摘要：以典型的數據中心水冷冷凍水型空調系統為例，構建了數據中心冷卻系統熱量傳遞過程，詳細分析了各傳熱介質的溫度和溫差選取對冷卻系統能耗的影響，并對比了不同設計溫度選取案例的節能效果。結果表明：在數據中心冷卻系統設計時，應合理選取服務器進風溫度最佳點，優化機房氣流組織，并減小空調末端風－水換熱溫差，適當提高冷凍水供回水溫度和溫差，綜合考慮節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，可實現冷卻系統整體節能。
關鍵詞數據中心；冷卻系統；溫度；溫差；節能設計
隨著5G、人工智能、云計算等技術的飛速發展和國家新基建戰略的提出，我國數據中心的規模和數量不斷增長。與此同時，數據中心高能耗問題也日益突出。數據中心冷卻系統為機房內服務器主設備的穩定運行提供了恒溫、恒濕的環境保障。研究表明，數據中心的冷卻系統能耗占比僅次于服務器主設備能耗，部分不節能的數據中心冷卻系統能耗約占數據中心全年運行總體能耗的40%左右，冷卻系統節能對解決數據中心高能耗問題起到至關重要的作用。
數據中心冷卻系統的機理是在一定的溫差驅動下，通過空氣、水和制冷劑等傳熱介質的循環，將機房內服務器主設備產生的熱量排出到室外環境。在此傳熱過程中，風機、水泵和壓縮機等設備的運行將消耗大量電能。同時，各傳熱介質設計溫度和溫差的選取，將直接影響制冷設備的選型和運行狀態，進而影響數據中心冷卻系統整體能耗水平。
本文以典型的數據中心水冷冷凍水型空調系統為例，構建了從服務器機柜發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熱量傳遞過程中各傳熱介質設計溫度和溫差選取對冷卻系統能耗的影響，以期為數據中心冷卻系統節能設計提供參考。
01 典型冷卻系統熱量傳遞過程
數據中心熱環境營造過程的本質是把機房內服務器主設備產生的熱量通過冷卻系統排出到室外。圖1為一種典型的水冷冷凍水型空調系統示意圖，圖中包含空調末端、水泵、冷水機組、板式換熱器及冷卻塔等設備，根據室外氣象條件變化，可以通過調節管路電動閥門的開閉實現機械制冷模式、部分自然冷卻制冷模式和完全自然冷卻制冷模式。整個系統的熱量傳輸過程如圖2所示，在風機、水泵等設備的驅動下，通過機房內空氣循環，冷凍水循環和冷卻水循環，實現了熱量從服務器主設備→機柜送排風→末端空調送回風→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，傳熱介質的主要溫度和溫差狀態點包括：服務器進排風溫度、空調末端送回風溫差、空調末端風－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數據中心典型水冷冷凍水型空調系統示意圖
圖２數據中心熱量傳輸過程示意圖
02 溫度與溫差分析
2.1服務器進排風溫度
目前，大部分服務器自帶的散熱系統都采用風冷的方式對芯片等電子設備進行冷卻［６］，服務器機柜的進排風溫度作為整個冷卻系統的前端溫度，其設計值的選取對冷卻系統的能耗產生直接影響。表1列出了GB50174-2017《數據中心設計規范》［７］和ASHRAE TC 9.9 2015 Therml Guidelines for Data Processing Environments規定的機房環境溫度要求。
表１數據中心機房環境溫度要求表
注：表中機房環境溫度要求指機柜進風區域溫度要求
在滿足IT設備運行溫度要求情況下，適當提高機柜進風溫度，可相應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，當服務器散熱風扇采用變速風機時，若機柜進風溫度過高，服務器設備會通過熱管理算法提高風扇的轉速，以補償較高的進風溫度造成的散熱能力衰減，服務器及空調末端風機的能耗將隨之提高，可能會減小甚至抵消提升環境空氣溫度獲得的節能效果。因此，存在使數據中心整體能耗最低的服務器進風溫度最佳點，該進風溫度最佳點的選取值與多個因素相關，如服務器類型、冷卻系統架構、自然冷源利用形式及數據中心地理位置等。相關研究表明，非利用自然冷源的數據中心能耗最佳點對應的服務器進風溫度為24~27℃，利用自然冷源的數據中心能耗最佳點進風溫度將更高。
2.2空調末端送回風溫差
以目前數據中心冷卻系統常用的房間級機房專用空調為例，其氣流組織形式如圖3所示。空調送出的低溫空氣進入地板靜壓箱，由微孔地板送至冷通道，經服務器換熱后排至熱通道并回流至空調末端內被冷卻。
圖3 房間級機房專用空調氣流組織形式
在此循環過程中，空調末端的送風量對機房內氣流組織影響較大，當服務器自帶的風機風量大于空調末端送風量時，機房冷通道內將形成負壓，熱空氣會經由臨近的空機柜、主板間的空隙等位置回流，易出現冷熱摻混和局部熱點。為了避免熱空氣回流，數據中心空調系統宜采用“大風量，小焓差”的送風方式。然而空調末端送風量過大時，會增加風機功耗，并造成冷通道內空氣旁通到熱通道，因此應對空調末端送風風量進行合理設計。目前，標準工況下服務器的自身散熱風扇設計進排風溫差一般為10~15℃，空調末端送回風溫差宜略小于服務器進排風溫差才能保證機柜送風量需求，一般設計為10~13℃。如2.1節所述，服務器進風溫度會影響服務器自帶風扇風量，故當服務器進風溫度較高時，空調末端送回風溫差建議取低值，反之則取高值。
相對于房間級機房專用空調，列間級和機架級空調末端均采用就近制冷方式，氣流輸送距離較短，風機全壓小，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末端形式送／回風溫度典型設計值，由表可知在滿足服務器進風溫度要求情況下，采用就近制冷的空調末端形式可以提高空調送風溫度，增大送回風溫差，進而減小風機風量和功耗。
表2 不同空調末端形式送／回風溫度典型設計值
圖4 列間級及機架級空調末端氣流組織示意圖
2.3空調末端風－水換熱溫差
空調末端內，在風機驅動下來自服務器的高溫回風與表冷器盤管內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，空調末端送風溫度與冷凍水供水溫度的差值，即為風－水換熱溫差。
