朱向東，馬衛(wèi)兵，劉帥領(lǐng)

（1.中國移動通信集團(tuán)湖南有限公司,湖南 長沙 430100；2.北京工業(yè)大學(xué)，北京 100124）

0 引 言

隨著政府政策及社會實(shí)際生產(chǎn)生活需求的引導(dǎo)，數(shù)據(jù)中心建設(shè)需求呈爆炸式遞增，同時碳中和、碳達(dá)峰雙碳思想的逐步貫徹，發(fā)改委與工信部對于數(shù)據(jù)中心能耗管控要求也逐年增高，如何使得數(shù)據(jù)中心既要保持行業(yè)內(nèi)競爭優(yōu)勢，提升機(jī)架裝機(jī)密度的同時，做好高密度服務(wù)器散熱及機(jī)房節(jié)能成為數(shù)據(jù)中心新的考驗。熱管型背板空調(diào)作為一種機(jī)柜級冷卻新型空調(diào)末端，安裝于機(jī)柜背面，貼近機(jī)柜內(nèi)熱源為IT設(shè)備進(jìn)行精確供冷，對于降低數(shù)據(jù)中心局部熱點(diǎn)、實(shí)現(xiàn)高熱密度機(jī)柜冷卻、降低數(shù)據(jù)中心PUE具有十分重要的意義，是解決機(jī)房高熱密度部署和提高機(jī)房面積利用率最佳的選擇。

充液率對熱管性能影響較大，其表示工質(zhì)的充注量與熱管內(nèi)部總?cè)莘e之比，張瑞瑛等基于不銹鋼—水重力熱管，實(shí)驗研究了變傾角在不同充液率（15%、30%和45%）下對傳熱的影響，分析討論了傾角對壁溫時間響應(yīng)特性、上下壁面溫差分布及傳熱系數(shù)等傳熱性能的影響[1]。蒸發(fā)段和冷凝段管壁上下表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)均隨傾角增大呈先增后減的趨勢。卿倩等研究了重力熱管內(nèi)部的相變及傳熱過程，計算了4種不同充液率下熱管的壁溫分布及熱阻大小，發(fā)現(xiàn)熱管總熱阻隨著加熱功率的增大而減少[2]。禹法文等開展了矩形槽道鋁—乙醇小型重力熱管的傳熱特性的實(shí)驗研究，分析討論了充液率對壁面溫度分布、氣液兩相分布、熱阻等熱管傳熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)低充液率時,液塞易被氣流沖破形成環(huán)狀流,壁面溫度幾乎無波動[3]。中等充液率時,在蒸汽和液塞的交替沖刷作用下，熱管各段壁面溫度均表現(xiàn)出脈動特性。高充液率時，液塞脈動速度的減小削弱了液塞對壁面的沖刷作用,壁面溫度未出現(xiàn)明顯波動，同時中等充液率工況下氣液兩相的快速脈動增強(qiáng)了熱管的傳熱性能,使得均溫性和傳熱極限均優(yōu)于低充液率和高充液率的情況。王建國等研究了熱管不同充液率條件下煤堆內(nèi)部高溫點(diǎn)的降溫速率[4]。研究結(jié)果表明，熱管可以有效地破壞煤堆內(nèi)部蓄熱環(huán)境，充液率對熱管的傳熱性能有明顯影響。王迅等研究了銅-水鏈?zhǔn)狡桨逍铜h(huán)路熱管不同熱負(fù)荷、不同充液率、不同傾角對其啟動特性的影響，發(fā)現(xiàn)環(huán)路熱管啟動過程中,蒸發(fā)器內(nèi)部相變產(chǎn)生的氣體有兩次匯聚過程,熱管穩(wěn)定運(yùn)行階段,主要集中在蒸發(fā)器前段,所占體積較大且形狀較為規(guī)則[5]。熱管啟動過程中存在兩次溫升,分別以金屬導(dǎo)熱和沸騰傳熱為主要原因,后者導(dǎo)致的溫升速率明顯大于前者。

