摘要：以典型的数据中心水冷冷冻水型空调系统为例，构建了数据中心冷却系统热量传递过程，详细分析了各传热介质的温度和温差选取对冷却系统能耗的影响，并对比了不同设计温度选取案例的节能效果。结果表明：在数据中心冷却系统设计时，应合理选取服务器进风温度最佳点，优化机房气流组织，并减小空调末端风－水换热温差，适当提高冷冻水供回水温度和温差，综合考虑节能和投资的影响对板式换热器和冷却塔放大选型。通过合理选取传热过程各温度和温差值，可实现冷却系统整体节能。
关键词数据中心；冷却系统；温度；温差；节能设计

随着5G、人工智能、云计算等技术的飞速发展和国家新基建战略的提出，我国数据中心的规模和数量不断增长。与此同时，数据中心高能耗问题也日益突出。数据中心冷却系统为机房内服务器主设备的稳定运行提供了恒温、恒湿的环境保障。研究表明，数据中心的冷却系统能耗占比仅次于服务器主设备能耗，部分不节能的数据中心冷却系统能耗约占数据中心全年运行总体能耗的40%左右，冷却系统节能对解决数据中心高能耗问题起到至关重要的作用。
数据中心冷却系统的机理是在一定的温差驱动下，通过空气、水和制冷剂等传热介质的循环，将机房内服务器主设备产生的热量排出到室外环境。在此传热过程中，风机、水泵和压缩机等设备的运行将消耗大量电能。同时，各传热介质设计温度和温差的选取，将直接影响制冷设备的选型和运行状态，进而影响数据中心冷却系统整体能耗水平。

本文以典型的数据中心水冷冷冻水型空调系统为例，构建了从服务器机柜发热到室外冷却塔散热的全过程热量传递路径，详细分析了冷却系统热量传递过程中各传热介质设计温度和温差选取对冷却系统能耗的影响，以期为数据中心冷却系统节能设计提供参考。

01

典型冷却系统热量传递过程

数据中心热环境营造过程的本质是把机房内服务器主设备产生的热量通过冷却系统排出到室外。图1为一种典型的水冷冷冻水型空调系统示意图，图中包含空调末端、水泵、冷水机组、板式换热器及冷却塔等设备，根据室外气象条件变化，可以通过调节管路电动阀门的开闭实现机械制冷模式、部分自然冷却制冷模式和完全自然冷却制冷模式。整个系统的热量传输过程如图2所示，在风机、水泵等设备的驱动下，通过机房内空气循环，冷冻水循环和冷却水循环，实现了热量从服务器主设备→机柜送排风→末端空调送回风→冷冻水供回水→冷却水供回水→室外冷却塔的传输过程。在此传热过程中，传热介质的主要温度和温差状态点包括：服务器进排风温度、空调末端送回风温差、空调末端风－水换热温差、冷冻水供回水温度、板式换热器换热温差、冷却塔逼近度等。

图１数据中心典型水冷冷冻水型空调系统示意图

图２数据中心热量传输过程示意图

02

温度与温差分析

2.1服务器进排风温度
目前，大部分服务器自带的散热系统都采用风冷的方式对芯片等电子设备进行冷却［６］，服务器机柜的进排风温度作为整个冷却系统的前端温度，其设计值的选取对冷却系统的能耗产生直接影响。表1列出了GB50174-2017《数据中心设计规范》［７］和ASHRAE TC 9.9 2015 Therml Guidelines for Data Processing Environments规定的机房环境温度要求。

