Jouhara等[7]提出了一套热管自然冷却系统的理论模型，并对其在英国某地区数据中心的使用效果进行了案例分析，结果显示最大节能率可达75%。Qian Xiaodong等[8]提出了一种数据机房用热管冷却系统，并将其应用于北京的数据中心和通信基站，测试发现，原空调系统的能耗分别降低了38.9%和55.7%。田浩等[9-10]提出了一种重力回路热管系统，并将其应用于北京市一典型数据中心，发现通过热管对原有空调机组进行改造，可降低空调系统40%以上的能耗。

为改善传统回路热管驱动力不足、安装位置和使用范围受限的问题，张双等[11-12]设计了一种以R22为工质的数据中心用泵驱动回路热管换热机组。研究发现，工质质量流量在一定范围内增大时，机组换热量基本不变，这是由于系统阻力随工质质量流量的增大而增大，导致蒸发器进出口温差增大，显热比和蒸发温度增大。马国远等[13-14]测试了该机组在北京市一小型数据中心的应用效果，分析可知相比于原有空调，节电率可达36.57%以上，采用磁力泵替换屏蔽泵，实验研究了替换后的机组性能。

上述研究大多数分析和对比了系统使用效果与节能性，但对于系统变工况性能的测试仍不充分。虽然姚远等[15-17]分别使用R410A、R134a和CO2替代传统工质在回路热管中进行了研究，但与泵驱动回路热管系统替代工质相关的研究仍较少。因此，本文重点研究了泵驱动两相冷却系统在变工况及变工质条件下的性能变化。

1 实验准备

泵驱动两相冷却机组系统如图1所示，包括冷凝器、储液罐、工质泵和蒸发器等，各部件之间以铜管相连。

图1 泵驱动两相冷却机组系统Fig.1 The pump-driven two phase cooling system

当室外温度低于设定数值时，系统开始运行，储液罐内的饱和液态工质被工质泵吸入，经工质泵增压变为过冷状态后输出并送至蒸发器；由于蒸发器管路存在一定阻力，故工质在蒸发器内吸热相变的同时，会产生一定的压降；相变为两相或气相的工质后流入冷凝器内放热冷凝为液态，期间工质压力由于冷凝器管路阻力而进一步下降；最终，冷凝为液态工质再度进入储液器，完成一次循环。通过上述循环的持续运行，室内蒸发器侧的热量被不断转移到室外冷凝器侧，从而实现数据中心散热降温。

2 实验过程与方法

本文采用空气焓差法来测量泵驱动两相冷却机组的换热量，实验在焓差实验室内进行，蒸发器布置在焓差实验室的室内测试间，其余部件均布置在室外测试间。室内测试间模拟室内环境，温度恒定为25 ℃；室外测试间模拟室外环境，温度范围为0～15 ℃。

2.1 性能评价参数

冷却机组的性能主要由换热量Q0和能效比EER两项性能参数来评价。计算换热量时需要直接测量蒸发器进、出风温度与风量，分别可由温度传感器和风速仪测量。测出蒸发器进、出风温度后可进一步计算空气焓值，以此得出换热量。计算EER还需知道机组的输入功率，可由焓差室的功率计进行测量并存储。

换热量计算：

Q0=mair(he,in-he,out)

(1)

式中:Q0为机组换热量，kW；mair为流过蒸发器的空气质量流量，kg/s；he,out为蒸发器出风侧空气的焓，kJ/kg；he,in为蒸发器进风侧空气的焓，kJ/kg。

机组EER计算：

式中：P为机组的输入功率，kW。

2.2 性能影响因素

2.2.1换热器形式

系统的冷凝器采用翅片管换热器，具体结构参数如表1所示。为比较系统内部阻力对系统性能的影响，蒸发器分别采用结构参数与冷凝器相同的单蒸发器以及传热面积之和与单蒸发器相同的并联双蒸发器，蒸发器和冷凝器放置在同一水平高度。

