(北京工業(yè)大學 北京 100124)

信息技術(shù)的推廣和普及給人們的生活帶來極大的便利，社會生活信息化程度的不斷提高帶動了通信基站及數(shù)據(jù)中心數(shù)量和規(guī)模的快速增長，也對能耗提出了巨大挑戰(zhàn)。高性能服務器在數(shù)據(jù)中心的推廣使單個機柜的發(fā)熱密度急劇升高，目前單機發(fā)熱量已達20～30 kW[1]，服務器規(guī)模為10萬臺的數(shù)據(jù)中心的總功率可達45 000 kW，年耗電量約為4億 kW·h[2]。而在數(shù)據(jù)中心巨大的耗電量中，空調(diào)系統(tǒng)能耗約占數(shù)據(jù)中心總能耗的30%～50%[3-5]，幾乎與IT設備相當，因此空調(diào)系統(tǒng)常被認為是當前數(shù)據(jù)中心提高能源效率的重點環(huán)節(jié)。

目前，國內(nèi)數(shù)據(jù)中心仍普遍使用傳統(tǒng)蒸氣壓縮式空調(diào)，雖然能為數(shù)據(jù)中心提供足夠的冷量，但由于機房內(nèi)部熱負荷較高，需要空調(diào)全年運行以維持機房內(nèi)部環(huán)境的溫濕度恒定，能耗極大。尤其在寒冷的季節(jié)，氣溫長期低于數(shù)據(jù)中心的安全運行溫度，若能利用室外自然冷源來為機房提供冷量，則可有效減少空調(diào)系統(tǒng)的運行時長與能耗，達到節(jié)能減排的目的。

張海南等[6]總結(jié)了數(shù)據(jù)中心自然冷卻技術(shù)的研究現(xiàn)狀，指出熱管自然冷卻是當下最適合數(shù)據(jù)中心的自然冷卻方式之一。H. Jouhara等[7]提出了一套熱管自然冷卻系統(tǒng)的理論模型，并對其在英國某地區(qū)數(shù)據(jù)中心的使用效果進行了案例分析，結(jié)果顯示最大節(jié)能率可達75%。Qian Xiaodong等[8]提出了一種數(shù)據(jù)機房用熱管冷卻系統(tǒng)，并將其應用于北京的數(shù)據(jù)中心和通信基站，測試發(fā)現(xiàn)，原空調(diào)系統(tǒng)的能耗分別降低了38.9%和55.7%。田浩等[9-10]提出了一種重力回路熱管系統(tǒng)，并將其應用于北京市一典型數(shù)據(jù)中心，發(fā)現(xiàn)通過熱管對原有空調(diào)機組進行改造，可降低空調(diào)系統(tǒng)40%以上的能耗。

為改善傳統(tǒng)回路熱管驅(qū)動力不足、安裝位置和使用范圍受限的問題，張雙等[11-12]設計了一種以R22為工質(zhì)的數(shù)據(jù)中心用泵驅(qū)動回路熱管換熱機組。研究發(fā)現(xiàn)，工質(zhì)質(zhì)量流量在一定范圍內(nèi)增大時，機組換熱量基本不變，這是由于系統(tǒng)阻力隨工質(zhì)質(zhì)量流量的增大而增大，導致蒸發(fā)器進出口溫差增大，顯熱比和蒸發(fā)溫度增大。馬國遠等[13-14]測試了該機組在北京市一小型數(shù)據(jù)中心的應用效果，分析可知相比于原有空調(diào)，節(jié)電率可達36.57%以上，采用磁力泵替換屏蔽泵，實驗研究了替換后的機組性能。

上述研究大多數(shù)分析和對比了系統(tǒng)使用效果與節(jié)能性，但對于系統(tǒng)變工況性能的測試仍不充分。雖然姚遠等[15-17]分別使用R410A、R134a和CO2替代傳統(tǒng)工質(zhì)在回路熱管中進行了研究，但與泵驅(qū)動回路熱管系統(tǒng)替代工質(zhì)相關(guān)的研究仍較少。因此，本文重點研究了泵驅(qū)動兩相冷卻系統(tǒng)在變工況及變工質(zhì)條件下的性能變化。

