| 摘要：探讨了机房专用恒温恒湿空调机组设计的若干热点问题,并提出了笔者的观点。 |
从图中可清楚地看到冷风比逐渐减小后机房内的温度变化:当Ψ≥4.5W/(m3/h)时,机房内部温度分布不太均匀,冷风比越大,机房内高温区越多,数据中心机房平均温度越高;当Ψ=3.75W/(m3/h)时,机房内温度比较均匀地稳定在设定值附近;当冷风比降到3.2W/(m3/h)左右时,机房内温度已非常均匀地稳定在24℃左右。
该文献同时说明,随着冷风比的继续减小,风量进一步增大,机房内温度分布重新出现不均匀现象。这是由于风量太大,机房空调机组出风温度升高、空调冷气流和机房内环境热气流的换热温差减小的缘故。
1.3小结
机房空调机组在冷风比Ψ=3～4W/(m3/h)时,送回风温差一般为8～10℃左右,送风温度在14℃左右,高于室内空气露点温度(13℃左右),不会有凝露的危险。而不少人认为机房空调机组冷风比应该越小越好。如某通讯公司的全国集中采购招标技术文件中明确要求参与竞标的机房空调机组冷风比不大于2.5W/(m3/h)。
文献[4]第5.3.2条也规定:机房内设计为下送风上回风时,送回风温差为4～6℃。依笔者理解,此规范所指送风应并非全部由机房空调机组提供,而是经过机房空调蒸发器的一次回风与旁通的二次回风的混合风。
从上述仿真结果可以看出,机房空调机组的冷风比应该有一个合适的范围,一般在3～4W/(m3/h)左右为宜,事实上绝大多数品牌机房空调机组的设计冷风比均在此范围内,但这与《机房空调标准》中推荐的冷风比有些出入。
机房空调的节能效果主要通过其能效比来体现,而诸如冷风比、送回风温差等技术参数都是实现设计目标的中间数据《,机房空调标准》中所提出的数值可作为参考,在保证设计出来的产品节能、可靠的前提下,机房空调机组的设计师应能根据实际情况灵活选择设计参数。
2显热比
大多数机房空调厂商为了节约成本,蒸发器面积普遍不大,一般通过增大送风量来达到提高显热比的目的。而机房空调机组的送风机是不间断运行的,其总运行时间至少是压缩机的4倍以上。风机的电耗成为影响机房空调机组运行经济性的一个很重要因素。表2是S品牌与B品牌机房空调机组的部分技术参数和年运行能耗比较结果。
从表2可以看出,B机组由于送风量小于S机组,使其显热比也小于S机组。但B机组即使按显冷量计算的年均总能效比仍高于S机组。虽不能据此就认为显热比高的机房空调机组运行经济性就低,但至少可以得出:显热比高的机房空调机组运行经济性未必就好,通过增加风量来增加显热比的做法不一定能起到期望的节能效果。
另外,机房空调机组的显热比只有在与室内热湿比ε相匹配时才可能获得较高的运行经济性。所以,不能单纯地认为显热比高的机房空调机组节能效果就一定好。《机房空调标准》中给出的建议是靠提高蒸发器面积来提高显热比的。从理论上讲,在使用环境热湿比ε较高的场合,增大蒸发器面积可使显热比提高,机房空调机组可提供的用于机房降温的显冷量越大,空调运行的经济性越好,但材料成本也将增加。
因此,确定机房空调产品设计方案时,不但要从材料成本上考虑,更要兼顾产品在不同应用环境下的运行经济性。
3机房空调机组实际冷量与功耗的测算
经常需要得到安装在现场的机房空调机组的实际冷量,但很难用空气侧焓差法检测。机房空调机组的进出风温湿度参数的准确检测不是很难,只需准备几只精度较高的检测仪表。但风量的准确测算却很难,主要原因是:
1)有的机房空调机组的标称风量是在检测室中附加一定的机外余压后的实测风量,因现场的机组外部阻力不一定与标称的机外余压相同,一般不能简单地把机组的标称风量当作实际风量;有的机房空调机组则直接以送风机的额定风量作为标称风量,则机组的准确风量更是无从推算。
