分離式微通道熱管低風(fēng)量下?lián)Q熱性能模擬研究

張泉，黃茜，鄒思凱

（湖南大學(xué) 土木工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙 410082）

隨著人工智能、云計(jì)算等新興產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，數(shù)據(jù)中心的應(yīng)用規(guī)模不斷擴(kuò)大.2014 年，數(shù)據(jù)中心能耗已占世界總能耗的1.3%[1].同時(shí)，由于機(jī)房模塊化技術(shù)和芯片技術(shù)的不斷發(fā)展，數(shù)據(jù)機(jī)房熱流密度也不斷增加，這對(duì)機(jī)房冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求.目前，數(shù)據(jù)機(jī)房主要采用集中送風(fēng)空調(diào)作為冷卻系統(tǒng)，這種系統(tǒng)存在送風(fēng)距離長(zhǎng)、氣流組織紊亂、顯熱換熱性能低等缺陷.為了確保數(shù)據(jù)中心的熱安全，避免設(shè)備因過(guò)熱宕機(jī)，傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)通常提供過(guò)量的冷量，導(dǎo)致了能量的浪費(fèi).因此，傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)能耗甚至占數(shù)據(jù)中心總能耗的30%～50%[2].對(duì)此，研究者提出了一種機(jī)柜級(jí)的分離式熱管冷卻系統(tǒng)，其蒸發(fā)器位于機(jī)柜背板上，能夠大幅縮短送風(fēng)距離、優(yōu)化氣流組織、實(shí)現(xiàn)潛熱換熱，提高了冷卻系統(tǒng)的散熱效率[2-3].同時(shí)，相比傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)，采用潛熱換熱的分離式熱管冷卻系統(tǒng)擁有更大的換熱溫差，對(duì)自然冷源利用率更高.

由于分離式熱管冷卻系統(tǒng)的節(jié)能優(yōu)勢(shì)，部分研究者對(duì)分離式熱管，特別是高換熱性能的微通道結(jié)構(gòu)分離式熱管系統(tǒng)的換熱特性及其影響因素展開(kāi)了試驗(yàn)和理論研究.Ling 等[4]根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立了微通道分離式熱管一維穩(wěn)態(tài)數(shù)值模型，分析了在2 025～4 217 m3/h 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量下蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)對(duì)換熱性能的影響.Ling 等[5-6]還通過(guò)試驗(yàn)和數(shù)值模擬分析了在1 500～6 000 m3/h 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量下微通道分離式熱管充液率對(duì)分離式熱管的換熱量、換熱系數(shù)、壓降、出風(fēng)溫度等參數(shù)的影響.顏俏等[7]通過(guò)試驗(yàn)研究了5 m/s 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)速度下微通道分離式熱管氣動(dòng)性能及換熱流型，研究結(jié)果表明，短通道比長(zhǎng)通道換熱性能更好.鄭振[8]、孫一牧[9]研究了4 m/s 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)速度下微通道換熱器在分離式熱管中的最佳運(yùn)行狀態(tài)并對(duì)充液率、室內(nèi)外溫差、風(fēng)速以及高度差等因素對(duì)換熱性能的影響進(jìn)行了試驗(yàn)分析.胡張保等[10-11]在1 000～2 500 m3/h 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量、充液率位于80%和150%之間時(shí)對(duì)微通道蒸發(fā)器的工作狀態(tài)進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)果表明該分離式熱管的最佳充液率約為120%，在此范圍內(nèi)換熱量達(dá)到最大值；在最佳充液率范圍內(nèi)，蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量低于2 000 m3/h時(shí)，分離式熱管的換熱量隨風(fēng)量減少而明顯降低.張泉等[3，12]對(duì)分離式微通道熱管進(jìn)行了試驗(yàn)研究，并建立了一維穩(wěn)態(tài)數(shù)值模型，分析了充液率、蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)量等參數(shù)對(duì)熱管換熱特性的影響.結(jié)果表明，在1500～5 000 m3/h 風(fēng)量下，分離式微通道熱管的能效比隨風(fēng)量增加而增加.

