数据中心热管背板空调热管充液率对系统能效的影响研究

2022-01-10朱向东马卫兵刘帅领

通信电源技术 2021年14期

朱向东，马卫兵，刘帅领

（1.中国移动通信集团湖南有限公司,湖南长沙 430100；2.北京工业大学，北京 100124）

0 引言

随着政府政策及社会实际生产生活需求的引导，数据中心建设需求呈爆炸式递增，同时碳中和、碳达峰双碳思想的逐步贯彻，发改委与工信部对于数据中心能耗管控要求也逐年增高，如何使得数据中心既要保持行业内竞争优势，提升机架装机密度的同时，做好高密度服务器散热及机房节能成为数据中心新的考验。热管型背板空调作为一种机柜级冷却新型空调末端，安装于机柜背面，贴近机柜内热源为IT设备进行精确供冷，对于降低数据中心局部热点、实现高热密度机柜冷却、降低数据中心PUE具有十分重要的意义，是解决机房高热密度部署和提高机房面积利用率最佳的选择。

充液率对热管性能影响较大，其表示工质的充注量与热管内部总容积之比，张瑞瑛等基于不锈钢—水重力热管，实验研究了变倾角在不同充液率（15%、30%和45%）下对传热的影响，分析讨论了倾角对壁温时间响应特性、上下壁面温差分布及传热系数等传热性能的影响[1]。蒸发段和冷凝段管壁上下表面传热系数均随倾角增大呈先增后减的趋势。卿倩等研究了重力热管内部的相变及传热过程，计算了4种不同充液率下热管的壁温分布及热阻大小，发现热管总热阻随着加热功率的增大而减少[2]。禹法文等开展了矩形槽道铝—乙醇小型重力热管的传热特性的实验研究，分析讨论了充液率对壁面温度分布、气液两相分布、热阻等热管传热性能的影响，发现低充液率时,液塞易被气流冲破形成环状流,壁面温度几乎无波动[3]。中等充液率时,在蒸汽和液塞的交替冲刷作用下，热管各段壁面温度均表现出脉动特性。高充液率时，液塞脉动速度的减小削弱了液塞对壁面的冲刷作用,壁面温度未出现明显波动，同时中等充液率工况下气液两相的快速脉动增强了热管的传热性能,使得均温性和传热极限均优于低充液率和高充液率的情况。王建国等研究了热管不同充液率条件下煤堆内部高温点的降温速率[4]。研究结果表明，热管可以有效地破坏煤堆内部蓄热环境，充液率对热管的传热性能有明显影响。王迅等研究了铜-水链式平板型环路热管不同热负荷、不同充液率、不同倾角对其启动特性的影响，发现环路热管启动过程中,蒸发器内部相变产生的气体有两次汇聚过程,热管稳定运行阶段,主要集中在蒸发器前段,所占体积较大且形状较为规则[5]。热管启动过程中存在两次温升,分别以金属导热和沸腾传热为主要原因,后者导致的温升速率明显大于前者。

考虑市面上未对数据中心热管背板空调充液率对系统性能影响进行专项研究，本文通过建立数学模型对重力型热管背板空调系统进行模拟计算研究，同时选取A品牌7 kW重力热管背板空调，依据GB50174—2017《数据中心设计规范》，GB/T 19413—2010《计算机和数据处理机房用单元式空气调节机》、GB/T 17758—2010 《单元式空气调节机》，采用50 kW焓差实验台，研究了本次重力热管背板空调不同能力需求下冷媒充注量对性能的影响，并与理论计算结果进行对比分析。

1 模拟计算

1.1 系统工作原理

重力型热管背板系统主要由CDU、蒸发器、连接管路组成，如图1所示。其工作原理为服务器排出的废热（35～40 ℃）与安装在机柜背面的背板空调蒸发器内的工质进行热交换后变成冷风（23～25 ℃），在背板空调风扇的作用下循环至室内环境。重力热管型背板空调内的工质通过相变传热，工质受热后由液态变为气态，通过气管将热量带至CDU换热，在CDU内再次完成相变传热，工质冷却后由气态变为液态，液态循环工质依靠自身重力回流到背板空调，构建了一个完整的热力循环。

图1 重力热管背板空调系统图

1.2 整体性原则

通过建立数学模型对重力型热管背板空调系统进行模拟计算研究，系统分为3个部分进行模拟计算，其中包括蒸发器模型、CDU冷凝器模型和上升下降管绝热模型，系统各部件相互耦合，分析系统热管充液率等参数对性能的影响。