2)风量罩一般只适合于检测风量比较小的风口出风量(一般风量不超过1000m3/h),而机房空调机组送风量则动辄10000m3/h以上,因此使用风量罩检测送风量也不太现实。
3)机房空调出风口各点的风速差异很大,用风速仪也难以准确测量送风量。制冷系统的蒸发压力、冷凝压力、过热度、过冷度等参数是机房空调运行状态的最直接反映,通过这些参数,不但可以确定很多制冷系统故障的真正原因,也可以推算出制冷系统冷量的大小。
文献[1]中介绍了利用上述4个参数确定压缩机冷量及输入功率的办法。该方法不但可用于机房空调机组的设计,也可以用于机房空调机组实际冷量的测算。另外,如果已知机房空调机组在标准工况下的冷量、压缩机输入功率,并可实测蒸发温度、冷凝温度的准确值,通过下列经验数据也可粗略推算出机组的实际冷量与压缩机实际输入功率。
1)蒸发温度每提高1℃,机组冷量增加3%,压缩机输入功率变化很小;
2)冷凝温度每降低1℃,机组冷量增加1%,压缩机输入功率减少近2%。
4冷凝温度过低与蒸发温度过低
虽然制冷剂的温度与压力表达的物理意义不同,但类似R22的单组分制冷剂或共沸混合制冷剂在两相区的温度、压力变化趋势是始终严格一一对应的。为叙述方便,本文经常交替使用温度与压力来描述制冷剂的状态。冷凝温度与蒸发温度虽在很大程度上受制于各自所处的环境,但二者变化趋势仍密切相关。
4.1冷凝温度过低的原因与影响
4.1.1冷凝温度过低的原因
冷凝温度的决定因素是冷凝器的换热能力与压缩机排气量的对比。在一个相对稳定的平衡状态下,冷凝温度保持相对稳定。当环境温度降低或冷凝器风量增大或肋片淋雨(冷凝器由风冷变成喷淋冷却)导致冷凝效果增强时,冷凝温度就降低;当排气量减少时,由于冷凝器的散热能力不变,也相当于增强冷凝效果,冷凝温度也将下降,从而达到一个新的换热平衡。
4.1.2冷凝温度降低对制冷量的影响
一般的观点是:冷凝温度越低,机房空调的冷量越大。但这种结论只在空调的常规使用范围附近才成立。当冷凝温度过低时,结果不一定如此。膨胀阀的流通能力受阀前后制冷剂的压差影响,由于膨胀阀容量一般都有一定余量,在常规工况下,膨胀阀的开度并未达到最大,在冷凝压力开始降低导致阀前后压差减小时,膨胀阀可以通过增大开度的方式来维持制冷剂流量不变;而单位质量制冷剂所能提供的冷量增加,所以此时机房空调的总冷量增加。
但当膨胀阀开度达到最大以后,随着冷凝压力继续降低,膨胀阀的供液能力开始降低,供液量减少,而压缩机吸气质量倾向于不变,则进入蒸发器的制冷剂量小于离开蒸发器的制冷剂量,蒸发压力降低,导致制冷剂通过膨胀阀的节流损失增大,并因此抵消了部分由于冷凝温度降低而贡献的冷量增加,当冷凝温度降低到某一临界点时,机组的总制冷量将开始下降。该临界点与膨胀阀的相对容量及蒸发器的相对负荷有关。
4.1.3冷凝温度降低与蒸发器回液的关系
冷凝温度过低可能导致蒸发器回液的原因有两个:
1)冷凝温度过低,膨胀阀的节流损失减少,而且冷凝器出口制冷剂比焓很低,导致单位质量制冷剂可提供的制冷量增大,而当制冷剂流量与机组的冷量需求不变时,制冷剂中所储存的冷量不能完全释放,就容易导致制冷剂在蒸发器内蒸发不完全,造成回气带液。
2)冷凝温度降低,将导致蒸发温度降低,当蒸发温度降低到0℃以下时,肋片表面温度将可能低于0℃,流经蒸发器的气流中的水汽将可能在肋片表面结霜甚至结冰,这样,部分换热回路的肋片间隙会被冰霜占据,使得流经蒸发器的风量降低、传热效果恶化,从而可能导致制冷剂蒸发不完全,造成蒸发器回气带液。
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