考慮市面上未對數(shù)據(jù)中心熱管背板空調(diào)充液率對系統(tǒng)性能影響進(jìn)行專項研究，本文通過建立數(shù)學(xué)模型對重力型熱管背板空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行模擬計算研究，同時選取A品牌7 kW重力熱管背板空調(diào)，依據(jù)GB50174—2017《數(shù)據(jù)中心設(shè)計規(guī)范》，GB/T 19413—2010《計算機(jī)和數(shù)據(jù)處理機(jī)房用單元式空氣調(diào)節(jié)機(jī)》、GB/T 17758—2010 《單元式空氣調(diào)節(jié)機(jī)》，采用50 kW焓差實(shí)驗臺，研究了本次重力熱管背板空調(diào)不同能力需求下冷媒充注量對性能的影響，并與理論計算結(jié)果進(jìn)行對比分析。

1 模擬計算

1.1 系統(tǒng)工作原理

重力型熱管背板系統(tǒng)主要由CDU、蒸發(fā)器、連接管路組成，如圖1所示。其工作原理為服務(wù)器排出的廢熱（35～40 ℃）與安裝在機(jī)柜背面的背板空調(diào)蒸發(fā)器內(nèi)的工質(zhì)進(jìn)行熱交換后變成冷風(fēng)（23～25 ℃），在背板空調(diào)風(fēng)扇的作用下循環(huán)至室內(nèi)環(huán)境。重力熱管型背板空調(diào)內(nèi)的工質(zhì)通過相變傳熱，工質(zhì)受熱后由液態(tài)變?yōu)闅鈶B(tài)，通過氣管將熱量帶至CDU換熱，在CDU內(nèi)再次完成相變傳熱，工質(zhì)冷卻后由氣態(tài)變?yōu)橐簯B(tài)，液態(tài)循環(huán)工質(zhì)依靠自身重力回流到背板空調(diào)，構(gòu)建了一個完整的熱力循環(huán)。

圖1 重力熱管背板空調(diào)系統(tǒng)圖

1.2 整體性原則

通過建立數(shù)學(xué)模型對重力型熱管背板空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行模擬計算研究，系統(tǒng)分為3個部分進(jìn)行模擬計算，其中包括蒸發(fā)器模型、CDU冷凝器模型和上升下降管絕熱模型，系統(tǒng)各部件相互耦合，分析系統(tǒng)熱管充液率等參數(shù)對性能的影響。

系統(tǒng)在模擬計算中滿足質(zhì)量守恒方程、能量守恒方程和動量守恒方程，為方便系統(tǒng)迭代計算，對系統(tǒng)做出如下假設(shè)：

（1）管內(nèi)制冷劑及管外空氣均作一維計算，沿管長方向，制冷劑和空氣物性一致，不考慮管壁熱阻；

（2）忽略系統(tǒng)向外界的漏熱；

（3）換熱器通道內(nèi)的制冷劑流量均勻分配，不考慮制冷劑壓降；

（4）忽略管內(nèi)外的污垢熱阻；

（5）忽略管內(nèi)其他雜質(zhì)及污垢影響；

（6）在換熱器進(jìn)口截面上，空氣均勻分布且進(jìn)口速度一致。

1.3 蒸發(fā)器模型

1.3.1 制冷劑側(cè)模型

蒸發(fā)器制冷劑側(cè)模型和冷凝器制冷劑側(cè)模型相似。根據(jù)制冷劑在蒸發(fā)器中的狀態(tài)，可分為單相區(qū)和兩相區(qū)，通過微元段制冷劑出口狀態(tài)采用不同的換熱關(guān)聯(lián)式和壓降關(guān)聯(lián)式。

（1）單相區(qū)

蒸發(fā)器中過熱區(qū)對流換熱系數(shù)由Dittus-Boeler換熱關(guān)系式計算[6]：

式中，Re為制冷劑氣體雷諾數(shù)；Pr為制冷劑氣體普朗特數(shù)。

（2）兩相區(qū)