表１数据中心机房环境温度要求表

注：表中机房环境温度要求指机柜进风区域温度要求

在满足IT设备运行温度要求情况下，适当提高机柜进风温度，可相应提高冷冻水供回水温度，进而提高冷水机组COP和自然冷源利用时间。然而，当服务器散热风扇采用变速风机时，若机柜进风温度过高，服务器设备会通过热管理算法提高风扇的转速，以补偿较高的进风温度造成的散热能力衰减，服务器及空调末端风机的能耗将随之提高，可能会减小甚至抵消提升环境空气温度获得的节能效果。因此，存在使数据中心整体能耗最低的服务器进风温度最佳点，该进风温度最佳点的选取值与多个因素相关，如服务器类型、冷却系统架构、自然冷源利用形式及数据中心地理位置等。相关研究表明，非利用自然冷源的数据中心能耗最佳点对应的服务器进风温度为24~27℃，利用自然冷源的数据中心能耗最佳点进风温度将更高。
2.2空调末端送回风温差
以目前数据中心冷却系统常用的房间级机房专用空调为例，其气流组织形式如图3所示。空调送出的低温空气进入地板静压箱，由微孔地板送至冷通道，经服务器换热后排至热通道并回流至空调末端内被冷却。

图3 房间级机房专用空调气流组织形式

在此循环过程中，空调末端的送风量对机房内气流组织影响较大，当服务器自带的风机风量大于空调末端送风量时，机房冷通道内将形成负压，热空气会经由临近的空机柜、主板间的空隙等位置回流，易出现冷热掺混和局部热点。为了避免热空气回流，数据中心空调系统宜采用“大风量，小焓差”的送风方式。然而空调末端送风量过大时，会增加风机功耗，并造成冷通道内空气旁通到热通道，因此应对空调末端送风风量进行合理设计。目前，标准工况下服务器的自身散热风扇设计进排风温差一般为10~15℃，空调末端送回风温差宜略小于服务器进排风温差才能保证机柜送风量需求，一般设计为10~13℃。如2.1节所述，服务器进风温度会影响服务器自带风扇风量，故当服务器进风温度较高时，空调末端送回风温差建议取低值，反之则取高值。
相对于房间级机房专用空调，列间级和机架级空调末端均采用就近制冷方式，气流输送距离较短，风机全压小，能耗低，更易避免冷热掺混和局部热点，其气流组织如图4所示。表2列出了采用不同空调末端形式送／回风温度典型设计值，由表可知在满足服务器进风温度要求情况下，采用就近制冷的空调末端形式可以提高空调送风温度，增大送回风温差，进而减小风机风量和功耗。

表2 不同空调末端形式送／回风温度典型设计值

图4 列间级及机架级空调末端气流组织示意图

2.3空调末端风－水换热温差
空调末端内，在风机驱动下来自服务器的高温回风与表冷器盘管内低温冷冻水进行热交换，并将冷空气送入机房。在此换热过程中，空调末端送风温度与冷冻水供水温度的差值，即为风－水换热温差。
空调末端内表冷器盘管的排布形式对风－水换热效果影响较大。目前主流厂家空调末端产品表冷器盘管排布方式大多采用3、4排管并联方式，此种排布方式在一定程度上可以降低水系统阻力，但不利于提高表冷器换热效率。表3为不同品牌厂家房间级机房专用空调末端在不同制冷量情况下的风－水换热温差统计值，可知目前主流空调厂家的房间级机房专用空调风－水换热温差一般设计为5~7℃。研究表明，表冷器盘管采用串联排布形式，空气和冷冻水之间可实现逆流换热，有利于减少空调末端换热环节的温差损失，提高表冷器的换热效率。在适合的场景下，空调末端表冷器可增大串联流程，同时增大冷冻水供回水温差，减小空调末端风－水换热温差，提升换热效率。

表3 房间级机房专用空调风－水换热温差

2.4冷冻水供回水温度

对于集中式水冷空调系统，冷冻水供回水温度对整个空调系统自然冷源使用时间及能耗水平影响较大。提高冷冻水供回水温度带来的有利影响和不利影响如表4所示。

表4 提高冷冻水供回水温度的有利和不利影响

近年来，设计、新建数据中心冷冻水供回水温度有逐步提升的趋势，供水温度基本都已提高到12℃以上。空调冷冻水供回水温度应根据机房温度需求和空调末端形式进行合理设计。对于房间级机房专用空调其冷冻水供回水温度普遍为12℃/17℃或者更高，而对于列间级或机架级的空调末端形式，由于采用就近制冷方式、冷热掺混损失较小，其供回水温度可以提高到15℃/21℃乃至更高。