1 實驗準備

泵驅(qū)動兩相冷卻機組系統(tǒng)如圖1所示，包括冷凝器、儲液罐、工質(zhì)泵和蒸發(fā)器等，各部件之間以銅管相連。

圖1 泵驅(qū)動兩相冷卻機組系統(tǒng)Fig.1 The pump-driven two phase cooling system

當室外溫度低于設定數(shù)值時，系統(tǒng)開始運行，儲液罐內(nèi)的飽和液態(tài)工質(zhì)被工質(zhì)泵吸入，經(jīng)工質(zhì)泵增壓變?yōu)檫^冷狀態(tài)后輸出并送至蒸發(fā)器；由于蒸發(fā)器管路存在一定阻力，故工質(zhì)在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱相變的同時，會產(chǎn)生一定的壓降；相變?yōu)閮上嗷驓庀嗟墓べ|(zhì)后流入冷凝器內(nèi)放熱冷凝為液態(tài)，期間工質(zhì)壓力由于冷凝器管路阻力而進一步下降；最終，冷凝為液態(tài)工質(zhì)再度進入儲液器，完成一次循環(huán)。通過上述循環(huán)的持續(xù)運行，室內(nèi)蒸發(fā)器側(cè)的熱量被不斷轉(zhuǎn)移到室外冷凝器側(cè)，從而實現(xiàn)數(shù)據(jù)中心散熱降溫。

2 實驗過程與方法

本文采用空氣焓差法來測量泵驅(qū)動兩相冷卻機組的換熱量，實驗在焓差實驗室內(nèi)進行，蒸發(fā)器布置在焓差實驗室的室內(nèi)測試間，其余部件均布置在室外測試間。室內(nèi)測試間模擬室內(nèi)環(huán)境，溫度恒定為25 ℃；室外測試間模擬室外環(huán)境，溫度范圍為0～15 ℃。

2.1 性能評價參數(shù)

冷卻機組的性能主要由換熱量Q0和能效比EER兩項性能參數(shù)來評價。計算換熱量時需要直接測量蒸發(fā)器進、出風溫度與風量，分別可由溫度傳感器和風速儀測量。測出蒸發(fā)器進、出風溫度后可進一步計算空氣焓值，以此得出換熱量。計算EER還需知道機組的輸入功率，可由焓差室的功率計進行測量并存儲。

換熱量計算：

Q0=mair(he,in-he,out)

(1)

式中:Q0為機組換熱量，kW；mair為流過蒸發(fā)器的空氣質(zhì)量流量，kg/s；he,out為蒸發(fā)器出風側(cè)空氣的焓，kJ/kg；he,in為蒸發(fā)器進風側(cè)空氣的焓，kJ/kg。

機組EER計算：

式中：P為機組的輸入功率，kW。

2.2 性能影響因素

2.2.1換熱器形式

系統(tǒng)的冷凝器采用翅片管換熱器，具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。為比較系統(tǒng)內(nèi)部阻力對系統(tǒng)性能的影響，蒸發(fā)器分別采用結(jié)構(gòu)參數(shù)與冷凝器相同的單蒸發(fā)器以及傳熱面積之和與單蒸發(fā)器相同的并聯(lián)雙蒸發(fā)器，蒸發(fā)器和冷凝器放置在同一水平高度。

2.2.2風機風速

蒸發(fā)器和冷凝器分別帶有兩臺風機。由于機房內(nèi)部要求溫度穩(wěn)定均勻，通常不允許機房空調(diào)室內(nèi)機的風速變化，因此在實驗過程中機組蒸發(fā)器風機始終保持工頻運轉(zhuǎn)，風機總風量保持7 000 m3/h不變。為了研究機組性能受風速變化的影響，冷凝器風機接有變頻器，調(diào)節(jié)風機的運轉(zhuǎn)頻率，總風量范圍為8 700～16 000 m3/h。

