摘要：以典型的數(shù)據(jù)中心水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)為例，構(gòu)建了數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)熱量傳遞過程，詳細分析了各傳熱介質(zhì)的溫度和溫差選取對冷卻系統(tǒng)能耗的影響，并對比了不同設(shè)計溫度選取案例的節(jié)能效果。結(jié)果表明：在數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)設(shè)計時，應(yīng)合理選取服務(wù)器進風(fēng)溫度最佳點，優(yōu)化機房氣流組織，并減小空調(diào)末端風(fēng)－水換熱溫差，適當(dāng)提高冷凍水供回水溫度和溫差，綜合考慮節(jié)能和投資的影響對板式換熱器和冷卻塔放大選型。通過合理選取傳熱過程各溫度和溫差值，可實現(xiàn)冷卻系統(tǒng)整體節(jié)能。
關(guān)鍵詞數(shù)據(jù)中心；冷卻系統(tǒng)；溫度；溫差；節(jié)能設(shè)計
隨著5G、人工智能、云計算等技術(shù)的飛速發(fā)展和國家新基建戰(zhàn)略的提出，我國數(shù)據(jù)中心的規(guī)模和數(shù)量不斷增長。與此同時，數(shù)據(jù)中心高能耗問題也日益突出。數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)為機房內(nèi)服務(wù)器主設(shè)備的穩(wěn)定運行提供了恒溫、恒濕的環(huán)境保障。研究表明，數(shù)據(jù)中心的冷卻系統(tǒng)能耗占比僅次于服務(wù)器主設(shè)備能耗，部分不節(jié)能的數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)能耗約占數(shù)據(jù)中心全年運行總體能耗的40%左右，冷卻系統(tǒng)節(jié)能對解決數(shù)據(jù)中心高能耗問題起到至關(guān)重要的作用。
數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)的機理是在一定的溫差驅(qū)動下，通過空氣、水和制冷劑等傳熱介質(zhì)的循環(huán)，將機房內(nèi)服務(wù)器主設(shè)備產(chǎn)生的熱量排出到室外環(huán)境。在此傳熱過程中，風(fēng)機、水泵和壓縮機等設(shè)備的運行將消耗大量電能。同時，各傳熱介質(zhì)設(shè)計溫度和溫差的選取，將直接影響制冷設(shè)備的選型和運行狀態(tài)，進而影響數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)整體能耗水平。
本文以典型的數(shù)據(jù)中心水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)為例，構(gòu)建了從服務(wù)器機柜發(fā)熱到室外冷卻塔散熱的全過程熱量傳遞路徑，詳細分析了冷卻系統(tǒng)熱量傳遞過程中各傳熱介質(zhì)設(shè)計溫度和溫差選取對冷卻系統(tǒng)能耗的影響，以期為數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)節(jié)能設(shè)計提供參考。
01 典型冷卻系統(tǒng)熱量傳遞過程
數(shù)據(jù)中心熱環(huán)境營造過程的本質(zhì)是把機房內(nèi)服務(wù)器主設(shè)備產(chǎn)生的熱量通過冷卻系統(tǒng)排出到室外。圖1為一種典型的水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)示意圖，圖中包含空調(diào)末端、水泵、冷水機組、板式換熱器及冷卻塔等設(shè)備，根據(jù)室外氣象條件變化，可以通過調(diào)節(jié)管路電動閥門的開閉實現(xiàn)機械制冷模式、部分自然冷卻制冷模式和完全自然冷卻制冷模式。