2.2.2风机风速

蒸发器和冷凝器分别带有两台风机。由于机房内部要求温度稳定均匀，通常不允许机房空调室内机的风速变化，因此在实验过程中机组蒸发器风机始终保持工频运转，风机总风量保持7 000 m3/h不变。为了研究机组性能受风速变化的影响，冷凝器风机接有变频器，调节风机的运转频率，总风量范围为8 700～16 000 m3/h。

2.2.3工质种类

作为热管系统热量传输的载体，循环工质物理性质的差异对系统性能的影响显著。对于传统热管，在以毛细力为驱动力的应用形式中，通常可以采用品质因数M(Merit Number)来评价工质在一定温度范围内的性能优劣，即品质因数越大，工质的传热与流动性能越好[18]。

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

品质因数M主要通过密度、表面张力、汽化潜热和黏度来综合反映工质的性能：

M=ρlσlhfg/μl

(3)

式中：ρl为液态工质密度，kg/m3；σl为表面张力系数，N/m；hfg为工质汽化潜热，J/kg；μl为液态工质动力黏度，Pa5s。

图2 工质品质因数Fig.2 Merit Number of selected working fluids

虽然泵驱动回路热管与毛细力驱动的回路热管在传热特性上存在很大差异，但品质因数M仍可作为工质选择的依据。因此，为了考察R22的替代工质，图2给出了工作温区在0～50 ℃的部分常用工质的品质因数[19]。由图2可知，在本实验涉及的25 ℃以下的温度范围内，R32和R152a的品质因数高于R22，故选定R32和R152a作为R22的替代工质进行实验。

2.2.4工质质量流量

当工质质量流量较小时，蒸发器内会出现液流不足甚至干涸过热，换热效果较差；当工质质量流量较大时，系统内部流动阻力大幅上升，蒸发器内部压差迅速增大，不但造成蒸发温度升高，工质与空气的换热温差减小，换热量下降，还使得蒸发器入口工质过冷度增大，显热换热比例上升。因此，工质泵频率较小或较大时系统换热量均不能达到最佳值。故本实验以工质质量流量为变量，讨论了机组性能的变化。工质泵为额定功率1.5 kW的旋涡泵，并配有一台变频器，频率设定为30～50 Hz。实验中使用了3种工质，在输送不同工质时，工质泵的运行性能不同。因此，本文分别测试了R22、R32和R152a的工质质量流量和泵功率随泵频率的变化，如图3所示。由图3可知，相同泵频率下，使用不同工质时的泵功率和质量流量不同。3种工质的泵功率和质量流量的大小关系为：R22>R32>R152a。由此可知工质泵的功率和质量流量随工质的不同而变化，且由于工质换热汽化，质量流量在系统运行过程中必然存在一定的波动性，若以其作为控制变量，控制难度较大。因此当分析工质流量变化对系统性能的影响时，以泵频率作为控制变量进行实验。

图3 不同工质质量流量及泵功率随泵频率的变化Fig.3 Variation of mass flow rate and pump power of different refrigerants with pump frequency

3 结果与讨论

3.1 换热器形式对机组性能的影响

工质泵的添加对于回路热管的主要作用是克服系统内部阻力，扩大适用范围。因此，内部阻力的大小决定了工质泵的使用效果。本文采用传热面积之和与单蒸发器相同的双蒸发器并联形式作为单蒸发器机组的对比实验，得到其换热量在不同温度下随泵频率的变化，如图4所示。在室外温度分别为0、5、10 、15 ℃时，双蒸发器并联机组换热量均随泵频率升高而近似线性降低，各温度下的最大换热量分别为19.674、15.509、11.075、6.978 kW；单蒸发器机组换热量随泵频率升高先升后降，最大换热量均出现在35～40 Hz之间，分别为19.628、15.873、11.055、6.066 kW。由此可知在大部分温度下，单蒸发器和双蒸发器并联的换热量峰值相差较小，但峰值出现的节点由工质泵频率35～40 Hz减小到30 Hz。这可能是由于双蒸发器并联形式流程更短，蒸发器内部阻力更小，使工质泵只需较小的功率就能达到相同的供液效果。

