數(shù)據(jù)中心空調(diào)系統(tǒng)和節(jié)能設計方案

一：數(shù)據(jù)中心空調(diào)負荷分析

一般而言，建筑面積小于 200㎡ 稱為小型數(shù)據(jù)中心；建筑面積在 200~500㎡之間為中型數(shù)據(jù)中心。建筑面積在 500~2000㎡之間為中、大型數(shù)據(jù)中心。建筑面積在 2000~10000㎡為大型數(shù)據(jù)中心。建筑面積大于 10000㎡則稱為超大數(shù)據(jù)中心。

1、室內(nèi)設計參數(shù)

對于超大型數(shù)據(jù)中心建筑而言，建筑的主要功能房間是數(shù)據(jù)機房。但除了主要功能的數(shù)據(jù)機房以外，還需要有大量其他功能的房間，如：辦公、餐飲、車庫等，以滿足數(shù)據(jù)中心正常運行維護所需。

將主要空調(diào)房間分為兩類：數(shù)據(jù)機房屬工藝性空調(diào)房間，其室內(nèi)設計參數(shù)按照數(shù)據(jù)機房的工藝性要求選取。其他辦公、餐飲等房間屬舒適性空調(diào)房間，室內(nèi)參數(shù)按照普通舒適性房間的要求選取。

? 工藝性空調(diào)部分（數(shù)據(jù)機房）的室內(nèi)設計參數(shù)，其溫度、濕度指標均執(zhí)行 A 級標準，如表 1 所示。舒適性空調(diào)部分的室內(nèi)設計參數(shù)，如表 2 所示。

2、冷熱負荷

在數(shù)據(jù)機房建筑中，通常室外環(huán)境對室內(nèi)的影響較小，空調(diào)的熱濕負荷主要來自于室內(nèi)。機柜設備散熱量大且熱源集中，需全年向外排熱，即使在冬季也有相當大的冷負荷。機柜設備無散濕量，主機房內(nèi)的散濕量主要來自于工作人員，而大中型電子計算機主機房內(nèi)工作人員較少，因此主機房內(nèi)的散濕量很小，同時新風負荷也較小。

此外，主機房對照明的要求通常不高，因而機房內(nèi)照明負荷與設備用電負荷相比很低，照明發(fā)熱量不大。大中型電子計算機一般都全年內(nèi)長時間連續(xù)運行，在計算主機房內(nèi)的負荷時可按開機時的要求進行設計。在本工程中，電子計算機房的新風量取機房空調(diào)總循環(huán)風量的 5%。

歸納起來，機房空調(diào)的熱濕負荷主要包括以下內(nèi)容：機房內(nèi)電子計算機和其它設備的散熱；人體散熱、濕；照明裝置散熱；新風負荷；建筑圍護結構的傳熱以及太陽輻射得熱。

二、系統(tǒng)形式選擇

1、冷源

處于對數(shù)據(jù)機房安全性保障的考慮，空調(diào)系統(tǒng)進行了冗余設計。所謂冗余，是指空調(diào)系統(tǒng)中重復配置一定的設備，當系統(tǒng)發(fā)生故障時，冗余配置的設備投入使用，承擔故障設備的工作，由此減少系統(tǒng)的故障時間。

由于數(shù)據(jù)機房的重要性為 A 類，因此空調(diào)系統(tǒng)的設計采用了 N+N 的冗余設計，以達到設備互為備份的作用。各數(shù)據(jù)機房均采用雙冷源（冷凍水和直接蒸發(fā)式冷媒）的恒溫空調(diào)系統(tǒng)，室內(nèi)的末端機組同時接空調(diào)冷凍水管和冷媒管道。在一般情況下，系統(tǒng)由離心式冷水機組通過冷凍水系統(tǒng)供冷；當遇有冷凍機組或水泵、管道等故障發(fā)生的情況下，切換至直接蒸發(fā)式空調(diào)系統(tǒng)供冷；在停電等情況發(fā)生時，由柴油發(fā)電機組供給計算機房用直接蒸發(fā)式空調(diào)系統(tǒng)工作。