系统在模拟计算中满足质量守恒方程、能量守恒方程和动量守恒方程，为方便系统迭代计算，对系统做出如下假设：

（1）管内制冷剂及管外空气均作一维计算，沿管长方向，制冷剂和空气物性一致，不考虑管壁热阻；

（2）忽略系统向外界的漏热；

（3）换热器通道内的制冷剂流量均匀分配，不考虑制冷剂压降；

（4）忽略管内外的污垢热阻；

（5）忽略管内其他杂质及污垢影响；

（6）在换热器进口截面上，空气均匀分布且进口速度一致。

1.3 蒸发器模型

1.3.1 制冷剂侧模型

蒸发器制冷剂侧模型和冷凝器制冷剂侧模型相似。根据制冷剂在蒸发器中的状态，可分为单相区和两相区，通过微元段制冷剂出口状态采用不同的换热关联式和压降关联式。

（1）单相区

蒸发器中过热区对流换热系数由Dittus-Boeler换热关系式计算[6]：

式中，Re为制冷剂气体雷诺数；Pr为制冷剂气体普朗特数。

（2）两相区

蒸发器中两相区对流换热系数采用Kandlikar提出的制冷剂管内沸腾通用关联式：

式中，αrefr.l为液相单独流过管内的表面传热系数，W/（m2·K）；αrefr为管内沸腾两相表面传热系数，W/（m2·K）；C1—C5为制冷剂R134a选取的特征数，C1为1.136，C2为-0.9，C5为0.3，C3为667.2，C4为0.7；C0为对流特征数；Ffl为液相弗劳德数；B0为沸腾特征数。

式中，Rel为制冷剂液体雷诺数；Prl为液相普朗特数；λl为液相导热率，W/（m2·K）；dl为管内径。

式中，G为质量流率，kg/（m2·s）；X为质量含气率（干度）；μl为液相动力黏度，Pa·s。

式中，ρg为制冷剂气相密度，kg/m3；ρl为液相密度，kg/m3。

式中，ψ为热流密度，W/m2；rrefl气化潜热，J/kg；g为重力加速度，m/s2。

1.3.2 空气侧模型

由于数据中心背板空调系统不允许换热器表面凝露，换热器表面只进行显热交换，为此不需要考虑室内侧相对湿度对系统性能的影响

式中，e为翅根直径；s为翅片间距；s1为沿空气流动方向管间距；N为管排数。

1.4 连接管路模型

本文将系统的连接管路按绝热处理，即与环境之间没有热交换，在模拟计算中按等焓处理。系统的连接管路包括集液管、集气管、上升管和下降管。对于连接管路的压降主要包括重力压降和阻力压降。其中阻力压降包括沿程阻力压降和局部阻力压降，阻力压降和重力压降计算式如下：

式中，ΔPc、ΔPm分别为阻力压降和重力压降，Pa；λ为沿程阻力系数；H为上升管或下降管高度，m；ρr为制冷剂密度，kg/m3。

1.5 模拟计算结果分析

室内侧空气干球温度为35℃，CDU进水温度为14℃，流量为0.68 m3/h，背板空调蒸发侧风量为1 930 m3/h，由于数据中心背板空调系统不允许换热器表面凝露，换热器表面只进行显热交换，为此不需要考虑室内侧相对湿度对系统性能的影响。通过迭代计算，迭代结果如图2所示，系统制冷量随着充液率的增加先增加后降低，在70%时为最佳充液率，并且充液率超过最佳充液率时，系统制冷量下降幅度较小。在不明确系统最佳充液率时，为保证系统制冷量应选择较大的充液率。

图2 制冷量随充液率的变化关系

2 试验测试

本人选取A品牌7 kW、B品牌7.5 kW重力热管背板空调，依据GB50174—2017《数据中心设计规范》，GB/T 19413—2010《计算机和数据处理机房用单元式空气调节机》、GB/T 17758—2010 《单元式空气调节机》，采用50 kW焓差实验台，对本次重力热管背板空调不同能力需求下冷媒充注量下对性能的影响进行对比研究。系统由围护结构、空气处理设备、风量焓差测量装置、电气设备等组成，通过测定实验室温湿度、风量压力、压差以及电气性能等参数，使用空气焓差法，对空调器的送风参数、回风参数以及循环风量进行测量，用测出的风量与送风、回风焓差的乘积，进行空调制冷量、制热量及其他各种性能的测试。

其实验原理如图3所示。

图3 焓差实验室测定原理

实验测试中控制冷凝侧循环水进水温度为14 ℃，水流量为0.68 m3/h，蒸发侧设置环温35℃恒定，由于数据中心背板空调系统不允许换热器表面凝露，换热器表面只进行显热交换，为此不需要考虑室内侧相对湿度对系统性能的影响。其中制冷剂选用R134a，实验中所用的温度、压力、流量及电功率等仪表均达到了相关规定的精度要求。

测试结果:控制冷凝侧循环水进水温度为14 ℃，水流量为0.68 m3/h，蒸发侧设置环温35℃恒定，送风温度22.5℃，额定工况下A品牌与B品牌热管背板空调系统制冷量与充液率的关系如图4所示。

由图4（a）和图4（b）可知，制冷剂种类相同，不同品牌、不同型号重力型热管背板空调制冷量随着充液率的增加呈现先增加后降低的趋势，均存在一个最佳充液率，且最佳充液率在70%左右。当充液率超过70%后，制冷量逐步降低，充液率达到100%时，A品牌热管背板空调制冷量较最佳充液率时的制冷量衰减6.7%，B品牌制冷量较最佳充液率时的制冷量衰减6.5%。