整個系統(tǒng)的熱量傳輸過程如圖2所示，在風(fēng)機、水泵等設(shè)備的驅(qū)動下，通過機房內(nèi)空氣循環(huán)，冷凍水循環(huán)和冷卻水循環(huán)，實現(xiàn)了熱量從服務(wù)器主設(shè)備→機柜送排風(fēng)→末端空調(diào)送回風(fēng)→冷凍水供回水→冷卻水供回水→室外冷卻塔的傳輸過程。在此傳熱過程中，傳熱介質(zhì)的主要溫度和溫差狀態(tài)點包括：服務(wù)器進排風(fēng)溫度、空調(diào)末端送回風(fēng)溫差、空調(diào)末端風(fēng)－水換熱溫差、冷凍水供回水溫度、板式換熱器換熱溫差、冷卻塔逼近度等。
圖１數(shù)據(jù)中心典型水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)示意圖
圖２數(shù)據(jù)中心熱量傳輸過程示意圖
02 溫度與溫差分析
2.1服務(wù)器進排風(fēng)溫度
目前，大部分服務(wù)器自帶的散熱系統(tǒng)都采用風(fēng)冷的方式對芯片等電子設(shè)備進行冷卻［６］，服務(wù)器機柜的進排風(fēng)溫度作為整個冷卻系統(tǒng)的前端溫度，其設(shè)計值的選取對冷卻系統(tǒng)的能耗產(chǎn)生直接影響。表1列出了GB50174-2017《數(shù)據(jù)中心設(shè)計規(guī)范》［７］和ASHRAE TC 9.9 2015 Therml Guidelines for Data Processing Environments規(guī)定的機房環(huán)境溫度要求。
表１數(shù)據(jù)中心機房環(huán)境溫度要求表
注：表中機房環(huán)境溫度要求指機柜進風(fēng)區(qū)域溫度要求
在滿足IT設(shè)備運行溫度要求情況下，適當(dāng)提高機柜進風(fēng)溫度，可相應(yīng)提高冷凍水供回水溫度，進而提高冷水機組COP和自然冷源利用時間。然而，當(dāng)服務(wù)器散熱風(fēng)扇采用變速風(fēng)機時，若機柜進風(fēng)溫度過高，服務(wù)器設(shè)備會通過熱管理算法提高風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速，以補償較高的進風(fēng)溫度造成的散熱能力衰減，服務(wù)器及空調(diào)末端風(fēng)機的能耗將隨之提高，可能會減小甚至抵消提升環(huán)境空氣溫度獲得的節(jié)能效果。因此，存在使數(shù)據(jù)中心整體能耗最低的服務(wù)器進風(fēng)溫度最佳點，該進風(fēng)溫度最佳點的選取值與多個因素相關(guān)，如服務(wù)器類型、冷卻系統(tǒng)架構(gòu)、自然冷源利用形式及數(shù)據(jù)中心地理位置等。相關(guān)研究表明，非利用自然冷源的數(shù)據(jù)中心能耗最佳點對應(yīng)的服務(wù)器進風(fēng)溫度為24~27℃，利用自然冷源的數(shù)據(jù)中心能耗最佳點進風(fēng)溫度將更高。
2.2空調(diào)末端送回風(fēng)溫差
以目前數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)常用的房間級機房專用空調(diào)為例，其氣流組織形式如圖3所示?？照{(diào)送出的低溫空氣進入地板靜壓箱，由微孔地板送至冷通道，經(jīng)服務(wù)器換熱后排至熱通道并回流至空調(diào)末端內(nèi)被冷卻。
圖3 房間級機房專用空調(diào)氣流組織形式
