伴随着我国信息化产业及数字化建设的快速发展，数据中心的建设速度大大加快。针对大型机房等高热流密度的电子集成系统的全天候温控需要，常年为维持其恒定温度耗电量很大，因此数据中心的节能减排越来越受到重视^［1］。在我国华北、西北及东北等地区，室外气温低于0 ℃的天数占全年的百分比相当可观，利用这一自然冷源成为节能的首要措施。目前，业界利用自然冷源的技术分为直接利用新风技术和间接利用新风技术两种不同的方式。直接利用新风方式，在严寒地区，由于温差过大容易导致机房结露；在污染地区，容易造成过滤器使用周期降低；在高湿地区，需要额外的除湿过程，成本升高。因此，间接利用新风技术逐渐成为主流。氟泵供液式散热系统实质上是一种间接利用新风冷凝循环工质并通过氟泵将冷凝器中的液态工质泵至蒸发器的“热管”换热系统，因为室内与室外分别采用与制冷系统相同的蒸发器和冷凝器，有的也称该散热系统为氟泵供液式制冷系统，但这一称谓与常规制冷从低温吸热排向高温是不同的。

李爽等^［2］针对大型立体冷库的节能，分析并讨论了供液方式的选择方案。王晓东^［3］搭建了泵供液制冷系统，通过调节供液气压来控制再循环蒸发器供液量，调节制冷系统中的循环倍率，发现随着泵压的增大，蒸发器的传热量会升至最大值。Minetto等^［4］将液泵的倍量供液方式引进空调制冷系统，以此来研究蒸发器的温度分布，结果表明，液泵的使用能够适应变工况条件运行。曹晓程等^［5］设计了一种射流泵节流供液制冷系统，并与传统的热力膨胀供液方式和液泵供液方式进行了实验对比，分别研究了三种供液方式对模拟食品的冻结时间、冻品温差和冻结装置总能耗的影响。陈海东^［6］介绍了氟泵节能空调的组成、工作原理以及在实际工作中遇到的主要技术难题和解决办法，分析和评估了测试数据的准确性，总结了综合节能效果，发现针对热负荷较大的机房，单氟泵节能空调新建或改造占机房总制冷量35%～50%时，企业投资回报率更高。方大伟等^［7］研制了一套空调器试验室，由外室和真实民居内室构成，并客观评价空调器所营造环境的舒适性，为环境舒适性的主观评价提供依据。

本文针对某单位开发中的一个氟泵供液式散热系统进行小模块的试验研究，考察了室外环境温度变化对系统的散热量及系统能效比的影响；分析并研究氟泵变频时该系统在不同流量下的散热性能及相关参数的变化规律；然后进一步分析该试验系统存在的问题，从理论上预测当优化系统设计后，实际的大型氟泵供液式散热系统可能达到的能效比。

1 试验系统设计

首先在环境室中对一个小型的氟泵供液散热系统进行试验，其系统工作原理如图1所示。两个环境模拟室都配有自动控温的空调系统，其制冷（热）量范围均为2～7 kW，用以模拟试验所需的室内、室外环境工况。

氟泵供液式散热系统是通过铜管将蒸发器、冷凝器、氟泵、储液罐、干燥过滤器、视液镜等装置连接而成的封闭循环散热系统。该系统管路布置如图2所示。在试验中通过变频器控制系统中散热工质的流量。数据采集处理系统每隔5 s采集一次数据，每分钟记录并储存一组平均值。

2 试验条件及过程

本试验所采用的散热工质为R134a，设定室内空气的干球温度为26 ℃、湿球温度为18.65 ℃，且为恒定值；室外空气干球温度分别为15、10、5、0 ℃，且相对湿度为50%。在不同的室外环境温度下，在5～15 Hz的氟泵电机频率范围内调节R134a的流量，然后分别进行热力性能测试。每组试验前首先检查并校准测试仪器；操控环境模拟试验室控制台，将环境模拟试验室环境状态调到试验所需的空气干湿球温度，待温度稳定后开启散热系统，并注意从视液镜处观察R134a状态（须保持为单相）。待系统运行工况稳定后，采集各测点的压力、温度、流量、电功率等数据，计算散热量。试验过程中，还需注意及时给测湿球温度用的纱布加水，以保证湿球温度测量的准确性。实测蒸发器进口平均风速为3.3 m·s⁻¹, 即风量为4 356 m³·h⁻¹；冷凝器进口平均风速为3.7 m·s⁻¹，即风量为4 068 m³·h⁻¹。所用氟泵为Blackmer滑片泵。

3 试验结果与分析 3.1 室外环境温度和散热工质流量对散热量的影响

图3给出了在不同室外环境温度下散热工质流量与系统散热量的对应关系。由图中可以看出：随着室外环境温度的降低，系统散热量大幅提高。这是由于随着散热工质和室外环境温差增大，换热驱动力增大，系统的换热效率提高；随着氟泵电机频率的增大，氟泵功率增高，散热工质流量增大，系统散热量呈现先显著升高而后趋于稳定的态势。这是因为在室外环境温度保持不变的情况下，随着散热工质流量的增加，散热工质在系统中的流速增加，强化了管内的对流换热，使得系统换热过程增强；但当流速达到一定程度后，管内对流换热热阻不再占主要部分，此时流速的增加对系统的传热影响很小，故而系统散热量不再增加。