2、末端

對于數(shù)據(jù)機房建筑，機房內(nèi)部的空調(diào)末端形式以及氣流組織設計，一直是影響空調(diào)效率和效果的重要部分。近年來，隨著數(shù)據(jù)機房的大量出現(xiàn)，國內(nèi)外也逐漸形成了比較成熟的室內(nèi)空調(diào)氣流組織的解決方案和相應的專業(yè)設計團隊。這些解決方案針對不同規(guī)模、不同等級的數(shù)據(jù)機房，綜合考慮室內(nèi)環(huán)境控制與節(jié)能的需求。

此外，每層電子計算機房設置新風機組，以保證專用計算機房的正壓。按電子計算機房新風量的 80%為平時的排風量。同時，設置一套電子計算機房內(nèi)氣體滅火系統(tǒng)作用完畢后的專用排風系統(tǒng)，按 5 次 /h氣次數(shù)計算。

三、數(shù)據(jù)中心空調(diào)節(jié)能問題

數(shù)據(jù)中心空調(diào)的能效為何如此之低？通過對當前數(shù)據(jù)中心的研究發(fā)現(xiàn)，大多數(shù)數(shù)據(jù)中心的空調(diào)系統(tǒng)都存在著如下一系列的設計問題。

1、系統(tǒng)整合難、切換難、維護難。

為了服務器工作人為營造低溫環(huán)境，完全采用人工制冷，沒有利用自然冷源自然冷卻。改進冷源形式往往是最為經(jīng)濟有效的節(jié)能方法，制冷機在空調(diào)系統(tǒng)中耗電最大，以冷卻塔免費供冷代替制冷機，依靠自然冷源提供冷量，會使空調(diào)系統(tǒng)的整體運行能耗大幅下降，是效果顯著的節(jié)能途徑。而在實際應用中，采用自然冷源存在系統(tǒng)整合難、切換難、維護難的特點，所以目前國內(nèi)只有少部分的大型數(shù)據(jù)中心成功有效的使用了該技術。

2、沒有充分利用空調(diào)系統(tǒng)的諸多節(jié)能技術。

空調(diào)系統(tǒng)中節(jié)能效果突出的余熱回收、蓄冷、變風量、變頻等技術，在數(shù)據(jù)中心中很少采用。因為數(shù)據(jù)中心所其提供服務的特殊性，數(shù)據(jù)安全是首要因素，宕機是不允許出現(xiàn)的情況?？照{(diào)系統(tǒng)作為服務器正常工作的保障，管理者更關注其制冷能力是否有足夠的冗余量，某臺空調(diào)發(fā)生故障時能否及時開啟備用設備，對設計的要求必然保守。而節(jié)能技術需要積少成多、其效果需日積月累才能體現(xiàn)，如果擔心某技術對空調(diào)的穩(wěn)定性可能產(chǎn)生影響，往往傾向于不采用。

3、空調(diào)設備制冷量與實際負荷的匹配存在問題。

機房內(nèi)的機架通常是逐步投入、不斷擴容的，而空調(diào)負荷與氣流組織則是建設階段對機房整體考慮設計的。運行初期投入使用的機架數(shù)少，空調(diào)系統(tǒng)部分負荷下運行，效率不高。而后期投入使用的新型的機架，往往功率更大，發(fā)熱密度更高，卻受制于機房現(xiàn)有格局，不能被擺放在氣流組織有利的位置。這樣，隨著機架不斷進場，機房內(nèi)始終冷熱不均，管理者只能調(diào)低空調(diào)機的溫度設定值，造成過度制冷，導致空調(diào)能耗居高不下。