2.5板式换热器换热温差
数据中心冷冻水型空调系统设有水－水板式换热器，当室外湿球温度低于系统自然冷却设定值时，可以将冷却塔出水通过自然冷却板换与冷冻水回水进行换热，关闭或部分关闭冷水机组从而实现冷却系统节能。在自然冷却过程中，板式换热器内冷却水供水温度与冷冻水供水温度的差值即为板式换热器换热温差，此换热温差设计值越低，系统可利用自然冷却的时间越长。表5对比了不同换热温差取值情况下板式换热器的选型面积，其中板式换热器换热量取7034kW，传热系数取4000W/㎡·K。

表5 不同板式换热器换热温差取值情况下选型面积对比

由表5可知，在同等板型、传热系数Ｋ值的情况下，换热温差取值越小，板式换热器选型换热面积越大，初投资越大。设计换热温差由２℃减小到1.5℃、１℃，其换热面积增加33.3%、61。1%。

目前，大多数据中心项目中板式换热器的换热温差取值为1~2℃，在投资允许情况下，此换热温差可取低值以充分利用自然冷源。
2.6 冷却塔逼近度
对于本文所述的采用开式冷却塔的典型水冷空调系统，室外大气湿球温度是决定冷却塔供冷提供水温能力的制约条件。湿球温度为水在冷却塔中理论上可被冷却到的极限温度，冷却塔实际出水温度与室外湿球温度之间的温度差为冷却塔逼近度。
在冷冻水供回水温度一定的情况下，自然冷却切换湿球温度主要与两个参数有关，一是冷却塔的逼近度，二是板式换热器换热温差。冷却系统完全自然冷却和部分自然冷却切换湿球温度可通过式（１）和式（２）计算得到：

t_ww=t_g-Δt₁-Δt₂           （1）

t_wb=t_h-Δt₁-Δt₂           （2）

式（1）、（2）中：t_ww为完全自然冷却切换湿球温度（℃）；t_wb为部分自然冷却切换湿球温度（℃）；t_g为冷冻水供水温度（℃）；t_h为冷冻水回水温度（℃）；Δt₁为板式换热器换热温差（℃）;Δt₂为冷却塔逼近度（℃）。
由上式可知，降低冷却塔逼近度和板式换热器换热温差可以提高自然冷却切换湿球温度点，增加自然冷源利用时间。而冷却塔逼近度主要受冷却塔选型的影响，在同等室外气象条件下，冷却塔型号越大，逼近度越小，但占地面积越大，初投资越大。
为充分利用自然冷源，目前大多数据中心项目冷却塔会在夏季选型基础上放大选型，即按冬季工况选型，这与公共建筑冷却塔常规按夏季选型是不同的。表2列出了不同品牌的开式横流冷却塔和逆流冷却塔在不同冬季逼近度取值情况下的放大选型结果，可知按照冬季逼近度3.5~6℃进行放大选型的冷却塔，在夏季工况下应用时其散热能力可相应增大1.42~1.92倍，此数值反映了冬季工况比夏季工况放大选型的倍数，冬季逼近度取值越低，此放大选型倍数越大。以表6中所列开式逆流冷却塔的品牌Ⅰ为例，通过将冬季冷却塔选型逼近度由5.5℃缩小为3.5℃，可相应提高其完全自然冷却切换湿球温度2℃，但冷却塔的冬季放大选型倍数由1.45倍增加到1.88倍，增加了设备初投资及安装区域。因此，利用自然冷源的数据中心水冷冷冻水系统的冷却塔宜按冬季选型，冬季选型逼近度一般取值为3~6℃，在投资及建筑条件允许情况下，从节能角度考虑建议取低值。