2.2.3工質(zhì)種類

作為熱管系統(tǒng)熱量傳輸?shù)妮d體，循環(huán)工質(zhì)物理性質(zhì)的差異對系統(tǒng)性能的影響顯著。對于傳統(tǒng)熱管，在以毛細力為驅(qū)動力的應用形式中，通?？梢圆捎闷焚|(zhì)因數(shù)M(Merit Number)來評價工質(zhì)在一定溫度范圍內(nèi)的性能優(yōu)劣，即品質(zhì)因數(shù)越大，工質(zhì)的傳熱與流動性能越好[18]。

表1 翅片管換熱器幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of the tube-fin heat exchanger

品質(zhì)因數(shù)M主要通過密度、表面張力、汽化潛熱和黏度來綜合反映工質(zhì)的性能：

M=ρlσlhfg/μl

(3)

式中：ρl為液態(tài)工質(zhì)密度，kg/m3；σl為表面張力系數(shù)，N/m；hfg為工質(zhì)汽化潛熱，J/kg；μl為液態(tài)工質(zhì)動力黏度，Pa5s。

圖2 工質(zhì)品質(zhì)因數(shù)Fig.2 Merit Number of selected working fluids

雖然泵驅(qū)動回路熱管與毛細力驅(qū)動的回路熱管在傳熱特性上存在很大差異，但品質(zhì)因數(shù)M仍可作為工質(zhì)選擇的依據(jù)。因此，為了考察R22的替代工質(zhì)，圖2給出了工作溫區(qū)在0～50 ℃的部分常用工質(zhì)的品質(zhì)因數(shù)[19]。由圖2可知，在本實驗涉及的25 ℃以下的溫度范圍內(nèi)，R32和R152a的品質(zhì)因數(shù)高于R22，故選定R32和R152a作為R22的替代工質(zhì)進行實驗。

2.2.4工質(zhì)質(zhì)量流量

當工質(zhì)質(zhì)量流量較小時，蒸發(fā)器內(nèi)會出現(xiàn)液流不足甚至干涸過熱，換熱效果較差；當工質(zhì)質(zhì)量流量較大時，系統(tǒng)內(nèi)部流動阻力大幅上升，蒸發(fā)器內(nèi)部壓差迅速增大，不但造成蒸發(fā)溫度升高，工質(zhì)與空氣的換熱溫差減小，換熱量下降，還使得蒸發(fā)器入口工質(zhì)過冷度增大，顯熱換熱比例上升。因此，工質(zhì)泵頻率較小或較大時系統(tǒng)換熱量均不能達到最佳值。故本實驗以工質(zhì)質(zhì)量流量為變量，討論了機組性能的變化。工質(zhì)泵為額定功率1.5 kW的旋渦泵，并配有一臺變頻器，頻率設定為30～50 Hz。實驗中使用了3種工質(zhì)，在輸送不同工質(zhì)時，工質(zhì)泵的運行性能不同。因此，本文分別測試了R22、R32和R152a的工質(zhì)質(zhì)量流量和泵功率隨泵頻率的變化，如圖3所示。由圖3可知，相同泵頻率下，使用不同工質(zhì)時的泵功率和質(zhì)量流量不同。3種工質(zhì)的泵功率和質(zhì)量流量的大小關(guān)系為：R22>R32>R152a。由此可知工質(zhì)泵的功率和質(zhì)量流量隨工質(zhì)的不同而變化，且由于工質(zhì)換熱汽化，質(zhì)量流量在系統(tǒng)運行過程中必然存在一定的波動性，若以其作為控制變量，控制難度較大。因此當分析工質(zhì)流量變化對系統(tǒng)性能的影響時，以泵頻率作為控制變量進行實驗。

圖3 不同工質(zhì)質(zhì)量流量及泵功率隨泵頻率的變化Fig.3 Variation of mass flow rate and pump power of different refrigerants with pump frequency