蒸發(fā)器中兩相區(qū)對流換熱系數(shù)采用Kandlikar提出的制冷劑管內(nèi)沸騰通用關(guān)聯(lián)式：

式中，αrefr.l為液相單獨(dú)流過管內(nèi)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/（m2·K）；αrefr為管內(nèi)沸騰兩相表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/（m2·K）；C1—C5為制冷劑R134a選取的特征數(shù)，C1為1.136，C2為-0.9，C5為0.3，C3為667.2，C4為0.7；C0為對流特征數(shù)；Ffl為液相弗勞德數(shù)；B0為沸騰特征數(shù)。

式中，Rel為制冷劑液體雷諾數(shù)；Prl為液相普朗特數(shù)；λl為液相導(dǎo)熱率，W/（m2·K）；dl為管內(nèi)徑。

式中，G為質(zhì)量流率，kg/（m2·s）；X為質(zhì)量含氣率（干度）；μl為液相動力黏度，Pa·s。

式中，ρg為制冷劑氣相密度，kg/m3；ρl為液相密度，kg/m3。

式中，ψ為熱流密度，W/m2；rrefl氣化潛熱，J/kg；g為重力加速度，m/s2。

1.3.2 空氣側(cè)模型

由于數(shù)據(jù)中心背板空調(diào)系統(tǒng)不允許換熱器表面凝露，換熱器表面只進(jìn)行顯熱交換，為此不需要考慮室內(nèi)側(cè)相對濕度對系統(tǒng)性能的影響

式中，e為翅根直徑；s為翅片間距；s1為沿空氣流動方向管間距；N為管排數(shù)。

1.4 連接管路模型

本文將系統(tǒng)的連接管路按絕熱處理，即與環(huán)境之間沒有熱交換，在模擬計算中按等焓處理。系統(tǒng)的連接管路包括集液管、集氣管、上升管和下降管。對于連接管路的壓降主要包括重力壓降和阻力壓降。其中阻力壓降包括沿程阻力壓降和局部阻力壓降，阻力壓降和重力壓降計算式如下：

式中，ΔPc、ΔPm分別為阻力壓降和重力壓降，Pa；λ為沿程阻力系數(shù)；H為上升管或下降管高度，m；ρr為制冷劑密度，kg/m3。

1.5 模擬計算結(jié)果分析

室內(nèi)側(cè)空氣干球溫度為35℃，CDU進(jìn)水溫度為14℃，流量為0.68 m3/h，背板空調(diào)蒸發(fā)側(cè)風(fēng)量為1 930 m3/h，由于數(shù)據(jù)中心背板空調(diào)系統(tǒng)不允許換熱器表面凝露，換熱器表面只進(jìn)行顯熱交換，為此不需要考慮室內(nèi)側(cè)相對濕度對系統(tǒng)性能的影響。通過迭代計算，迭代結(jié)果如圖2所示，系統(tǒng)制冷量隨著充液率的增加先增加后降低，在70%時為最佳充液率，并且充液率超過最佳充液率時，系統(tǒng)制冷量下降幅度較小。在不明確系統(tǒng)最佳充液率時，為保證系統(tǒng)制冷量應(yīng)選擇較大的充液率。