然而，上述研究大多都是在滿負(fù)荷、標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量下進(jìn)行的.由于數(shù)據(jù)中心的負(fù)載為按需求逐漸增加，我國(guó)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于部分負(fù)載工作狀態(tài)，平均負(fù)載率為50.61%，大型數(shù)據(jù)中心的平均負(fù)載率僅為29.01%[13].為了降低數(shù)據(jù)中心的運(yùn)行能耗，分離式熱管冷卻系統(tǒng)會(huì)根據(jù)蒸發(fā)器的排風(fēng)溫度調(diào)節(jié)排風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，在較低負(fù)載下，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)甚至?xí)陀?00.此時(shí)，熱管整體的運(yùn)行性能和蒸發(fā)器的風(fēng)側(cè)換熱性能會(huì)有較大衰減[6，11].因此，有必要對(duì)低風(fēng)量和低負(fù)載下分離式微通道熱管的換熱性能進(jìn)行研究和分析，確保數(shù)據(jù)中心的節(jié)能、安全運(yùn)行.已有模型所采用的風(fēng)側(cè)、制冷劑側(cè)匹配關(guān)聯(lián)式多適用于預(yù)測(cè)風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)高于100 的工況[4，6，9，12]，難以準(zhǔn)確預(yù)測(cè)低風(fēng)量下分離式熱管的換熱性能.為了進(jìn)一步優(yōu)化分離式微通道熱管系統(tǒng)的換熱性能，需要建立同時(shí)適用于預(yù)測(cè)其在低風(fēng)量下?lián)Q熱特性的數(shù)值模型.

本文建立了一個(gè)最佳充液率下分離式微通道熱管（工質(zhì)為R22）的一維穩(wěn)態(tài)模型.該模型選取了適用于低風(fēng)量的風(fēng)側(cè)、制冷劑側(cè)匹配換熱關(guān)聯(lián)式，利用ε-NTU 方法[14]計(jì)算蒸發(fā)器和冷凝器的換熱特性.通過(guò)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)中換熱量、制冷劑質(zhì)量流量和進(jìn)出口溫度的對(duì)比，所建立模型的精確性得到了檢驗(yàn).利用該模型，分析了不同風(fēng)量下室內(nèi)側(cè)、室外側(cè)運(yùn)行參數(shù)以及蒸發(fā)器與冷凝器高度差對(duì)分離式微通道熱管系統(tǒng)換熱性能的影響.研究結(jié)果對(duì)分離式微通道熱管在數(shù)據(jù)中心的設(shè)計(jì)優(yōu)化和節(jié)能運(yùn)行有一定促進(jìn)作用.

1 數(shù)值模型

分離式微通道熱管由位于機(jī)柜背板的蒸發(fā)器，位于機(jī)房上部的板式冷凝器以及它們之間的連接管組成.其工作模式如圖1 所示，機(jī)柜的服務(wù)器從數(shù)據(jù)中心室內(nèi)吸入冷風(fēng)冷卻芯片，產(chǎn)生的熱排風(fēng)經(jīng)過(guò)熱管微通道蒸發(fā)器，被制冷劑相變冷卻后降至排風(fēng)溫度，然后被送回?cái)?shù)據(jù)中心室內(nèi).制冷劑吸熱后蒸發(fā)，通過(guò)氣管進(jìn)入冷凝器，與冷水機(jī)提供的冷凍水凝結(jié)換熱，最后，凝結(jié)的液態(tài)制冷劑在重力的作用下通過(guò)液管流回蒸發(fā)器進(jìn)入下一個(gè)循環(huán).針對(duì)這些部件，分別建立了穩(wěn)態(tài)換熱模型.空氣側(cè)、水側(cè)以及制冷劑側(cè)換熱系數(shù)和壓降均采用已有換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算.關(guān)聯(lián)式計(jì)算中所需要的分離式微通道熱管幾何參數(shù)見(jiàn)表1.蒸發(fā)器和冷凝器通道從上到下被分為100 段微元，每段微元的換熱量、制冷劑出口溫度以及外側(cè)換熱工質(zhì)出口溫度由ε-NTU 方法計(jì)算，微元制冷劑側(cè)與外側(cè)的熱流密度相等.計(jì)算過(guò)程中，制冷劑的參數(shù)通過(guò)調(diào)用REFPROP 軟件獲得.在模型中，制冷劑的換熱、流動(dòng)遵循質(zhì)量、動(dòng)量和能量守恒.模型做了如下假設(shè)：1）制冷劑在蒸發(fā)器和冷凝器一維軸向流動(dòng)；2）蒸發(fā)器各部分空氣流動(dòng)分布均勻；3）換熱器各通道內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量、溫度和壓力分布相同；4）忽略軸向傳熱和熱耗散.