3 結(jié)果與討論

3.1 換熱器形式對機組性能的影響

工質(zhì)泵的添加對于回路熱管的主要作用是克服系統(tǒng)內(nèi)部阻力，擴大適用范圍。因此，內(nèi)部阻力的大小決定了工質(zhì)泵的使用效果。本文采用傳熱面積之和與單蒸發(fā)器相同的雙蒸發(fā)器并聯(lián)形式作為單蒸發(fā)器機組的對比實驗，得到其換熱量在不同溫度下隨泵頻率的變化，如圖4所示。在室外溫度分別為0、5、10 、15 ℃時，雙蒸發(fā)器并聯(lián)機組換熱量均隨泵頻率升高而近似線性降低，各溫度下的最大換熱量分別為19.674、15.509、11.075、6.978 kW；單蒸發(fā)器機組換熱量隨泵頻率升高先升后降，最大換熱量均出現(xiàn)在35～40 Hz之間，分別為19.628、15.873、11.055、6.066 kW。由此可知在大部分溫度下，單蒸發(fā)器和雙蒸發(fā)器并聯(lián)的換熱量峰值相差較小，但峰值出現(xiàn)的節(jié)點由工質(zhì)泵頻率35～40 Hz減小到30 Hz。這可能是由于雙蒸發(fā)器并聯(lián)形式流程更短，蒸發(fā)器內(nèi)部阻力更小，使工質(zhì)泵只需較小的功率就能達到相同的供液效果。

機組換熱量結(jié)合功率變化可得出機組EER。圖5所示為單、雙蒸發(fā)器形式下泵驅(qū)動兩相冷卻機組EER隨溫度的變化。在室外溫度0～15 ℃范圍內(nèi)，雙蒸發(fā)器并聯(lián)機組EER的最大值為15.348，大于單蒸發(fā)器機組的最大值13.978，因此內(nèi)部阻力的減小有助于機組EER的提升。同時，單蒸發(fā)器機組在室外溫度0、5、10、15 ℃時的EER峰值分別對應于泵頻率30、35、35、30 Hz，相應溫度下?lián)Q熱量峰值對應的泵頻率為40、35、35、35 Hz，二者存在部分差異；而雙蒸發(fā)器并聯(lián)機組在不同室外溫度下EER與換熱量峰值所對應的泵頻率均為30 Hz。由此可知，無論從EER的大小還是從它與換熱量的匹配情況來看，雙蒸發(fā)器并聯(lián)的效果均優(yōu)于單蒸發(fā)器，因此，下文的實驗全部采用雙蒸發(fā)器并聯(lián)形式。

圖5 單、雙蒸發(fā)器機組EERFig.5 EER of pump-driven loop with one evaporator and two evaporators

3.2 工質(zhì)質(zhì)量流量變化時機組的運轉(zhuǎn)特性

為研究風速和工質(zhì)質(zhì)量流量對機組性能的影響，分別以室外風機風量和工質(zhì)泵轉(zhuǎn)速為控制變量進行對比實驗。

在機組室外風機頻率固定40 Hz不變的情況下，不同工質(zhì)泵轉(zhuǎn)速下的換熱量隨室外溫度的變化如圖6所示。換熱量隨室外溫度的升高呈近似線性下降；工質(zhì)泵轉(zhuǎn)速越低，換熱量越大，最大換熱量為19.257 kW，出現(xiàn)在工質(zhì)泵頻率30 Hz的工況。不同頻率下，換熱量隨著室外溫度的上升而下降，下降速度相差較小，室外溫度由0 ℃升至15 ℃時，泵頻率在30～50 Hz之間的5組換熱量分別下降了64.78%、65.35%、65.76%、66.40%和67.33%，降幅均在2/3左右。

圖6 室外風機頻率40 Hz時機組換熱量隨室外溫度的變化Fig.6 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

圖7所示為機組EER隨室外溫度的變化。機組EER的最大值為17.760，與換熱量最大值工況一致。同時，在室外溫度由0 ℃升至15 ℃時，泵頻率30～50 Hz之間的5組EER分別下降了64.33%、64.85%、64.82%、64.59%和66.06%，與換熱量的降幅相近。

圖7 室外風機頻率40 Hz時機組EER隨室外溫度的變化Fig.7 Variation of EER of pump-driven loop with outdoor temperature with an outdoor fan frequency of 40 Hz