表６ 冷却塔冬季逼近度取值与放大选型结果

注：表中冷却塔的循环水量均为1900m³/h，夏季工况为室外湿球温度28℃、进／出水温度37℃/32℃，冬季工况按表中取值不同此外，在某些干燥地区也可采用间接蒸发冷却塔替代常规冷却塔。理想情况下，间接蒸发冷却塔的出水温度可接近进口空气的露点温度，因此能够延长自然冷源利用时间，有利于冷却系统节能。

03

案例分析

本节针对两种不同的水冷冷冻水型空调系统温度和温差设计案例进行节能分析。案例假设条件如下：
１）空调制冷负荷约21102kW(6000RT)，空调主用冷源选用3台7034kW(2000RT)的高压离心式冷水机组及配套冷冻水泵、冷却水泵和开式冷却塔。
２）空调系统运行能耗按照主用冷源及末端全年满载运行计算，不考虑备用冷源及末端均分负载。
３）冷水机组各阶段运行COP按照各工况设计冷冻水及冷却水进水温度进行修正。
４）暂不考虑围护结构负荷变化的影响。
５）暂不考虑室外气象条件不连续及人工操作转换对自然冷源利用时间的影响。
其中，案例1空调末端形式采用房间级空调（封闭冷通道），板式换热器换热温差及冷却塔冬季逼近度均按照推荐范围的高值选取；案例2空调末端形式采用列间级空调（封闭冷通道），板式换热器和冷却塔均放大选型，降低了板式换热器换热温差及冷却塔冬季逼近度，两个案例各温度和温差选取值如表７所示。通过计算可得到案例1和案例2设计情况下我国部分典型城市数据中心空调系统年能耗累计值及节能值，如表8所示。

表７ 典型水冷空调系统温度和温差设计案例

表８ 不同地区数据中心空调系统年能耗累计值及节能值

注：各地区室外气象参数按照《中国建筑热环境分析专用气象数据集》中典型气象年数据选取

由表8可知，通过案例2的空调系统各环节的节能化设计，我国部分典型城市数据中心空调系统年能耗累计值可降低20.9%~24.1%，具体数值与相应城市的增加自然冷却温度区间分布有关。可见，通过优化空调末端形式及机房气流组织，提高冷冻水供回水温度，放大板式换热器、冷却塔选型等措施，可有效降低数据中心空调系统运行能耗。

04

结束语

本文以典型的数据中心水冷冷冻水型空调系统为例，构建了从数据机房服务器机柜发热到室外冷却塔散热的热量传递路径，详细分析了冷却系统热量传递过程中各传热介质设计温度和温差选取对系统能耗的影响，并对比研究了不同设计温度和温差案例的节能效果。通过本文分析可知：
１）数据中心冷却系统应综合考虑服务器类型、冷却系统架构等因素，对服务器机柜进风温度最佳点进行合理选取。
２）为保证机房内良好的气流组织，空调末端送回风温差一般设计为10~13℃。

３）主流房间级机房专用空调产品的风－水换热温差一般为5~7℃；在适合的场景下，空调末端表冷器可增大串联流程，同时增大冷冻水供回水温差，减小空调末端风－水换热温差，提升换热效率。
４）在同等板型、传热系数Ｋ值的情况下，换热温差取值越小，板式换热器选型换热面积越大，初投资越大。换热温差由2℃减小到1.5℃、1℃，其换热面积增加33.3%、61.1%。
５）为充分利用自然冷源，数据中心项目冷却塔一般会在夏季选型基础上放大选型，即按冬季工况选型，冬季逼近度3.5~6℃对应比夏季工况放大选型的1.42~1.92倍。
６）通过对典型水冷冷冻水型空调系统末端形式、供回水温度、板式换热器选型、冷却塔选型等环节的节能化设计，我国部分典型城市数据中心空调系统年能耗累计值可降低20.9%~24.1%。

来源：暖通研习会

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