机组换热量结合功率变化可得出机组EER。图5所示为单、双蒸发器形式下泵驱动两相冷却机组EER随温度的变化。在室外温度0～15 ℃范围内，双蒸发器并联机组EER的最大值为15.348，大于单蒸发器机组的最大值13.978，因此内部阻力的减小有助于机组EER的提升。同时，单蒸发器机组在室外温度0、5、10、15 ℃时的EER峰值分别对应于泵频率30、35、35、30 Hz，相应温度下换热量峰值对应的泵频率为40、35、35、35 Hz，二者存在部分差异；而双蒸发器并联机组在不同室外温度下EER与换热量峰值所对应的泵频率均为30 Hz。由此可知，无论从EER的大小还是从它与换热量的匹配情况来看，双蒸发器并联的效果均优于单蒸发器，因此，下文的实验全部采用双蒸发器并联形式。

图5 单、双蒸发器机组EERFig.5 EER of pump-driven loop with one evaporator and two evaporators

3.2 工质质量流量变化时机组的运转特性

为研究风速和工质质量流量对机组性能的影响，分别以室外风机风量和工质泵转速为控制变量进行对比实验。

在机组室外风机频率固定40 Hz不变的情况下，不同工质泵转速下的换热量随室外温度的变化如图6所示。换热量随室外温度的升高呈近似线性下降；工质泵转速越低，换热量越大，最大换热量为19.257 kW，出现在工质泵频率30 Hz的工况。不同频率下，换热量随着室外温度的上升而下降，下降速度相差较小，室外温度由0 ℃升至15 ℃时，泵频率在30～50 Hz之间的5组换热量分别下降了64.78%、65.35%、65.76%、66.40%和67.33%，降幅均在2/3左右。

图6 室外风机频率40 Hz时机组换热量随室外温度的变化Fig.6 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

图7所示为机组EER随室外温度的变化。机组EER的最大值为17.760，与换热量最大值工况一致。同时，在室外温度由0 ℃升至15 ℃时，泵频率30～50 Hz之间的5组EER分别下降了64.33%、64.85%、64.82%、64.59%和66.06%，与换热量的降幅相近。

图7 室外风机频率40 Hz时机组EER随室外温度的变化Fig.7 Variation of EER of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

图8 室外温度0 ℃时机组换热量随风机风量的变化Fig.8 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

图9 室外温度0 ℃时1 kW换热量所需风量随风机频率的变化Fig.9 Air volume required by 1 kW cooling capacity with fan frequency under the outdoor temperature of 0 ℃

3.3 风机风速变化时机组的运转特性

本文以室外风速为控制变量，分别测试了5组不同泵频率下的机组换热量随室外风机风量的变化，如图8所示。由图8可知，换热量均随风量上升而上升，但上升速度逐渐减小，最终在风量16 000 m3/h处达到最大值。由其增速不断减缓可知，随着风速的上升，单位风量所能带走的热量不断下降。图9所示为室外温度0 ℃时，不同泵频率下1 kW换热量所需风量随风机频率的变化。随风机频率的上升，交换1 kW热量所需风量线性上升，单位风量的换热效果不断下降。

图10 室外温度0 ℃时机组EER随风机风量的变化Fig.10 Variation of EER of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

换热效果的下降直观反映在EER的下降上，但由于风量与风机功率之间并非线性相关，故EER的变化规律与单位风量换热量存在差异。图10所示为室外温度0 ℃时，不同泵频率下机组EER随风机风量的变化。由图10可知，EER随风量的上升而减小，且减小速度逐渐增大。同时，随泵频率的降低，EER受风量的影响逐渐增大，原因是随着泵功率的减小，室外风机功率在机组总功率中所占比例上升。

由此可知，风量过大或过小虽然能在换热量或EER中的一项上取得良好的效果，但不利于机组总体性能的提升。由于二者的变化曲线均为上凸，因此风量区间中间值附近的换热量和EER均相对较高，机组性能较好。在以下替代工质的实验中，本文选择风量区间中间值附近的12 450 m3/h作为室外风机风量进行测试。