圖8 室外溫度0 ℃時機組換熱量隨風機風量的變化Fig.8 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

圖9 室外溫度0 ℃時1 kW換熱量所需風量隨風機頻率的變化Fig.9 Air volume required by 1 kW cooling capacity with fan frequency under the outdoor temperature of 0 ℃

3.3 風機風速變化時機組的運轉(zhuǎn)特性

本文以室外風速為控制變量，分別測試了5組不同泵頻率下的機組換熱量隨室外風機風量的變化，如圖8所示。由圖8可知，換熱量均隨風量上升而上升，但上升速度逐漸減小，最終在風量16 000 m3/h處達到最大值。由其增速不斷減緩可知，隨著風速的上升，單位風量所能帶走的熱量不斷下降。圖9所示為室外溫度0 ℃時，不同泵頻率下1 kW換熱量所需風量隨風機頻率的變化。隨風機頻率的上升，交換1 kW熱量所需風量線性上升，單位風量的換熱效果不斷下降。

圖10 室外溫度0 ℃時機組EER隨風機風量的變化Fig.10 Variation of EER of pump-driven loop with fan air volume under the outdoor temperature of 0 ℃

換熱效果的下降直觀反映在EER的下降上，但由于風量與風機功率之間并非線性相關(guān)，故EER的變化規(guī)律與單位風量換熱量存在差異。圖10所示為室外溫度0 ℃時，不同泵頻率下機組EER隨風機風量的變化。由圖10可知，EER隨風量的上升而減小，且減小速度逐漸增大。同時，隨泵頻率的降低，EER受風量的影響逐漸增大，原因是隨著泵功率的減小，室外風機功率在機組總功率中所占比例上升。

由此可知，風量過大或過小雖然能在換熱量或EER中的一項上取得良好的效果，但不利于機組總體性能的提升。由于二者的變化曲線均為上凸，因此風量區(qū)間中間值附近的換熱量和EER均相對較高，機組性能較好。在以下替代工質(zhì)的實驗中，本文選擇風量區(qū)間中間值附近的12 450 m3/h作為室外風機風量進行測試。

3.4 變工質(zhì)運轉(zhuǎn)特性

在蒸發(fā)器為雙蒸發(fā)器并聯(lián)形式、室外風機風量保持12 450 m3/h不變時，測試了R32和R152a替代R22用于泵驅(qū)動兩相冷卻系統(tǒng)的換熱特性。

為了直觀的觀察和對比機組采用不同工質(zhì)時的性能變化與相對大小，本文分析了R32和R152a與R22在換熱量和EER的相對差值。此處的相對差值指相應工質(zhì)與R22的換熱量或EER之差與R22相應數(shù)值的比值。

3.4.1R32機組性能的相對變化

圖11和圖12所示分別為R32與R22機組在換熱量和EER上的相對差值。由圖11可知，R32機組的換熱量全部高于R22機組，且隨著泵頻率的增大，優(yōu)勢愈發(fā)明顯。同時，隨著室外溫度的升高，R32與R22機組換熱量的相對差值在室外溫度為0～10 ℃范圍內(nèi)不斷增大，而在10～15 ℃范圍內(nèi)增長趨勢則隨頻率下降而減緩, 在35 Hz和40 Hz時已基本不變甚至略有降低，在30 Hz時甚至出現(xiàn)大幅下降的趨勢，雖然R32在換熱量方面較R22仍具優(yōu)勢，但優(yōu)勢極小，在實際應用中較為不利。

圖11 R32與R22機組換熱量相對差值Fig.11 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R32 and R22

由于機組功率在全實驗溫區(qū)內(nèi)變化較小，故實驗中EER主要受換熱量影響。換熱量相對差值的變化趨勢也直接體現(xiàn)在EER的相對差值上，如圖12所示。

圖12 R32與R22機組EER相對差值Fig.12 Relative differences between EER of pump-driven loop using R32 and R22