圖1 分離式微通道熱管及蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of micro channel separate heat pipe and its evaporator

表1 分離式微通道熱管幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of micro channel separate heat pipe

1.1 蒸發(fā)器換熱模型

分離式微通道熱管的蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)如圖1 所示.蒸發(fā)器模型中，風(fēng)側(cè)和制冷劑側(cè)換熱系數(shù)采用對(duì)應(yīng)的換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算，并利用ε-NTU 方法迭代計(jì)算每個(gè)微元的換熱量.因此，風(fēng)側(cè)和制冷劑側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式的選取和匹配決定了模型的計(jì)算精度.在低風(fēng)量和低負(fù)載下，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)可能會(huì)低于100.而目前適用于微通道換熱器的風(fēng)側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式中[15-18]，主要用于預(yù)測(cè)雷諾數(shù)在100 甚至250 以上的風(fēng)側(cè)換熱系數(shù).其中，Kim 等[18]關(guān)聯(lián)式的適用范圍雖然包含雷諾數(shù)100 以下，但其對(duì)百葉角度適用范圍是15°～27°.研究表明，當(dāng)百葉角度小于或等于27°時(shí)，換熱性能會(huì)隨百葉角度增大而增大；當(dāng)百葉角度大于27°時(shí)，換熱性能則隨百葉角度繼續(xù)增大而降低[16]，因此，Kim 等[18]關(guān)聯(lián)式不適用于本文研究對(duì)象.而Kim 和Bullard 關(guān)聯(lián)式[16]的適用范圍為雷諾數(shù)75 以上，百葉角度為23°～30°的微通道換熱器，因此，本文選取Kim and Bullard 關(guān)聯(lián)式預(yù)測(cè)空氣側(cè)換熱系數(shù)，其表達(dá)如下：

式中：j 為Colburn 因子；Rea為空氣側(cè)雷諾數(shù)；ha為空氣側(cè)換熱系數(shù)，W（/m2·K）；Ao為空氣側(cè)有效換熱面積，m2；μa為空氣運(yùn)動(dòng)黏度，Pa·s；Pra為空氣普朗特?cái)?shù)；ka為空氣的導(dǎo)熱系數(shù)，W（/m·K）.

在微通道熱管蒸發(fā)器中，主要存在核態(tài)沸騰、泡狀流和塞狀流三種流型[19].由于無(wú)氟泵或壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)，制冷劑的質(zhì)量流量較小，因此微通道熱管蒸發(fā)器難以出現(xiàn)環(huán)流.特別是在低負(fù)載下，熱管蒸發(fā)器以核態(tài)沸騰和泡狀流為主.目前，多數(shù)適用于R22 在微通道內(nèi)沸騰換熱系數(shù)預(yù)測(cè)的關(guān)聯(lián)式多為適用于全流型的疊加型關(guān)聯(lián)式[20-23]，對(duì)于機(jī)械制冷系統(tǒng)換熱器中常見(jiàn)的塞狀流和環(huán)流的預(yù)測(cè)較為準(zhǔn)確，但對(duì)于核態(tài)沸騰區(qū)域的預(yù)測(cè)有所不足.Shah 關(guān)聯(lián)式[24]則在疊加關(guān)聯(lián)式的基礎(chǔ)上，按照流型將制冷劑分為3 個(gè)區(qū)域，針對(duì)核態(tài)沸騰和泡狀流給出了相應(yīng)的關(guān)聯(lián)式因子，有較高的預(yù)測(cè)精度.因此，本文選取Shah 關(guān)聯(lián)式預(yù)測(cè)蒸發(fā)器制冷劑側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式，其表達(dá)如下：

