崔凌闖

中國電信股份有限公司淮安分公司

0 引言

數(shù)據(jù)中心是我國實現(xiàn)經(jīng)濟轉(zhuǎn)型升級的重要基礎設施，是國家重要的戰(zhàn)略資源。隨著數(shù)據(jù)中心的不斷發(fā)展，其巨大的能源消耗及其對環(huán)境的影響日益受到關注。據(jù)相關數(shù)據(jù)統(tǒng)計，數(shù)據(jù)中心的能耗占比中，IT 設備負荷約占數(shù)據(jù)中心總能耗的60%。除IT 設備外，空調(diào)系統(tǒng)是數(shù)據(jù)中心最大的能耗單位，因此空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化成為數(shù)據(jù)中心節(jié)能降耗的重要措施之一。

由于全國數(shù)據(jù)中心數(shù)量規(guī)模龐大，同時數(shù)據(jù)中心的運行管理費用也是一筆巨大的開支，降低數(shù)據(jù)中心的能耗具有重大意義。而空調(diào)系統(tǒng)方面的節(jié)能不僅僅是采用節(jié)能技術(shù)，還要通過對系統(tǒng)的合理調(diào)試及積極的運維管理進而實現(xiàn)整個系統(tǒng)的最佳節(jié)能效果。目前雖然針對數(shù)據(jù)機房空調(diào)節(jié)能方面做了很多研究，但是對于氟泵空調(diào)系統(tǒng)并沒有給出合適的能耗計算方法，采用合適的系統(tǒng)能耗計算方法可以更加直觀地展現(xiàn)節(jié)能效果。本文針對數(shù)據(jù)中心氟泵空調(diào)系統(tǒng)的能耗情況進行模擬與研究，分析數(shù)據(jù)中心氟泵空調(diào)系統(tǒng)能耗并對其做出優(yōu)化，從而可以進一步減少整個數(shù)據(jù)中心的耗電量，促進數(shù)據(jù)中心的綠色發(fā)展。

1 氟泵空調(diào)系統(tǒng)原理及現(xiàn)場實測

1.1 氟泵空調(diào)系統(tǒng)介紹

氟泵空調(diào)系統(tǒng)原理如圖1所示，該空調(diào)系統(tǒng)主要由壓縮機、冷凝器、氟泵、膨脹閥、蒸發(fā)器、室內(nèi)外風機、制冷劑管道以及輔助部件構(gòu)成。相比于常用的機房空調(diào)，氟泵空調(diào)系統(tǒng)在四大主要部件的基礎上增加了一個制冷劑泵，為系統(tǒng)的壓力提供保障，輔助部件主要包括銅管保溫棉、單向閥、止回閥、液閥、視液鏡、干燥過濾器和壓力傳感器。從圖1 可知，氟泵與壓縮機在單向閥的配合下，可以在不同的工況條件下轉(zhuǎn)換系統(tǒng)的運行模式。為了配合不同的室外氣象條件，該氟泵直膨式空調(diào)系統(tǒng)共三種運行模式，分別是壓縮機模式、氟泵模式和壓縮機-氟泵混合模式。

圖1 氟泵空調(diào)原理

1.2 氟泵空調(diào)系統(tǒng)現(xiàn)場實測

本研究針對江蘇電信某數(shù)據(jù)中心的氟泵空調(diào)系統(tǒng)進行模型的建立，并利用模型進行空調(diào)系統(tǒng)的能耗分析及運行策略優(yōu)化研究。模型的建立與驗證都依賴于該數(shù)據(jù)中心的實際運行數(shù)據(jù)。為此，在不同的室外溫度條件下，對該數(shù)據(jù)中心氟泵空調(diào)系統(tǒng)進行了實地測試。