在此循環(huán)過程中，空調(diào)末端的送風(fēng)量對機房內(nèi)氣流組織影響較大，當(dāng)服務(wù)器自帶的風(fēng)機風(fēng)量大于空調(diào)末端送風(fēng)量時，機房冷通道內(nèi)將形成負壓，熱空氣會經(jīng)由臨近的空機柜、主板間的空隙等位置回流，易出現(xiàn)冷熱摻混和局部熱點。為了避免熱空氣回流，數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)宜采用“大風(fēng)量，小焓差”的送風(fēng)方式。然而空調(diào)末端送風(fēng)量過大時，會增加風(fēng)機功耗，并造成冷通道內(nèi)空氣旁通到熱通道，因此應(yīng)對空調(diào)末端送風(fēng)風(fēng)量進行合理設(shè)計。目前，標(biāo)準(zhǔn)工況下服務(wù)器的自身散熱風(fēng)扇設(shè)計進排風(fēng)溫差一般為10~15℃，空調(diào)末端送回風(fēng)溫差宜略小于服務(wù)器進排風(fēng)溫差才能保證機柜送風(fēng)量需求，一般設(shè)計為10~13℃。如2.1節(jié)所述，服務(wù)器進風(fēng)溫度會影響服務(wù)器自帶風(fēng)扇風(fēng)量，故當(dāng)服務(wù)器進風(fēng)溫度較高時，空調(diào)末端送回風(fēng)溫差建議取低值，反之則取高值。
相對于房間級機房專用空調(diào)，列間級和機架級空調(diào)末端均采用就近制冷方式，氣流輸送距離較短，風(fēng)機全壓小，能耗低，更易避免冷熱摻混和局部熱點，其氣流組織如圖4所示。表2列出了采用不同空調(diào)末端形式送／回風(fēng)溫度典型設(shè)計值，由表可知在滿足服務(wù)器進風(fēng)溫度要求情況下，采用就近制冷的空調(diào)末端形式可以提高空調(diào)送風(fēng)溫度，增大送回風(fēng)溫差，進而減小風(fēng)機風(fēng)量和功耗。
表2 不同空調(diào)末端形式送／回風(fēng)溫度典型設(shè)計值
圖4 列間級及機架級空調(diào)末端氣流組織示意圖
2.3空調(diào)末端風(fēng)－水換熱溫差
空調(diào)末端內(nèi)，在風(fēng)機驅(qū)動下來自服務(wù)器的高溫回風(fēng)與表冷器盤管內(nèi)低溫冷凍水進行熱交換，并將冷空氣送入機房。在此換熱過程中，空調(diào)末端送風(fēng)溫度與冷凍水供水溫度的差值，即為風(fēng)－水換熱溫差。
空調(diào)末端內(nèi)表冷器盤管的排布形式對風(fēng)－水換熱效果影響較大。目前主流廠家空調(diào)末端產(chǎn)品表冷器盤管排布方式大多采用3、4排管并聯(lián)方式，此種排布方式在一定程度上可以降低水系統(tǒng)阻力，但不利于提高表冷器換熱效率。表3為不同品牌廠家房間級機房專用空調(diào)末端在不同制冷量情況下的風(fēng)－水換熱溫差統(tǒng)計值，可知目前主流空調(diào)廠家的房間級機房專用空調(diào)風(fēng)－水換熱溫差一般設(shè)計為5~7℃。研究表明，表冷器盤管采用串聯(lián)排布形式，空氣和冷凍水之間可實現(xiàn)逆流換熱，有利于減少空調(diào)末端換熱環(huán)節(jié)的溫差損失，提高表冷器的換熱效率。在適合的場景下，空調(diào)末端表冷器可增大串聯(lián)流程，同時增大冷凍水供回水溫差，減小空調(diào)末端風(fēng)－水換熱溫差，提升換熱效率。
表3 房間級機房專用空調(diào)風(fēng)－水換熱溫差
2.4冷凍水供回水溫度
對于集中式水冷空調(diào)系統(tǒng)，冷凍水供回水溫度對整個空調(diào)系統(tǒng)自然冷源使用時間及能耗水平影響較大。提高冷凍水供回水溫度帶來的有利影響和不利影響如表4所示。
表4 提高冷凍水供回水溫度的有利和不利影響
近年來，設(shè)計、新建數(shù)據(jù)中心冷凍水供回水溫度有逐步提升的趨勢，供水溫度基本都已提高到12℃以上?？照{(diào)冷凍水供回水溫度應(yīng)根據(jù)機房溫度需求和空調(diào)末端形式進行合理設(shè)計。對于房間級機房專用空調(diào)其冷凍水供回水溫度普遍為12℃/17℃或者更高，而對于列間級或機架級的空調(diào)末端形式，由于采用就近制冷方式、冷熱摻混損失較小，其供回水溫度可以提高到15℃/21℃乃至更高。
2.5板式換熱器換熱溫差