為了找出換熱量相對差值隨室外溫度變化的原因，圖13所示為R32在不同室外溫度下?lián)Q熱量隨泵頻率的變化。由圖13可知，在0～10 ℃的室外溫度區(qū)間內(nèi)，機組換熱量隨泵頻率的升高均近似線性下降，而室外溫度為15 ℃時，機組換熱量則隨泵頻率升高先升后降，在泵頻率35 Hz時達到峰值，與使用單蒸發(fā)器的R22機組的變化趨勢相似。

圖13 不同室外溫度下R32機組換熱量隨泵頻率的變化Fig.13 Variation of cooling capacity of pump-driven loop with pump frequency using R32 with different outdoor temperature

通過視液鏡觀察發(fā)現(xiàn)，R32機組在30 Hz時存在脈沖式斷液流的現(xiàn)象，這是R22機組從未出現(xiàn)過的，由此判斷二者換熱量變化趨勢的成因存在差異。為驗證這種差異，圖14給出了二者室內(nèi)送風溫差，即室內(nèi)機進、出風溫差的采樣匯總。由圖14可知，室外溫度為15 ℃時，泵頻率30 Hz下R32機組室內(nèi)送風溫差的波動幅度約為0.7 ℃，而R22機組室內(nèi)送風溫差的波動幅度略高于0.1 ℃，因此R22機組送風溫度的穩(wěn)定性優(yōu)于R32機組，同時，泵頻率為35 Hz時R32機組室內(nèi)送風溫差的波動幅度略高于0.2 ℃，穩(wěn)定性遠高于泵頻率為30 Hz時R32機組。

圖14 R32與R22機組室內(nèi)風機送風溫差Fig.14 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop using R32 and R22

圖15所示為不同室外溫度下R32與R22的質(zhì)量流量隨泵頻率的變化。由圖15可知，兩工質(zhì)質(zhì)量流量均隨泵頻率的上升而升高，但R32在室外溫度為15 ℃、泵頻率由35 Hz降至30 Hz時，質(zhì)量流量的下降速度明顯快于其他工況。原因可能是R32的冷凝壓力在相同冷凝溫度下較R22更高，且隨溫度升高而上升，故溫度越高，機組運行壓力越高。頻率較低時，工質(zhì)泵提供的動力難以克服機組過高的運行壓力，導致供液量下降。此外，泵頻率為30 Hz下R32在室外溫度為0 ℃時的質(zhì)量流量與15 ℃時的質(zhì)量流量相差較小，而只有15 ℃時供液斷流?？赡芘c室外溫度為15 ℃時機組換熱量不足且R32汽化率很低有關(guān)。

圖15 不同室外溫度下R22與R32機組工質(zhì)質(zhì)量流量隨泵頻率的變化Fig.15 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperatures

3.4.2R152a機組性能的相對變化

圖16 R152a與R22機組換熱量相對差值Fig.16 Relative differences between cooling capacities of pump-driven loop using R152a and R22

圖16和圖17所示分別為R152a與R22機組在換熱量和EER上的相對差值。由圖16可知，R152a機組的換熱量始終低于相應工況下R22機組的換熱量，但相差較小，大部分工況下差距均小于8%，最接近時僅差約1.7%。同時，隨著室外溫度的升高，R152a與R22機組換熱量的相對差值在室外溫度0～10 ℃范圍內(nèi)不斷減小，而在10～15 ℃范圍內(nèi)則逐漸增大，且泵頻率越低，相對差值越大。

圖17 R152a與R22機組EER相對差值Fig.17 Relative differences between EER of pump-driven loop using R152a and R22

與R32類似，R152a機組功率隨溫度變化也較小，EER主要受換熱量影響，故EER相對差值的變化趨勢與換熱量相對差值的變化趨勢相似。但在45 Hz和50 Hz工況下，EER相對差值為正值，說明R152a的EER在泵頻率較高的工況下優(yōu)于R22。

觀察到R152a機組與R22機組換熱量相對差值的變化趨勢與R32機組類似，猜測R152a機組也存在供液不足的問題。R152a機組在泵頻率分別為30、35、40 Hz時，室內(nèi)送風溫差的采樣情況如圖18所示。由圖18可知，泵頻率為30 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.6 ℃，略小于R32機組；而35 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.5 ℃，遠高于R32機組；40 Hz下送風溫差的波動幅度約為0.3 ℃，接近穩(wěn)定。