本研究實測選擇一臺額定制冷量70kW 的精密空調(diào)作為測試目標，相關參數(shù)如表1 所示，本研究將針對單臺壓縮機或單臺氟泵進行。該空調(diào)機組具有直膨式蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)、氟泵驅(qū)動循環(huán)式制冷系統(tǒng)和氟泵/直膨式混合運行制冷系統(tǒng)三種模式。使用制冷劑為R22，采用風冷式冷凝器作為室外機，直膨風冷式蒸發(fā)器作為室內(nèi)機，氟泵在系統(tǒng)中承擔克服制冷工質(zhì)循環(huán)阻力，提供壓差帶動系統(tǒng)運行。氟泵變頻設置，隨著模式的調(diào)節(jié)而改變自身揚程，每臺機組均設有兩臺定頻壓縮機、兩個同等型號的蒸發(fā)器和冷凝器、兩臺EC 離心送風機、四臺冷凝軸流風機，所測試的機房精密空調(diào)以及氟泵的詳細參數(shù)如表1 所示。

表1 測試機組詳細參數(shù)

本次數(shù)據(jù)中心實測需要測試的數(shù)據(jù)為溫度、制冷量、耗電量等。本次測試地點位于江蘇電信某個數(shù)據(jù)中心，其機房平面尺寸為15m×22m，高3.2m，機房布置如圖2 所示，機房內(nèi)部共有135 個機柜，占據(jù)了機房內(nèi)較大部分的電能消耗。數(shù)據(jù)中心機房用電設施除了用電負載外，最主要的用電設施就是空調(diào)系統(tǒng)，機房內(nèi)共有5 臺精密空調(diào)，本次研究的精密空調(diào)在傳統(tǒng)機房空調(diào)的基礎上增加了氟泵系統(tǒng)，進而為數(shù)據(jù)中心機房進行恒溫恒濕處理。

圖2 測試的數(shù)據(jù)中心機房分布圖

在空調(diào)穩(wěn)定運行后，空調(diào)回風溫度近似等于數(shù)據(jù)中心機房環(huán)境溫度，三種模式下設定機房環(huán)境平均溫度為24.8℃，測試過程中氟泵模式可以滿足機房的溫度控制需求。對于不同的室外環(huán)境溫度，分別對數(shù)據(jù)中心氟泵空調(diào)系統(tǒng)進行了三種不同運行模式（壓縮機運行、氟泵運行、壓縮機-氟泵混合運行）的測試。分別得到氟泵空調(diào)機組隨室外環(huán)境溫度的變化，三種不同模式下室內(nèi)機的送風溫度變化情況，以及不同運行模式下制冷量等變化情況，具體的測試結(jié)果見圖3、圖4。

圖3 室內(nèi)機送風溫度隨室外溫度變化

圖4 三種模式機組制冷量隨室外溫度變化

2 氟泵空調(diào)系統(tǒng)模型的建立與驗證

2.1 氟泵空調(diào)系統(tǒng)模型建立

結(jié)合實測數(shù)據(jù)，本研究利用經(jīng)驗公式與軟件相結(jié)合的方法對空氣與制冷劑進行參數(shù)化處理，同時采用集總參數(shù)法對氟泵空調(diào)系統(tǒng)建立了制冷系統(tǒng)各個部件的數(shù)學模型，利用MATLAB 的編輯運算能力與接口的可協(xié)同能力，在MATLAB中輸入系統(tǒng)各個部件模型代碼，并通過Refprop 軟件查詢制冷劑物性參數(shù)，兩者同步耦合進行系統(tǒng)的模擬仿真。在對制冷系統(tǒng)的模型進行求解的過程中，每個部件子模型的輸入?yún)?shù)都來自上一個部件模型的輸出參數(shù)或根據(jù)實際測試得到的已知參數(shù)。

下面以壓縮機、冷凝器、氟泵模型建立為例，分析得到制冷系統(tǒng)主要部件的模型。

（1）壓縮機模型

由于系統(tǒng)所使用的是定頻壓縮機，所以壓縮機運行工況下系統(tǒng)的體積流量不發(fā)生變化，模型的求解通過質(zhì)量守恒、蒸發(fā)器和冷凝器的制冷劑側(cè)與空氣側(cè)熱量平衡來計算。制冷系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、冷凝溫度和蒸發(fā)壓力、冷凝壓力的之間溫度與壓力的函數(shù)關系如下所示：