式中：hlo為純液換熱系數(shù)，W（/m2·K）；Ge為蒸發(fā)器制冷劑質(zhì)量流速，kg（/m2·s）；x 為制冷劑干度；Dh為微通道水力直徑，m；μl為制冷劑液相運(yùn)動(dòng)黏度，Pa·s；Prl為制冷劑普朗特?cái)?shù)；kl為制冷劑導(dǎo)熱系數(shù)，W（/m·K）；Co 為對(duì)流換熱因子；ρv和ρl分別為制冷劑氣相和液相密度，kg/m3；Bo 為沸騰因子；q 為熱流密度，W/m2；hlg為制冷劑潛熱，kJ/kg；J 為關(guān)聯(lián)式因子；he為制冷劑換熱系數(shù)，W（/m2·K）；g 為重力加速度，m/s2；ψ 為制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)之比；ψcb為對(duì)流沸騰區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值.

當(dāng)J ＞1 時(shí)，為核態(tài)沸騰區(qū)，此時(shí)

式中：ψnb為核態(tài)沸騰區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值，而ψ 為ψcb和ψnb的最大值.

當(dāng)0.1 ＜J ≤1 時(shí)，為抑制泡狀流區(qū)域，此時(shí)

式中：ψbs為抑制泡狀流區(qū)制冷劑兩相換熱系數(shù)與單相換熱系數(shù)比值，當(dāng)Bo ＜0.001 1 時(shí)，F(xiàn)=0.067；Bo ≥0.001 1 時(shí)，F(xiàn)=0.064.ψ 為ψcb和ψbs的最大值.

決定巖性圈閉含油性的重要因素是砂巖體內(nèi)部的孔滲性。只有當(dāng)砂體的內(nèi)部孔滲條件達(dá)到一定臨界值時(shí)，形成足夠的毛管壓力，砂體才能接收來(lái)自外部烴源巖中的油氣［7］。由東營(yíng)凹陷的巖性砂體統(tǒng)計(jì)實(shí)例可以看出，含油巖性砂體的儲(chǔ)集物性存在一個(gè)臨界值，即當(dāng)砂體的孔隙度大于12%，滲透率大于1×10-3μm2時(shí)，砂體才能接受外界油氣充注而成藏（圖4、圖5）。

當(dāng)J ≤0.1 時(shí)，為其他流型區(qū)域，此時(shí)

當(dāng)Bo ＜0.001 1 時(shí)，F(xiàn)=0.067；Bo ≥0.001 1 時(shí)，F(xiàn)=0.064.ψ 為ψcb和ψbs的最大值.

1.2 冷凝器換熱模型

冷凝器模型中，水側(cè)換熱系數(shù)和制冷劑側(cè)換熱系數(shù)采用換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算，并利用ε-NTU 方法迭代計(jì)算每個(gè)微元的換熱量.當(dāng)制冷劑處于單相區(qū)時(shí)，其換熱系數(shù)可利用Gnielinski 關(guān)聯(lián)式[25]計(jì)算.在兩相區(qū)，選取了Han 等關(guān)聯(lián)式[26]計(jì)算制冷劑換熱系數(shù)，該關(guān)聯(lián)式對(duì)于R22 制冷劑在波紋角為20°～45°的人字形波紋板式換熱器的凝結(jié)換熱預(yù)測(cè)結(jié)果較好.水側(cè)換熱系數(shù)選用Dittus and Boelter 關(guān)聯(lián)式[27]計(jì)算.

1.3 連接管模型

在分離式微通道熱管系統(tǒng)的實(shí)際應(yīng)用中，連接管路會(huì)采取保溫措施，因此在連接管路模型中，假設(shè)與外界絕熱.連接管路的壓降計(jì)算如式（14）～（18），采用Coleman 關(guān)聯(lián)式[28]計(jì)算集管部分，計(jì)算式如下：

式中：Δplp為液管壓降，Pa；Δpf，r為液管摩擦壓降，Pa；Δpg為重力壓降，Pa；Δpc為集氣/液管壓降，Pa；λf為摩擦阻力系數(shù)；ξf為局部阻力系數(shù)；ρr為制冷劑平均密度，kg/m3；μr為制冷劑流速，m/s；σc為微通道面積與集管橫截面積之比；Cc為集管收縮比.