4、設計選用的空調(diào)機型參數(shù)與機房運行時的真實熱工況存在偏差。

據(jù)調(diào)查發(fā)現(xiàn)，目前約 85％的數(shù)據(jù)中心空調(diào)機組耗能比設計工況高 50% 以上。現(xiàn)行數(shù)據(jù)中心設計均參照的是國標《電子信息系統(tǒng)機房設計規(guī)范》及美國 TIA-942 標準，精密空調(diào)機組的設計運行溫 / 濕度為 23℃±1℃/50%，加之現(xiàn)有精密空調(diào)生產(chǎn)廠家所提供的室內(nèi)機回風工況參數(shù)多為 24℃/50%。 故空調(diào)設計時多按照此工況點進行選型。而服務器機架的發(fā)展趨勢是高度集成化，單個機架的功率越來越大，機柜出風口溫度很高，實際運行中很容易出現(xiàn)局部溫控點溫度超標的現(xiàn)象，應對辦法就是將空調(diào)機組設定的回風溫度 24℃ 調(diào)低。 假如調(diào)低空調(diào)機組設定溫度 2℃, 那么按回風參數(shù)24℃ 選型出來的空調(diào)機組對應 22℃ 的工況點，直接膨脹式空調(diào)壓縮機 COP 值會下降約 7%，顯冷量會下降 8%~19%，冷凍水式空調(diào)機組的顯冷量會下降 13%~16%。因機房負荷全部是顯熱負荷，則能耗增加了大約 15%~25%。若繼續(xù)調(diào)低空調(diào)機運行工況參數(shù)設定點，對應的能耗會呈現(xiàn)非線性的增長。

（ 5）精密空調(diào)機組溫濕度一起控制的模式，造成了先除濕再加濕的能耗浪費。

在干球溫度 23℃，相對濕度 50% 的室內(nèi)狀態(tài)點，露點溫度為 11.9℃，空氣經(jīng)過表冷器時降溫除濕。而機房運行過程中基本無散濕量，所以空氣濕度降低，超過設定下限后空調(diào)自動開啟加濕功能，此時加濕器給空氣等溫加濕，增加了空調(diào)潛熱冷負荷，空調(diào)能耗顯著上升。

四、某數(shù)據(jù)中心節(jié)能改造案例 大連地區(qū)一個 2500 個機架的數(shù)據(jù)中心。其改造設計如下： 選用 800RT 離心式冷水機組三臺（輸入功率466kW）， 400RT 螺桿式冷水機組兩臺（輸入功率265kW），總制冷量 3200RT，另根據(jù)機房級別設置備用。運營初期負荷極小的情況下，利用螺桿機調(diào)節(jié)范圍的優(yōu)勢，避免部分負荷的低能效和系統(tǒng)喘振。根據(jù)氣象參數(shù)、工程設計條件確定系統(tǒng)供回水溫度，計算免費供冷的切換溫度并結合實際情況適當降低確定實際切換溫度，以避免頻繁切換，獲得合理的免費供冷期。 期內(nèi)對應制冷機設計匹配的冷卻塔、板式換熱器，用于自然冷卻免費間接供冷。當季節(jié)過渡，室外濕球溫度超過切換溫度時開啟制冷機，制冷機配變頻器可實現(xiàn)冷卻水的低溫運行，最低運行溫度可低至 13℃。更低的冷凝側溫度使機組在小壓縮比工況下工作，性能系數(shù) COP 值大幅提高，相當于間接利用了自然冷源免費供冷。 配合以上技術措施，冷凍水側采用 12℃/18℃的高水溫，一方面進一步降低壓縮比，另一方面高于室內(nèi)空氣 11.9℃ 的露點溫度，實現(xiàn)了空調(diào)末端干工況運行。干工況不僅簡化了系統(tǒng)，更適用于機房的工作環(huán)境，更是杜絕了不必要的除濕再加濕過程抵消的制冷量。與提高的冷凍水溫相對應，空調(diào)器回風溫度提高至 30℃，既加大了送風溫差降低能耗，又使末端設定工況更接近實際情況，有利于運行的控制。 本工程采用的各項技術措施之間關系密切，不可相互孤立使用，需結合實際情況整體性靈活運用。