式中，Pc：臨界壓力，Pa，對于R22，Pc=49.8×105Pa；Tr：對比溫度，T/Tc；T：實際溫度，℃；Tc：臨界溫度，K；對于R22，Tc=369.25K；Ri：準則數(shù)，對于R22，Ri=6.7964；Pα：準則數(shù)，對于R22，Pα=-0.1644。

模型中忽略了管道阻力對于溫度產(chǎn)生的影響，并認為系統(tǒng)保溫良好，從而假設吸氣壓力等于蒸發(fā)壓力，蒸發(fā)器出口溫度視為吸氣溫度，冷凝壓力視為排氣壓力。壓縮機的吸排氣溫度的計算公式如下：

式中，Te：蒸發(fā)溫度，℃；Ts：吸氣溫度，℃；Pe：蒸發(fā)壓力；n：壓縮過程多變指數(shù)，此處n=1.21。

通過式（4）和式（5）來計算壓縮機出口的制冷劑狀態(tài)，得到進入冷凝器的壓縮機排氣溫度。制冷劑的物性參數(shù)由Refprop 直接調(diào)用，調(diào)用方程分別為：

式中，mr：系統(tǒng)質(zhì)量流量，kg/s。

（2）冷凝器模型

式中，Q：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)換熱量，kW；m：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)質(zhì)量流量，kg/s；Δh：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)進出口焓差，kJ/kg；α：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)換熱系數(shù)，W/(m2·K)；A：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)傳熱面積，m2；Δt：空氣側(cè)或制冷劑側(cè)流體平均溫度與壁面溫度之差，℃。

（3）氟泵模型

式中，Po：氟泵出口壓力，kPa；Pi：氟泵入口壓力，kPa；Δp：氟泵揚程，kPa；Wfb：氟泵耗功，W。

本次模型求解時將系統(tǒng)從上述單個部件模型斷開，輸入?yún)?shù)后進行每個部件參數(shù)的計算。以系統(tǒng)質(zhì)量流量為獨立變量，從冷凝器環(huán)節(jié)斷開開始計算，通過雙重迭代確定其最終值。系統(tǒng)的整體算法依據(jù)是：氟泵空調(diào)系統(tǒng)在機房內(nèi)24 小時全天開啟，全年穩(wěn)態(tài)運行。模式固定時系統(tǒng)的質(zhì)量流量相對穩(wěn)定，通過流動焓差與換熱溫差換熱量相等，經(jīng)過雙重迭代，冷凝器空氣側(cè)的出口溫度計算值和假設值相等、壁面溫度的計算值和假設值相等，同理蒸發(fā)器空氣側(cè)的出口溫度計算值和假設值相等、壁面溫度的計算值和假設值相等，進而完成整個制冷系統(tǒng)的計算。系統(tǒng)模型仿真流程圖如圖5 所示。

圖5 系統(tǒng)模型仿真流程圖

2.2 氟泵空調(diào)系統(tǒng)模型驗證

在模型中輸入不同的室外溫度、室內(nèi)外風機風速以及冷凝溫度和蒸發(fā)溫度，模擬各室外溫度點下的系統(tǒng)運行情況，為了驗證模型的準確性，根據(jù)不同室外溫度，分別對比氟泵空調(diào)系統(tǒng)壓縮機模式、氟泵模式下的室內(nèi)風機送風溫度，得到如圖6、圖7 的相關運行數(shù)據(jù)。

圖6 壓縮機模式室內(nèi)機送風溫度對比

圖7 氟泵模式室內(nèi)機送風溫度對比

從上述實測和模擬結(jié)果的對比可以看出，通過模型計算所得各模式下的運行參數(shù)與實測值的平均誤差較小，均在可接受范圍內(nèi)，模擬效果較好，從而證明了所建立的MATLAB氟泵空調(diào)系統(tǒng)能耗模型的準確性和可靠性，可用于后續(xù)的氟泵空調(diào)系統(tǒng)能耗模擬分析。