1.4 計(jì)算流程

模型的計(jì)算流程如圖2 所示，流程圖中所用到的關(guān)聯(lián)式在表2 中給出.模型計(jì)算過(guò)程如下：1）輸入各部件幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)、制冷劑初始狀態(tài)參數(shù)、風(fēng)側(cè)和水側(cè)流體入口參數(shù)；2）假設(shè)制冷劑流量為Gr，蒸發(fā)器入口壓力為pe，in，蒸發(fā)器入口焓值為he，in；3）計(jì)算蒸發(fā)器微元入口干度，并根據(jù)干度選擇對(duì)應(yīng)換熱關(guān)聯(lián)式，通過(guò)ε-NTU 方法計(jì)算第一個(gè)微元的熱流密度qi，并與假設(shè)的熱流密度q0進(jìn)行對(duì)比和迭代，直到計(jì)算收斂（收斂誤差為0.1%）；4）將上一個(gè)微元的制冷劑出口參數(shù)作為下一個(gè)微元的入口參數(shù)進(jìn)行運(yùn)算，并依次計(jì)算蒸發(fā)器、連接管及冷凝器，得到了模型計(jì)算的入口壓力pe，in、蒸發(fā)器入口焓值he，in、制冷劑充注量mr.若計(jì)算值與假設(shè)值出現(xiàn)偏差，則調(diào)整相應(yīng)的假設(shè)參數(shù)，直到最終3 個(gè)參數(shù)全部收斂（收斂誤差為0.1%）；5）輸出計(jì)算結(jié)果.

圖2 計(jì)算流程圖Fig.2 Flow chart of the model

表2 模型采用的換熱和壓降關(guān)聯(lián)式Tab.2 The heat transfer and pressure drop correlations used in the model

2 模型驗(yàn)證

從圖3 中可看出，風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)在600～1 400 m3/h風(fēng)量下均低于100，此時(shí)模型對(duì)換熱量、制冷劑的質(zhì)量流量、蒸發(fā)器出口溫度及蒸發(fā)換熱系數(shù)的預(yù)測(cè)絕對(duì)平均偏差分別為4.0%、3.1%、6.3%，證明了模型在低風(fēng)量下具有較高的預(yù)測(cè)精度.

圖3 低風(fēng)量下試驗(yàn)與模型預(yù)測(cè)結(jié)果對(duì)比Fig.3 Comparison of the results obtained from simulation and experiment