改造經(jīng)濟指標如下： 按照該數(shù)據(jù)中心節(jié)能設計，冷卻水夏季 30/36，冬季 10/16 經(jīng)板換至 12/18 冷凍水 12/18。夏季冷卻塔冷幅 5℃，濕球溫度 25℃。冬季冷卻塔冷幅 8℃，切換濕球溫度 2℃。根據(jù)設計溫度可確定空調(diào)系統(tǒng)免費供冷期約為 100 天，過渡期約為 120 天，夏季標準運行工況約為 145 天。

（1）免費供冷期 單臺制冷機壓縮機運行功率 413kW，全部自然冷卻，相當于可節(jié)約電量 413kW，考慮管道電伴熱、積水盤電加熱等因素，節(jié)能效果按 75% 計算，則 4 臺機組共節(jié)能 413×75%×4=1239kW，年節(jié)約電量 297 萬 kW·h。

（2）過渡季 制冷機配變頻器可實現(xiàn)冷卻水低溫運行，最低溫度可達 13℃。整個過渡季按冷卻水平均水溫22/28℃ 考慮，冷凍水按 7/12℃ 考慮，同一制冷機組較標準工況下輸入功率降低， 800RT 的制冷機在過渡季實際運行功率為 413kW，則 4 臺機組共節(jié)能99×4=396kW，年節(jié)約電量 114 萬 kW·h。

（3）夏季 提高冷凍水溫，制冷機 COP 提升帶來的能耗節(jié)約：

合計年節(jié)約電量 81 萬 kW·h。

（4）常規(guī)冷凍水供回水溫度

7/12℃ 工況下，整個數(shù)據(jù)中心機房部分選用空調(diào)器 54 臺，空調(diào)器單 臺 制 冷 量 170kW， 風 量 41400m3/h， 輸 入 功 率8.0kW。其送風狀態(tài)點 A（見下頁焓濕圖）：干球溫度 12.1℃，濕球溫度 11.3℃， d=8.2g/kg。機房內(nèi)基本無濕負荷，空氣吸收機架散熱后升溫到新建狀態(tài)點 B：干 球 溫 度 23℃， d=8.2g/kg，i=44.1kj/kg；再通過而電極式蒸汽加濕器等溫加濕，到達室內(nèi)狀態(tài)點 C：干球溫度 23℃， d=8.9g/kg ， i=45.9kj/kg。從B 到 C 過程的⊿ i=1.8 kj/kg，即為除濕又加濕過程增加的潛熱冷負荷：1.8kj/kg×41400m3/h×1.2kg/m3×54=1341kW。 按冷水機組 COP 值 6.0 計算，此部分耗電功率223.5kw，即為可節(jié)約能耗。全年可以節(jié)約電量為196 萬 kW·h。

（5）提高冷凍水溫帶來了空調(diào)器末端制冷能力的降低

整個數(shù)據(jù)中心機房部分選用空調(diào)器 54 臺，空調(diào)器單臺制冷量 170kW，風量 41400m3/h，輸入功率 11.2kW。常規(guī)冷凍水供回水溫度 7/12℃ 工況下，單臺空調(diào)器輸入功率只需要 8.0kW。故單臺能耗增加 3.2kW， 54 臺機組共增加 172.8kW。全年增加耗電量 151 萬 kW·h。 各項措施綜合累計節(jié)能效果：297+114+81+196-151=537kW。 本數(shù)據(jù)中心設計年耗電量為 7737 萬 kW·h，其中空調(diào)系統(tǒng)耗電約為 3100 萬 kW·h。采用本技術措施節(jié)能約 17.32%。

編輯：黃飛