圖18 室外溫度15 ℃時不同頻率下機組室內(nèi)風機送風溫差Fig.18 Temperature differences in indoor air supply of pump-driven loop with different pump frequencies with an outdoor temperature of 15 ℃

由此可知，R152a也存在工質(zhì)泵低頻下供液不足的問題，且泵頻率35 Hz下送風溫差的波動幅度已經(jīng)較大，表現(xiàn)出供液不足的特征。因此R152a機組出現(xiàn)供液不足的頻率高于R32機組，低頻性能比R32機組更差。但其送風溫差在泵頻率30 Hz下的波動幅度略小于R32機組，也不存在脈沖式供液的現(xiàn)象。因此，本文測量了不同溫度下機組運行時R152a的質(zhì)量流量隨泵頻率的變化，如圖19所示，發(fā)現(xiàn)R152a的質(zhì)量流量不但小于同工況下R22和R32的質(zhì)量流量，且室外溫度為15 ℃時，R152a質(zhì)量流量隨泵頻率降低而下降的速度明顯快于其他溫度。這解釋了R152a低頻性能比R32更差的原因。而不出現(xiàn)脈沖式供液斷流的原因可能是R152a的飽和冷凝壓力遠低于R32，故泵頻率較低時，其流量對溫度的敏感性小于R32；此外，R152a機組換熱量僅約為R32機組的70%，而流量約為R32機組的80%，故機組運行過程中工質(zhì)汽化比例較低，不會出現(xiàn)完全汽化的現(xiàn)象，液流不中斷。

圖19 不同室外溫度下R22與R32機組工質(zhì)質(zhì)量流量隨泵頻率的變化Fig.19 Variation of mass flow rates with pump frequency of pump-driven loop using R32 and R22 under different outdoor temperature

通過上述分析可知，R32和R152a機組換熱量出現(xiàn)峰值的原因都是由于工質(zhì)泵低頻下制冷劑流量過小，導致?lián)Q熱效果不足，R32機組甚至出現(xiàn)了供液斷流的現(xiàn)象。而R152a機組在泵頻率35 Hz時已經(jīng)表現(xiàn)出供液不足的特征，但其換熱量仍大于40 Hz下的換熱量，可知換熱量的大小并非由單一因素影響，制冷劑流量過大或過小均會對機組性能造成不利影響。

4 結(jié)論

基于回路熱管自然冷卻原理，設計了一種泵驅(qū)動兩相冷卻系統(tǒng)，圍繞可能對該系統(tǒng)性能造成影響的換熱器內(nèi)部阻力、換熱器迎面風速、工質(zhì)質(zhì)量流量和工質(zhì)種類等因素，進行了實驗研究，得出如下結(jié)論：

1) 以雙蒸發(fā)器并聯(lián)替代單蒸發(fā)器使用可以有效改善機組內(nèi)部阻力較高、換熱量與EER峰值泵頻率不匹配的問題，且雙蒸發(fā)器并聯(lián)形式下的機組EER高于單蒸發(fā)器機組的EER。

2) 在不同工質(zhì)質(zhì)量流量和風速下，泵驅(qū)動兩相冷卻機組的換熱量和EER隨室外溫度由0 ℃升至15 ℃均下降約2/3，換熱量均隨迎面風速的上升而減速升高，EER則隨之加速降低。風速過高或過低都對系統(tǒng)的綜合性能不利。

3) 在以工質(zhì)流量、風機風量、室外溫度為變量的實驗工況下，R32機組的換熱量和EER始終明顯高于R22機組，綜合性能在3種實驗工質(zhì)中最好。R152a機組的換熱量低于R22機組，但EER在泵頻率大于45 Hz時高于R22機組。

4) R32機組和R152a機組在室外溫度較高時均存在工質(zhì)泵低頻性能較差，機組供液不足的問題。R152a機組的低頻性能比R32機組更差。