3 氟泵空調(diào)系統(tǒng)的能耗模擬分析與優(yōu)化

氟泵空調(diào)系統(tǒng)當前在機房實際運行模式為：當室外溫度低于10℃時為氟泵運行模式，當室外溫度為10℃～20℃時為混合運行模式，當室外溫度超過20℃時為壓縮機運行模式。本研究的模擬條件來自現(xiàn)場實測，在室內(nèi)溫度恒定為24.8℃的情況下，通過實際測試不同室外溫度下不同模式的蒸發(fā)壓力與冷凝壓力。

圖8 給出了根據(jù)江蘇全年氣候情況對機房空調(diào)運行室內(nèi)機送回風溫度的模擬結(jié)果。其中，室內(nèi)機的回風溫度不隨室外溫度的變化而改變，全年穩(wěn)定在24.8℃，江蘇地區(qū)全年最低平均溫度為-4.5℃，最高平均氣溫為36.8℃。為了便于計算，所模擬結(jié)果室外溫度選取范圍為-5.0℃至37.0℃的變化情況。

圖8 江蘇機房空調(diào)系統(tǒng)全年運行三種模式室內(nèi)機送回風溫度

從模擬結(jié)果可以看出，氟泵模式的送風溫度變化相較于壓縮機模式與混合模式更加明顯，當室外溫度在5℃到10℃時，啟動混合模式運行比氟泵模式運行更節(jié)能，混合模式室內(nèi)機送風溫度更低。

江蘇地區(qū)全年運行條件下三種模式運行總功率及系統(tǒng)EER 的模擬結(jié)果如圖9 所示，混合模式及壓縮機模式的功率均遠遠大于氟泵模式的功率。另一方面從圖中可以看出氟泵模式的能效比遠大于混合模式與壓縮機模式下的系統(tǒng)能效，因此在滿足冷量供給的條件下，盡量增加氟泵的使用可以起到良好的節(jié)能作用。

圖9 江蘇機房空調(diào)系統(tǒng)全年運行三種模式總功率和EER

上述對江蘇地區(qū)既定運行策略下全年運行的三種模式進行能耗分析，根據(jù)不同運行模式下的室內(nèi)機出風溫度、功率和能效模擬結(jié)果可以看出，當前的運行策略并不是最優(yōu)的運行策略，仍存在節(jié)能優(yōu)化的空間。在滿足目標冷量的前提下，可以改變各模式之間溫度的切換界限，并通過不同運行模式的啟?？刂苼硖峁?shù)據(jù)中心所需總的制冷能耗，尋找數(shù)據(jù)機房空調(diào)系統(tǒng)最優(yōu)運行策略。

4 結(jié)束語

本研究從降低數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)能耗與運行成本的角度出發(fā)，通過對數(shù)據(jù)中心氟泵空調(diào)系統(tǒng)進行現(xiàn)場測試與建模模擬相結(jié)合的方法，建立了氟泵空調(diào)系統(tǒng)的系統(tǒng)模型，進而探究該空調(diào)系統(tǒng)在不同室外溫度下的運行情況，并進行了全年能耗的模擬預測，在現(xiàn)有運行策略的基礎上結(jié)合各模式的模擬結(jié)果進行優(yōu)化分析。

經(jīng)過對本研究所建立模型的綜合模擬分析，目前數(shù)據(jù)中心氟泵實際運行模式不是最優(yōu)的運行模式，存在巨大的節(jié)能優(yōu)化空間，可以通過調(diào)整各模式之間溫度的切換界限、不同運行模式的啟停控制等可行性調(diào)節(jié)措施，提高氟泵空調(diào)系統(tǒng)的總體能效，實現(xiàn)數(shù)據(jù)中心機房節(jié)能運行。