3.4 变工质运转特性

在蒸发器为双蒸发器并联形式、室外风机风量保持12 450 m3/h不变时，测试了R32和R152a替代R22用于泵驱动两相冷却系统的换热特性。

为了直观的观察和对比机组采用不同工质时的性能变化与相对大小，本文分析了R32和R152a与R22在换热量和EER的相对差值。此处的相对差值指相应工质与R22的换热量或EER之差与R22相应数值的比值。

3.4.1R32机组性能的相对变化

图11和图12所示分别为R32与R22机组在换热量和EER上的相对差值。由图11可知，R32机组的换热量全部高于R22机组，且随着泵频率的增大，优势愈发明显。同时，随着室外温度的升高，R32与R22机组换热量的相对差值在室外温度为0～10 ℃范围内不断增大，而在10～15 ℃范围内增长趋势则随频率下降而减缓, 在35 Hz和40 Hz时已基本不变甚至略有降低，在30 Hz时甚至出现大幅下降的趋势，虽然R32在换热量方面较R22仍具优势，但优势极小，在实际应用中较为不利。

图11 R32与R22机组换热量相对差值Fig.11 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R32 and R22

由于机组功率在全实验温区内变化较小，故实验中EER主要受换热量影响。换热量相对差值的变化趋势也直接体现在EER的相对差值上，如图12所示。

图12 R32与R22机组EER相对差值Fig.12 Relative differences between EER of pump-driven loop using R32 and R22

为了找出换热量相对差值随室外温度变化的原因，图13所示为R32在不同室外温度下换热量随泵频率的变化。由图13可知，在0～10 ℃的室外温度区间内，机组换热量随泵频率的升高均近似线性下降，而室外温度为15 ℃时，机组换热量则随泵频率升高先升后降，在泵频率35 Hz时达到峰值，与使用单蒸发器的R22机组的变化趋势相似。

图13 不同室外温度下R32机组换热量随泵频率的变化Fig.13 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with pump frequency using R32 with different outdoor temperature

通过视液镜观察发现，R32机组在30 Hz时存在脉冲式断液流的现象，这是R22机组从未出现过的，由此判断二者换热量变化趋势的成因存在差异。为验证这种差异，图14给出了二者室内送风温差，即室内机进、出风温差的采样汇总。由图14可知，室外温度为15 ℃时，泵频率30 Hz下R32机组室内送风温差的波动幅度约为0.7 ℃，而R22机组室内送风温差的波动幅度略高于0.1 ℃，因此R22机组送风温度的稳定性优于R32机组，同时，泵频率为35 Hz时R32机组室内送风温差的波动幅度略高于0.2 ℃，稳定性远高于泵频率为30 Hz时R32机组。

图14 R32与R22机组室内风机送风温差Fig.14 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop using R32 and R22

图15所示为不同室外温度下R32与R22的质量流量随泵频率的变化。由图15可知，两工质质量流量均随泵频率的上升而升高，但R32在室外温度为15 ℃、泵频率由35 Hz降至30 Hz时，质量流量的下降速度明显快于其他工况。原因可能是R32的冷凝压力在相同冷凝温度下较R22更高，且随温度升高而上升，故温度越高，机组运行压力越高。频率较低时，工质泵提供的动力难以克服机组过高的运行压力，导致供液量下降。此外，泵频率为30 Hz下R32在室外温度为0 ℃时的质量流量与15 ℃时的质量流量相差较小，而只有15 ℃时供液断流。可能与室外温度为15 ℃时机组换热量不足且R32汽化率很低有关。

图15 不同室外温度下R22与R32机组工质质量流量随泵频率的变化Fig.15 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperatures

3.4.2R152a机组性能的相对变化

图16 R152a与R22机组换热量相对差值Fig.16 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R152a and R22

图16和图17所示分别为R152a与R22机组在换热量和EER上的相对差值。由图16可知，R152a机组的换热量始终低于相应工况下R22机组的换热量，但相差较小，大部分工况下差距均小于8%，最接近时仅差约1.7%。同时，随着室外温度的升高，R152a与R22机组换热量的相对差值在室外温度0～10 ℃范围内不断减小，而在10～15 ℃范围内则逐渐增大，且泵频率越低，相对差值越大。