3.2 室外环境温度和散热工质流量对系统能效比的影响

图4给出了在不同室外环境温度下散热工质流量与系统能效比的对应关系。由图中可以看出：随着室外环境温度的降低，系统能效比大幅提高。这是由于散热工质和室外环境温差的增大导致系统散热量增大；在室外环境温度不变的情况下，在某一流量范围内，随着氟泵功率的增加，能效比越来越大，而超过此范围后，能效比随着散热工质流量的增加而降低。这是因为刚开始随着氟泵功率的增加，散热工质的流速增大，系统的换热过程得到增强，此时系统散热量的增长速度高于系统泵功率的增加速度，即系统能效比随着泵功率的增加而升高；当系统散热工质流量超过某一范围后，散热工质流量的增大对散热系统散热量的变化影响不大，但此时系统输入氟泵功率仍然增加，导致系统能效比反而会降低。因此，存在最佳散热工质流量使得试验中系统的能效比达到最优值。试验中最佳流量为散热工质由过热转化为两相的转捩点时对应的流量。

3.3 对试验系统的进一步分析及系统优化后在实际应用时的能效比预测

进一步分析上述试验结果及试验系统，发现能效比偏低，原因为：①试验用的蒸发器和冷凝器风机为离心风机，设计效率为72%，动压损失太大，单位能耗高。另外，在结构上还存在蒸发器、冷凝器引风不均匀的问题：离心式风机的引风口并未对着蒸发器、冷凝器的迎风面，而是从离心风机侧面吸入空气，导致蒸发器空气流场不均匀，迎风面换热不均，影响蒸发器、冷凝器的换热效果。在实际应用时，蒸发器和冷凝器的风机可以选用风压稍低但风量较大的轴流风机，一般效率至少可达80%，总功耗可以降低较多，能效比将会有较大的提升。②由于所用环境室可平衡掉的热量有限，因此本试验在设计工况下制冷剂的流量很小，虽然可采用变频方式调节流量，但氟泵在极低频率运转时，漏液现象严重，效率极低。当该泵按其设计工作点工作时，效率可达22%。③因为试验需要，管路中设置的较多阀门、测试传感器及流量计都增加了氟泵的能耗。

针对试验中存在的问题，对系统进行优化分析，即按照实际应用要求，通过理论测算，在氟泵额定工作流量情况下，保证制冷剂流速、室内室外环境条件与某一特定试验工况相同，重新优化设计大型系统、重选风机，结合试验数据及泵与风机的特性曲线考察其散热量、蒸发器和冷凝器功耗及能效比的大小。

实际应用时的参数为：①室内干球温度为26 ℃，相对湿度为50%；②室外干球温度为10 ℃，相对湿度为50%；③散热工质为R134a，设计流量为6 m³·h⁻¹，质量流速g_i = 95.24 kg·m⁻²·s⁻¹；④蒸发温度为19 ℃，冷凝温度为18 ℃，过冷度为3 ℃。

当室外干球温度为10 ℃时，根据试验数据，通过试算发现制冷剂流量为0.099 m³·h⁻¹时系统的能效比（COP）为最优。以流量0.099 m³·h⁻¹为参考工况，由于室内、室外干、湿球温度，制冷剂流速与原设计工况相同，仅仅是制冷剂流量变为6 m³·h⁻¹，即实际系统中的制冷剂流量为试验工况的60倍。相当于60台试验所用的蒸发器与60台试验所用的冷凝器各自并联，与一台流量为6 m³·h⁻¹的氟泵构成散热系统。与之匹配的蒸发器所需风量为261 360 m³·h⁻¹，需克服风阻85.7 Pa，所选的轴流风机效率按75%计，电机效率按88%估算，计算出蒸发器风机功耗为12.3 kW；与之匹配的冷凝器所需风量为244 080 m³·h⁻¹，需克服风阻87 Pa，所选的轴流风机效率按70%计，电机效率按88%估算，冷凝器风机功耗为11.4 kW；大型系统中氟泵的流量为6 m³·h⁻¹，总阻力为48.4 kPa，功率可以由所选氟泵的特性曲线查得为0.71 kW。在散热工质设计流量6 m³·h⁻¹不变的条件下，当环境温度变化时，忽略因温度变化对物性的影响所导致的能耗变化，系统总能耗基本保持在24.41 kW左右，按试验所得的散热量测算的能效比如表1所示。

4 结　论

本文对氟泵供液式散热系统进行了试验研究，以R134a为散热工质，分别研究了室外环境温度分别为15、10、5和0 ℃时对散热量及能效比的影响。通过调节氟泵的电机频率改变散热工质流量，研究了散热工质流量对散热量及能效比的影响，得出的主要结论为：

（1） 随着室外环境温度的降低，散热量和能效比均显著提高；

（2）随着散热工质流量的增大，散热量先升高后基本保持不变，能效比则先升高后降低，即存在最佳散热工质流量使得系统的能效比达到最大值。最佳流量为散热工质由过热转化为两相的转捩点对应的流量。

（3）经过测算，若系统优化后应用于实际工程，在室内外温差为11～26 ℃时，能效比可达8.5～16.5。