表1          系统设备配置

        冷水机组：选用2台制冷量457kW的佳力图的水冷磁悬浮机组作为空调冷源，一用一备，作为制冷机组故障或检修时的备用冷源。冷媒采用R134a环保冷媒，制备10/15℃冷冻水。

        冷冻水泵、冷却水泵：选择两台扬程42m,流量为86.5m3/h冷水循环泵和两台扬程26m，流量为109m3/h冷水循环泵，均一用一备。

本方案采用的是闭式冷却塔+磁悬浮冷水机组的空调系统，将水冷磁悬浮冷水机组高能效比和自然冷源“免费制冷”这两个优势相结合，实现降低机房能耗的目的。为了进一步分析该方案的节能潜力，计算如下：

冷却塔冷却原理是通过喷淋水的蒸发吸收热将机房的热量散发至大气中，因此冷却塔换热量取决于室外湿球温度，系统运行模式的切换也跟温度有关。在过渡季节和冬季，室外温度较低，完全可以利用冷却塔供冷制备冷冻水。当冷却塔换热量大于机房的热负荷。此时，运行的是自然冷源模式，冷却塔换热量与机房的热负荷相等时，对应的室外温度为自然冷源模式的切换温度。当冷却塔换热量小于机房的热负荷。此时，运行的是混合模式，冷却塔换热量足够小，为零时，对应的室外温度为混合模式的切换温度。若室外温度为高于混合模式的切换温度，运行的是机械制冷模式。

在实际运行过程中，两台冷却塔并联运行，可以减少单台冷却塔的换热量，从而提高自然冷源模式下的切换温度；然而，当室外湿球温度降低到单台冷却塔能承担机房全部符合的温度时，此时，开启单台冷却塔运行，又节省了冷却塔的能耗。为了进一步节约能耗，将自然冷源模式下分为单塔和双塔（并联）两种情况。

为了具体分析冷却塔换热量与室外湿球温度的关系，得到不同模式的切换温度。下文将对闭式冷却塔热平衡计算，为简化问题，做了以下假设 [6 ]  ：

1）管内充满流体，盘管内表面和介质充分接触，并且没有相变；

2）盘管表面被充分润湿，传热传质界面相同；

3）闭式冷却塔外壳绝热，传热传质过程只在冷却塔内的盘管、喷淋水和空气之间进行；

4）空气和喷淋水流动稳定，也就是闭式冷却塔内换热过程稳定进行。

在以上这些假设条件下，可以建立一个计算模型。

                                            （1）

式（1）中， 为冷却介质质量流量 ； 为冷却介质的比热容 ； 为冷却介质温度 。

从管内冷却介质到管外喷淋水的传热量

                                        （2）

式（2）中，U为从管内冷却介质到管外喷淋水的总传热系数 ， 根据厂家提供U为1 028 ； 冷却介质和喷淋水的温差 。

                          （3）

式（3）中， 、 为盘管中冷却介质进出口温度，分别为15、10℃。 为管外喷淋水温度 ；A为盘管的传热面积，为87 。

喷淋水向空气的传热量

                    （4）

式（4）称为Merkel方程 [7 ] 。

式（4）中， 为喷淋水温度 下饱和空气的焓值。根据求得的喷淋水温度 ，查焓湿图可得 。

为传质系数 。

（5）

式（5）中， 为空气的雷诺数。 为传热盘管的外径（mm），为19mm， 为 传热管布置布置间距（mm）。

                                      （6）

式6中， 为空气的动力粘度 ； 为盘管间的实际空气流速（m/s）。

                       （7）

式（7）中，B为盘管束的宽（m），为1.96m。

为管外冷却水的雷诺数；L为盘管的长度，3.5m。

                                         （8）

式（8）中， 为传热管布置布置间距，为0.04m； 为空气的动力粘度 。

计算得传质系数 为7.9 。

                                    （9）

通过对上面闭式冷却塔换热的分析与计算，将上述公式（1）、（2）、（4）和（9）联立，可以得到不同模式下的室外空气焓值 ， 查焓湿图可得对应的室外湿球温度，即切换温度（表2）。

2.2节能时 长

      根据南京室外湿球温度变化特点，考虑到实际运行情况，统计出3种模式的运行时长，如下图3所示。图中我们可以知道，在南京室外湿球温度低于或等于8℃的时间为2376小时，室外湿球温度8到11.5℃的时间为864小时。

       为了进一步研究该方案的适用性，我们选择了北京、重庆、南京、广州和哈尔滨5个城市的湿球温度与南京进行对比，如图4。 在哈尔滨与北京地区，自然冷源模式运行时间较长，超过了4000小时，在重庆和广州地区，自然冷源模式运行时间较短，都低于1000小时。哈尔滨、北京、南京和广州这4个在混合模式下运行时间更长，节能优势会更大；若运行在重庆和广州地区，利用自然冷源时间大大缩短，节能优势不明显。

2.3节能分析

      本次方案选择的水冷磁悬浮冷水机，冷水机组的能效与冷水进水温度有关。在假定机房制冷量不变的情况下，随着室外湿球温度变化，冷却水进水温度会变化，从而冷水机组能效也会变化。现根据数据利用最小二乘法拟合室外湿球温度对冷水机组能效的影响。根据机组运行数据可以拟合得到室外湿球温度 （ x）与机组COP(y)的关系式：

图5 室外湿球温度与机组COP的关系

y（x）=

32.68-2.68x+0.77(x+3.3)2-0.00073(x+3.3)3(x>8)    (10)

      根据式（10），可以得到不同室外湿球温度下，冷水机组的能效，从而得到冷水主机能耗。接下来计算空调系统的其他能耗，包括不同运行模式下的冷却塔能耗、冷冻水泵能耗、冷却水泵能耗、空调末端能耗。根据以上条件可算得空调系统全年能耗（表3）。

      与传统风冷直膨式空调系统对比，其平均COP为3.0，运行一年后的总能耗 

E=(450/3)×8 760=1 314 000 kW  · h。

      空调系统总能耗累加为697 951.47 kW   · h，传统风冷直膨式空调系统能耗约1 314 000 kW   · h，相比节能约46.9%。

       本文以南京某大学高性能数据中心为例，采用闭式冷却塔+磁悬浮冷水机组的设计方案。磁悬浮机组的能效比高，且在过渡季节和冬季，利用冷却塔与室外温度的变化，将空调系统分为三种不同运行模式：机械模式、混合模式和自然冷源模式，更好地对自然冷源的利用，从而减少了制冷压缩机运行的时间，实现节能运行。

       建立了闭式冷却塔的换热模式，确定了不同模式下运行时的温度切换。当室外湿球温度高于11.5℃时，空调系统切换到机械模式；当室外湿球温度低于8℃时，空调系统切换到自然冷源模式；当室外湿球温度在8℃到11.5℃之间时，空调系统切换到混合模式。

       结合南京地区的气象参数，对不同模式下运行时间进行计算，我们得出了采用该方案后，运行 一年的总能耗为697 951.47 kW   · h。与传统风冷直膨式空 调能耗对比，能耗节省了达46.9%。

来源：深圳路蓝节能科技，原作者：李林达1 洪晓涵2 陈胜朋1 张少凡2 张建忠3（1.南京佳力图机房环境技术股份有限公司2.南京理工大学3.南京市建筑设计研究院）

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