图17 R152a与R22机组EER相对差值Fig.17 Relative differences between EER of pump-driven loop using R152a and R22

与R32类似，R152a机组功率随温度变化也较小，EER主要受换热量影响，故EER相对差值的变化趋势与换热量相对差值的变化趋势相似。但在45 Hz和50 Hz工况下，EER相对差值为正值，说明R152a的EER在泵频率较高的工况下优于R22。

观察到R152a机组与R22机组换热量相对差值的变化趋势与R32机组类似，猜测R152a机组也存在供液不足的问题。R152a机组在泵频率分别为30、35、40 Hz时，室内送风温差的采样情况如图18所示。由图18可知，泵频率为30 Hz下送风温差的波动幅度约为0.6 ℃，略小于R32机组；而35 Hz下送风温差的波动幅度约为0.5 ℃，远高于R32机组；40 Hz下送风温差的波动幅度约为0.3 ℃，接近稳定。

图18 室外温度15 ℃时不同频率下机组室内风机送风温差Fig.18 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop with different pump frequencies with an outdoor temperature of 15 ℃

由此可知，R152a也存在工质泵低频下供液不足的问题，且泵频率35 Hz下送风温差的波动幅度已经较大，表现出供液不足的特征。因此R152a机组出现供液不足的频率高于R32机组，低频性能比R32机组更差。但其送风温差在泵频率30 Hz下的波动幅度略小于R32机组，也不存在脉冲式供液的现象。因此，本文测量了不同温度下机组运行时R152a的质量流量随泵频率的变化，如图19所示，发现R152a的质量流量不但小于同工况下R22和R32的质量流量，且室外温度为15 ℃时，R152a质量流量随泵频率降低而下降的速度明显快于其他温度。这解释了R152a低频性能比R32更差的原因。而不出现脉冲式供液断流的原因可能是R152a的饱和冷凝压力远低于R32，故泵频率较低时，其流量对温度的敏感性小于R32；此外，R152a机组换热量仅约为R32机组的70%，而流量约为R32机组的80%，故机组运行过程中工质汽化比例较低，不会出现完全汽化的现象，液流不中断。

图19 不同室外温度下R22与R32机组工质质量流量随泵频率的变化Fig.19 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperature

通过上述分析可知，R32和R152a机组换热量出现峰值的原因都是由于工质泵低频下制冷剂流量过小，导致换热效果不足，R32机组甚至出现了供液断流的现象。而R152a机组在泵频率35 Hz时已经表现出供液不足的特征，但其换热量仍大于40 Hz下的换热量，可知换热量的大小并非由单一因素影响，制冷剂流量过大或过小均会对机组性能造成不利影响。

4 结论

基于回路热管自然冷却原理，设计了一种泵驱动两相冷却系统，围绕可能对该系统性能造成影响的换热器内部阻力、换热器迎面风速、工质质量流量和工质种类等因素，进行了实验研究，得出如下结论：

1) 以双蒸发器并联替代单蒸发器使用可以有效改善机组内部阻力较高、换热量与EER峰值泵频率不匹配的问题，且双蒸发器并联形式下的机组EER高于单蒸发器机组的EER。

2) 在不同工质质量流量和风速下，泵驱动两相冷却机组的换热量和EER随室外温度由0 ℃升至15 ℃均下降约2/3，换热量均随迎面风速的上升而减速升高，EER则随之加速降低。风速过高或过低都对系统的综合性能不利。

3) 在以工质流量、风机风量、室外温度为变量的实验工况下，R32机组的换热量和EER始终明显高于R22机组，综合性能在3种实验工质中最好。R152a机组的换热量低于R22机组，但EER在泵频率大于45 Hz时高于R22机组。

4) R32机组和R152a机组在室外温度较高时均存在工质泵低频性能较差，机组供液不足的问题。R152a机组的低频性能比R32机组更差。