數(shù)據(jù)中心冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)設(shè)有水－水板式換熱器，當(dāng)室外濕球溫度低于系統(tǒng)自然冷卻設(shè)定值時，可以將冷卻塔出水通過自然冷卻板換與冷凍水回水進行換熱，關(guān)閉或部分關(guān)閉冷水機組從而實現(xiàn)冷卻系統(tǒng)節(jié)能。在自然冷卻過程中，板式換熱器內(nèi)冷卻水供水溫度與冷凍水供水溫度的差值即為板式換熱器換熱溫差，此換熱溫差設(shè)計值越低，系統(tǒng)可利用自然冷卻的時間越長。表5對比了不同換熱溫差取值情況下板式換熱器的選型面積，其中板式換熱器換熱量取7034kW，傳熱系數(shù)取4000W/㎡·K。
表5 不同板式換熱器換熱溫差取值情況下選型面積對比
由表5可知，在同等板型、傳熱系數(shù)Ｋ值的情況下，換熱溫差取值越小，板式換熱器選型換熱面積越大，初投資越大。設(shè)計換熱溫差由２℃減小到1.5℃、１℃，其換熱面積增加33.3%、61。1%。
目前，大多數(shù)據(jù)中心項目中板式換熱器的換熱溫差取值為1~2℃，在投資允許情況下，此換熱溫差可取低值以充分利用自然冷源。
2.6 冷卻塔逼近度
對于本文所述的采用開式冷卻塔的典型水冷空調(diào)系統(tǒng)，室外大氣濕球溫度是決定冷卻塔供冷提供水溫能力的制約條件。濕球溫度為水在冷卻塔中理論上可被冷卻到的極限溫度，冷卻塔實際出水溫度與室外濕球溫度之間的溫度差為冷卻塔逼近度。
在冷凍水供回水溫度一定的情況下，自然冷卻切換濕球溫度主要與兩個參數(shù)有關(guān)，一是冷卻塔的逼近度，二是板式換熱器換熱溫差。冷卻系統(tǒng)完全自然冷卻和部分自然冷卻切換濕球溫度可通過式（１）和式（２）計算得到：
tww=tg-Δt1-Δt2 （1）
twb=th-Δt1-Δt2 （2）
式（1）、（2）中：tww為完全自然冷卻切換濕球溫度（℃）；twb為部分自然冷卻切換濕球溫度（℃）；tg為冷凍水供水溫度（℃）；th為冷凍水回水溫度（℃）；Δt1為板式換熱器換熱溫差（℃）;Δt2為冷卻塔逼近度（℃）。
由上式可知，降低冷卻塔逼近度和板式換熱器換熱溫差可以提高自然冷卻切換濕球溫度點，增加自然冷源利用時間。而冷卻塔逼近度主要受冷卻塔選型的影響，在同等室外氣象條件下，冷卻塔型號越大，逼近度越小，但占地面積越大，初投資越大。
為充分利用自然冷源，目前大多數(shù)據(jù)中心項目冷卻塔會在夏季選型基礎(chǔ)上放大選型，即按冬季工況選型，這與公共建筑冷卻塔常規(guī)按夏季選型是不同的。表2列出了不同品牌的開式橫流冷卻塔和逆流冷卻塔在不同冬季逼近度取值情況下的放大選型結(jié)果，可知按照冬季逼近度3.5~6℃進行放大選型的冷卻塔，在夏季工況下應(yīng)用時其散熱能力可相應(yīng)增大1.42~1.92倍，此數(shù)值反映了冬季工況比夏季工況放大選型的倍數(shù)，冬季逼近度取值越低，此放大選型倍數(shù)越大。以表6中所列開式逆流冷卻塔的品牌Ⅰ為例，通過將冬季冷卻塔選型逼近度由5.5℃縮小為3.5℃，可相應(yīng)提高其完全自然冷卻切換濕球溫度2℃，但冷卻塔的冬季放大選型倍數(shù)由1.45倍增加到1.88倍，增加了設(shè)備初投資及安裝區(qū)域。因此，利用自然冷源的數(shù)據(jù)中心水冷冷凍水系統(tǒng)的冷卻塔宜按冬季選型，冬季選型逼近度一般取值為3~6℃，在投資及建筑條件允許情況下，從節(jié)能角度考慮建議取低值。
表６ 冷卻塔冬季逼近度取值與放大選型結(jié)果
注：表中冷卻塔的循環(huán)水量均為1900m³/h，夏季工況為室外濕球溫度28℃、進／出水溫度37℃/32℃，冬季工況按表中取值不同此外，在某些干燥地區(qū)也可采用間接蒸發(fā)冷卻塔替代常規(guī)冷卻塔。理想情況下，間接蒸發(fā)冷卻塔的出水溫度可接近進口空氣的露點溫度，因此能夠延長自然冷源利用時間，有利于冷卻系統(tǒng)節(jié)能。
03
案例分析
本節(jié)針對兩種不同的水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)溫度和溫差設(shè)計案例進行節(jié)能分析。案例假設(shè)條件如下：
１）空調(diào)制冷負荷約21102kW(6000RT)，空調(diào)主用冷源選用3臺7034kW(2000RT)的高壓離心式冷水機組及配套冷凍水泵、冷卻水泵和開式冷卻塔。
２）空調(diào)系統(tǒng)運行能耗按照主用冷源及末端全年滿載運行計算，不考慮備用冷源及末端均分負載。