圖2 制冷量隨充液率的變化關(guān)系

2 試驗測試

本人選取A品牌7 kW、B品牌7.5 kW重力熱管背板空調(diào)，依據(jù)GB50174—2017《數(shù)據(jù)中心設(shè)計規(guī)范》，GB/T 19413—2010《計算機(jī)和數(shù)據(jù)處理機(jī)房用單元式空氣調(diào)節(jié)機(jī)》、GB/T 17758—2010 《單元式空氣調(diào)節(jié)機(jī)》，采用50 kW焓差實(shí)驗臺，對本次重力熱管背板空調(diào)不同能力需求下冷媒充注量下對性能的影響進(jìn)行對比研究。系統(tǒng)由圍護(hù)結(jié)構(gòu)、空氣處理設(shè)備、風(fēng)量焓差測量裝置、電氣設(shè)備等組成，通過測定實(shí)驗室溫濕度、風(fēng)量壓力、壓差以及電氣性能等參數(shù)，使用空氣焓差法，對空調(diào)器的送風(fēng)參數(shù)、回風(fēng)參數(shù)以及循環(huán)風(fēng)量進(jìn)行測量，用測出的風(fēng)量與送風(fēng)、回風(fēng)焓差的乘積，進(jìn)行空調(diào)制冷量、制熱量及其他各種性能的測試。

其實(shí)驗原理如圖3所示。

圖3 焓差實(shí)驗室測定原理

實(shí)驗測試中控制冷凝側(cè)循環(huán)水進(jìn)水溫度為14 ℃，水流量為0.68 m3/h，蒸發(fā)側(cè)設(shè)置環(huán)溫35℃恒定，由于數(shù)據(jù)中心背板空調(diào)系統(tǒng)不允許換熱器表面凝露，換熱器表面只進(jìn)行顯熱交換，為此不需要考慮室內(nèi)側(cè)相對濕度對系統(tǒng)性能的影響。其中制冷劑選用R134a，實(shí)驗中所用的溫度、壓力、流量及電功率等儀表均達(dá)到了相關(guān)規(guī)定的精度要求。

測試結(jié)果:控制冷凝側(cè)循環(huán)水進(jìn)水溫度為14 ℃，水流量為0.68 m3/h，蒸發(fā)側(cè)設(shè)置環(huán)溫35℃恒定，送風(fēng)溫度22.5℃，額定工況下A品牌與B品牌熱管背板空調(diào)系統(tǒng)制冷量與充液率的關(guān)系如圖4所示。

由圖4（a）和圖4（b）可知，制冷劑種類相同，不同品牌、不同型號重力型熱管背板空調(diào)制冷量隨著充液率的增加呈現(xiàn)先增加后降低的趨勢，均存在一個最佳充液率，且最佳充液率在70%左右。當(dāng)充液率超過70%后，制冷量逐步降低，充液率達(dá)到100%時，A品牌熱管背板空調(diào)制冷量較最佳充液率時的制冷量衰減6.7%，B品牌制冷量較最佳充液率時的制冷量衰減6.5%。

圖4 額定工況下熱管背板空調(diào)系統(tǒng)制冷量與充液率的關(guān)系

其額定工況下的最佳冷媒充注量，如表1所示。

表1 額定工況下A、B品牌熱管背板空調(diào)最佳充注量

3 結(jié) 論

本文對數(shù)據(jù)中心用重力型熱管背板空調(diào)熱管最佳充液率進(jìn)行了理論模擬計算，并在額定工況下針對R134a工質(zhì)進(jìn)行了實(shí)驗驗證，得出結(jié)論如下：

（1）重力型熱管背板數(shù)學(xué)模型模擬計算表明，熱管背板空調(diào)熱管制冷劑存在最佳充注量，最佳充液率在70%左右。

（2）不同品牌、不同制冷量的重力型熱管背板在同種工況下進(jìn)行測試，測試結(jié)果表明均存在一個制冷量最大的制冷劑充注量，最佳充液率在70%左右。

（3）當(dāng)充液率超過70%后，熱管背板空調(diào)制冷量逐步降低，充液率達(dá)到100%時，A品牌熱管背板空調(diào)制冷量較最佳充液率時的制冷量衰減6.7%，B品牌制冷量較最佳充液率時的制冷量衰減6.5%。

（4）選擇合適的充液率不僅可以使重力型熱管背板空調(diào)保持較高的制冷量及能效，還可以減少20%左右初期制冷劑投資，對于數(shù)據(jù)中心解決高熱密度機(jī)柜冷卻、降低PUE、實(shí)現(xiàn)降本增效及節(jié)能減排具有十分重要的意義。