3 結(jié)果與討論

3.1 服務(wù)器排風(fēng)溫度對(duì)換熱性能的影響

圖4 說(shuō)明了不同風(fēng)量下服務(wù)器的排風(fēng)溫度對(duì)換熱性能的影響.服務(wù)器排風(fēng)溫度可通過(guò)調(diào)配服務(wù)器的負(fù)載率控制，適當(dāng)提高服務(wù)器溫度可提高蒸發(fā)器制冷劑與熱空氣換熱溫差，以提高熱管的換熱性能.隨著服務(wù)器排風(fēng)溫度從27 ℃增加至39 ℃，分離式微通道熱管的換熱量在200 m3/h、600 m3/h、1 000 m3/h和1 400 m3/h 風(fēng)量下分別增長(zhǎng)了82.1%、83.6%、76.7%和61.7%.這主要是因?yàn)轱L(fēng)量增大，空氣側(cè)換熱系數(shù)大幅提高，強(qiáng)化了蒸發(fā)器傳熱.同時(shí)，由于分離式微通道熱管沒(méi)有動(dòng)力裝置，其完全啟動(dòng)需要足夠的熱負(fù)荷，在低負(fù)載下，熱管的換熱性能不能完全發(fā)揮.在200 m3/h 和600 m3/h 風(fēng)量下，熱管尚未完全啟動(dòng)，提高服務(wù)器排風(fēng)溫度不僅增大換熱溫差，還增加了熱負(fù)荷，促進(jìn)了熱管的進(jìn)一步啟動(dòng)，提高了換熱量增長(zhǎng)率.而在1 000 m3/h 和1 400 m3/h 風(fēng)量下，由于熱管的逐步啟動(dòng)，換熱量增長(zhǎng)率也隨之降低.參照GB 50174—2017[33]的A1 標(biāo)準(zhǔn)，數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度應(yīng)該維持在27 ℃以內(nèi)，而對(duì)于采用分離式微通道熱管系統(tǒng)的數(shù)據(jù)中心，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度可視為數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度.從圖4 可看出，在不同風(fēng)量下，服務(wù)器排風(fēng)溫度提升會(huì)導(dǎo)致蒸發(fā)器排風(fēng)溫度增加，此時(shí)，蒸發(fā)器最高排風(fēng)溫度也低于24 ℃，滿足數(shù)據(jù)中心的安全標(biāo)準(zhǔn).因此，適當(dāng)提升服務(wù)器排風(fēng)溫度有利于數(shù)據(jù)中心節(jié)能.但由于芯片本身的安全工作溫度在85 ℃以下，芯片散熱需要的換熱溫差通常大于45 ℃，因此服務(wù)器排風(fēng)溫度不宜提升至40℃以上[34].

圖4 不同風(fēng)量下服務(wù)器排風(fēng)溫度對(duì)換熱量及蒸發(fā)器排風(fēng)溫度的影響Fig.4 Effect of sever exhaust air temperature on cooling capacity and evaporator exhaust air temperature under various airflow rate

3.2 冷凍水供水溫度對(duì)換熱性能的影響

提高冷凍水供水溫度能有效降低數(shù)據(jù)中心能耗.由于我國(guó)多數(shù)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于低負(fù)載狀態(tài)[13]，對(duì)于分離式微通道熱管空調(diào)系統(tǒng)，在保證數(shù)據(jù)中心熱安全的前提下，提高可接受的冷凍水溫度，可以延長(zhǎng)自然冷源利用時(shí)間，降低系統(tǒng)能耗.研究表明，冷凍水溫度每提高1 ℃，可降低能耗2%左右[35].圖5 所示為不同風(fēng)量下冷凍水供水溫度對(duì)分離式微通道熱管換熱性能的影響，風(fēng)量越低，冷凍水供水溫度的提升對(duì)換熱量影響越大.冷凍水溫度從6 ℃提升到12℃，在200 m3/h 風(fēng)量時(shí)，換熱量下降了41.8%；在1 400 m3/h 風(fēng)量時(shí)，換熱量下降30.2%.由于換熱量的下降，蒸發(fā)器的排風(fēng)溫度也出現(xiàn)了一定幅度的上升，在18 ℃的冷凍水供水溫度下，排風(fēng)溫度仍然滿足數(shù)據(jù)中心的安全標(biāo)準(zhǔn).

圖5 不同風(fēng)量下冷凍水供水溫度對(duì)換熱量和蒸發(fā)器排風(fēng)溫度的影響Fig.5 Effect of chilled water supply temperature on cooling capacity and evaporator exhaust air temperature under various airflow rate