空調末端內表冷器盤管的排布形式對風－水換熱效果影響較大。目前主流廠家空調末端產品表冷器盤管排布方式大多采用3、4排管并聯方式，此種排布方式在一定程度上可以降低水系統阻力，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末端在不同制冷量情況下的風－水換熱溫差統計值，可知目前主流空調廠家的房間級機房專用空調風－水換熱溫差一般設計為5~7℃。研究表明，表冷器盤管采用串聯排布形式，空氣和冷凍水之間可實現逆流換熱，有利于減少空調末端換熱環節的溫差損失，提高表冷器的換熱效率。在適合的場景下，空調末端表冷器可增大串聯流程，同時增大冷凍水供回水溫差，減小空調末端風－水換熱溫差，提升換熱效率。
表3 房間級機房專用空調風－水換熱溫差
2.4冷凍水供回水溫度
對于集中式水冷空調系統，冷凍水供回水溫度對整個空調系統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，設計、新建數據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。空調冷凍水供回水溫度應根據機房溫度需求和空調末端形式進行合理設計。對于房間級機房專用空調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
數據中心冷凍水型空調系統設有水－水板式換熱器，當室外濕球溫度低于系統自然冷卻設定值時，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，關閉或部分關閉冷水機組從而實現冷卻系統節能。在自然冷卻過程中，板式換熱器內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，此換熱溫差設計值越低，系統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，大多數據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系統，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有關，一是冷卻塔的逼近度，二是板式換熱器換熱溫差。冷卻系統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，目前大多數據中心項目冷卻塔會在夏季選型基礎上放大選型，即按冬季工況選型，這與公共建筑冷卻塔常規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，在夏季工況下應用時其散熱能力可相應增大1.42~1.92倍，此數值反映了冬季工況比夏季工況放大選型的倍數，冬季逼近度取值越低，此放大選型倍數越大。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由1.45倍增加到1.88倍，增加了設備初投資及安裝區域。因此，利用自然冷源的數據中心水冷冷凍水系統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果
注：表中冷卻塔的循環水量均為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，在某些干燥地區也可采用間接蒸發冷卻塔替代常規冷卻塔。理想情況下，間接蒸發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，有利于冷卻系統節能。
03
案例分析
本節針對兩種不同的水冷冷凍水型空調系統溫度和溫差設計案例進行節能分析。案例假設條件如下：
１）空調制冷負荷約21102kW(6000RT)，空調主用冷源選用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）空調系統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按照各工況設計冷凍水及冷卻水進水溫度進行修正。
４）暫不考慮圍護結構負荷變化的影響。
５）暫不考慮室外氣象條件不連續及人工操作轉換對自然冷源利用時間的影響。
其中，案例1空調末端形式采用房間級空調（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取；案例2空調末端形式采用列間級空調（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設計情況下我國部分典型城市數據中心空調系統年能耗累計值及節能值，如表8所示。
表７ 典型水冷空調系統溫度和溫差設計案例
表８ 不同地區數據中心空調系統年能耗累計值及節能值
注：各地區室外氣象參數按照《中國建筑熱環境分析專用氣象數據集》中典型氣象年數據選取
由表8可知，通過案例2的空調系統各環節的節能化設計，我國部分典型城市數據中心空調系統年能耗累計值可降低20.9%~24.1%，具體數值與相應城市的增加自然冷卻溫度區間分布有關。可見，通過優化空調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，可有效降低數據中心空調系統運行能耗。
04
結束語
本文以典型的數據中心水冷冷凍水型空調系統為例，構建了從數據機房服務器機柜發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熱量傳遞過程中各傳熱介質設計溫度和溫差選取對系統能耗的影響，并對比研究了不同設計溫度和溫差案例的節能效果。通過本文分析可知：
１）數據中心冷卻系統應綜合考慮服務器類型、冷卻系統架構等因素，對服務器機柜進風溫度最佳點進行合理選取。
２）為保證機房內良好的氣流組織，空調末端送回風溫差一般設計為10~13℃。
３）主流房間級機房專用空調產品的風－水換熱溫差一般為5~7℃；在適合的場景下，空調末端表冷器可增大串聯流程，同時增大冷凍水供回水溫差，減小空調末端風－水換熱溫差，提升換熱效率。
４）在同等板型、傳熱系數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，數據中心項目冷卻塔一般會在夏季選型基礎上放大選型，即按冬季工況選型，冬季逼近度3.5~6℃對應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系統末端形式、供回水溫度、板式換熱器選型、冷卻塔選型等環節的節能化設計，我國部分典型城市數據中心空調系統年能耗累計值可降低20.9%~24.1%。