３）冷水機組各階段運行COP按照各工況設(shè)計冷凍水及冷卻水進水溫度進行修正。
４）暫不考慮圍護結(jié)構(gòu)負荷變化的影響。
５）暫不考慮室外氣象條件不連續(xù)及人工操作轉(zhuǎn)換對自然冷源利用時間的影響。
其中，案例1空調(diào)末端形式采用房間級空調(diào)（封閉冷通道），板式換熱器換熱溫差及冷卻塔冬季逼近度均按照推薦范圍的高值選?。话咐?空調(diào)末端形式采用列間級空調(diào)（封閉冷通道），板式換熱器和冷卻塔均放大選型，降低了板式換熱器換熱溫差及冷卻塔冬季逼近度，兩個案例各溫度和溫差選取值如表７所示。通過計算可得到案例1和案例2設(shè)計情況下我國部分典型城市數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)年能耗累計值及節(jié)能值，如表8所示。
表７ 典型水冷空調(diào)系統(tǒng)溫度和溫差設(shè)計案例
表８ 不同地區(qū)數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)年能耗累計值及節(jié)能值
注：各地區(qū)室外氣象參數(shù)按照《中國建筑熱環(huán)境分析專用氣象數(shù)據(jù)集》中典型氣象年數(shù)據(jù)選取
由表8可知，通過案例2的空調(diào)系統(tǒng)各環(huán)節(jié)的節(jié)能化設(shè)計，我國部分典型城市數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)年能耗累計值可降低20.9%~24.1%，具體數(shù)值與相應(yīng)城市的增加自然冷卻溫度區(qū)間分布有關(guān)。可見，通過優(yōu)化空調(diào)末端形式及機房氣流組織，提高冷凍水供回水溫度，放大板式換熱器、冷卻塔選型等措施，可有效降低數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)運行能耗。
04
結(jié)束語
本文以典型的數(shù)據(jù)中心水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)為例，構(gòu)建了從數(shù)據(jù)機房服務(wù)器機柜發(fā)熱到室外冷卻塔散熱的熱量傳遞路徑，詳細分析了冷卻系統(tǒng)熱量傳遞過程中各傳熱介質(zhì)設(shè)計溫度和溫差選取對系統(tǒng)能耗的影響，并對比研究了不同設(shè)計溫度和溫差案例的節(jié)能效果。通過本文分析可知：
１）數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)應(yīng)綜合考慮服務(wù)器類型、冷卻系統(tǒng)架構(gòu)等因素，對服務(wù)器機柜進風(fēng)溫度最佳點進行合理選取。
２）為保證機房內(nèi)良好的氣流組織，空調(diào)末端送回風(fēng)溫差一般設(shè)計為10~13℃。
３）主流房間級機房專用空調(diào)產(chǎn)品的風(fēng)－水換熱溫差一般為5~7℃；在適合的場景下，空調(diào)末端表冷器可增大串聯(lián)流程，同時增大冷凍水供回水溫差，減小空調(diào)末端風(fēng)－水換熱溫差，提升換熱效率。
４）在同等板型、傳熱系數(shù)Ｋ值的情況下，換熱溫差取值越小，板式換熱器選型換熱面積越大，初投資越大。換熱溫差由2℃減小到1.5℃、1℃，其換熱面積增加33.3%、61.1%。
５）為充分利用自然冷源，數(shù)據(jù)中心項目冷卻塔一般會在夏季選型基礎(chǔ)上放大選型，即按冬季工況選型，冬季逼近度3.5~6℃對應(yīng)比夏季工況放大選型的1.42~1.92倍。
６）通過對典型水冷冷凍水型空調(diào)系統(tǒng)末端形式、供回水溫度、板式換熱器選型、冷卻塔選型等環(huán)節(jié)的節(jié)能化設(shè)計，我國部分典型城市數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)年能耗累計值可降低20.9%~24.1%。