3.3 蒸發(fā)器與冷凝器高度差對(duì)換熱性能的影響

對(duì)于應(yīng)用多聯(lián)熱管冷卻系統(tǒng)的數(shù)據(jù)中心而言，蒸發(fā)器與冷凝器高度差同樣屬于設(shè)計(jì)時(shí)需考慮的運(yùn)行參數(shù)，直接影響多聯(lián)熱管冷卻系統(tǒng)的主要驅(qū)動(dòng)力——液管重力壓差.從圖6 中可看出，不同風(fēng)量下，蒸發(fā)器和冷凝器高度差增大會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管制冷劑質(zhì)量流量增大；然而，對(duì)換熱性能的影響規(guī)律卻不同.在200 m3/h 風(fēng)量時(shí)，當(dāng)蒸發(fā)器和冷凝器高度差為2.2 m 時(shí)，換熱量達(dá)到最大，相比0.6 m時(shí)增大了2.1%，之后增大高度差不會(huì)再增加換熱量；隨著風(fēng)量的增大，達(dá)到最大換熱量時(shí)所需的高度差逐漸增加，在600 m3/h、1 000 m3/h 和1 400 m3/h 時(shí)最大換熱量分別在3 m、3.8 m 和5.0 m 出現(xiàn).這主要是因?yàn)榈惋L(fēng)量下，分離式微通道熱管熱負(fù)荷較小，較低的制冷劑質(zhì)量流量就能夠從冷凝器帶來(lái)足夠的冷量；隨著風(fēng)量的增加，熱負(fù)荷也隨之增加，需要更多的制冷劑載冷滿足冷卻需求，此時(shí)增大蒸發(fā)器和冷凝器高度差能夠有效提升分離式微通道熱管的換熱性能.在1 400 m3/h 風(fēng)量下，高度差從0.6 m 提升至5 m 時(shí)，換熱量提升了44%.但在相同風(fēng)量下，隨著高度差的逐漸增大，換熱量增長(zhǎng)率逐漸降低.在1400 m3/h 風(fēng)量下，從1 m 開(kāi)始，高度差每提升1.2 m，換熱量增長(zhǎng)率分別為28.3%、6.8%和2.1%.

圖6 不同風(fēng)量下蒸發(fā)器與冷凝器高度差對(duì)換熱量和制冷劑質(zhì)量流量的影響Fig.6 Effect of height difference between evaporator and condenser on cooling capacity and refrigerant flow rate under various airflow rate

4 結(jié)論

針對(duì)我國(guó)數(shù)據(jù)中心長(zhǎng)期處于低負(fù)載、低風(fēng)量運(yùn)行的情況，建立了適用于預(yù)測(cè)低風(fēng)量下（風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)低于100）分離式微通道熱管的一維穩(wěn)態(tài)模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證.該模型對(duì)于600～1 400 m3/h 風(fēng)量下（風(fēng)側(cè)雷諾數(shù)低于100）分離式熱管的換熱量、制冷劑質(zhì)量流量及蒸發(fā)器出口溫度的預(yù)測(cè)結(jié)果絕對(duì)平均偏差分別為4.0%、3.1%和6.3%，具有較高的預(yù)測(cè)精度.利用該模型研究了運(yùn)行參數(shù)對(duì)數(shù)據(jù)中心分離式微通道熱管冷卻系統(tǒng)換熱性能的影響，并分析了運(yùn)行參數(shù)變化對(duì)數(shù)據(jù)中心熱安全的影響，主要結(jié)論如下：

1）在保證芯片安全的前提下，提升服務(wù)器排風(fēng)溫度能有效提升分離式微通道熱管的換熱性能，風(fēng)量越低，換熱性能提升幅度越大.提升服務(wù)器排風(fēng)溫度會(huì)導(dǎo)致蒸發(fā)器排風(fēng)溫度的升高，但在39 ℃的排風(fēng)溫度下，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度依然符合數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度標(biāo)準(zhǔn).

2）冷凍水供水溫度的升高會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管的換熱性能下降，且風(fēng)量越低時(shí)換熱性能下降幅度越大，但在18 ℃的冷凍水供水溫度下，蒸發(fā)器排風(fēng)溫度依然滿足數(shù)據(jù)中心室內(nèi)溫度標(biāo)準(zhǔn).因此，在服務(wù)器部分負(fù)載下，可以適當(dāng)提高冷凍水供水溫度，延長(zhǎng)自然冷源的利用時(shí)間.

3）蒸發(fā)器與冷凝器高度差的增加會(huì)導(dǎo)致分離式微通道熱管的制冷劑質(zhì)量流量增大，但換熱量存在最大值.隨著風(fēng)量增加，達(dá)到最大換熱量所需的蒸發(fā)器與冷凝器高度差也隨之增大.在1 400 m3/h 風(fēng)量下，高度差從0.6 m 提升至5 m 時(shí)，換熱量提升了44%.但在相同風(fēng)量下，隨著高度差的逐漸增大，換熱量增長(zhǎng)率逐漸降低.