IDC机房空调气流组织优化方案初探

IDC机房空调气流组织优化方案初探北京工业大学康国青陈超罗海亮任明亮摘要：根据IDC机房的工作特点和现行IDC机房空调系统设计以及运行过程中存在的问题，对北京地区有代表性的IDC机房空调系统运行现状进行了实地调研；针对调研中存在的问题，借鉴美国ASHRAE设计标准（2007），并结合理论计算分析和CFD三维流场模拟计算技术，对IDC机房上送风气流组织方式进行了初步的优化设计方案探讨。分析结果表明，通过冷/热分区、缩减送风距离和送风口间距、加强热区气流流动等措施，可明显改善IDC机房内气流组织分布，提高空调系统的能量利用效率。关键词：IDC机房；气流组织；实测；数值模拟；优化1引言IT行业大中型互联网信息数据中心（IDC）是企业、商户或网站服务器群托管的场所，也是保障各行业大型企业总部与全球各分支机构信息传输与信息存储安全的集成技术平台。随着信息技术的高速发展以及全球化业务的迅速开展，IDC机房的建设与需求越来越多。与此同时，由于电子设备发热量的不断增大，大型IDC机房的耗电量和机房环境温度超标现象频频发生,已经成为制约IT行业发展的全球化问题。IDC机房的安全与能耗问题一直被国外先进国家所重视，如美国、日本等发达国家都投入了大量资金对此问题进行研究。我国在这方面的起步比较晚，但最近相关的研究力度也在不断加大。2问题的提出满布在IDC机房内的各类电信设备通常散热量大且持续稳定，需要提供稳定而适合的温度、湿度环境，才能保证这些设备正常工作。为了给IDC机房提供适合且稳定的温湿度工作环境，所配置的空调系统往往较一般的民用或工业用空调系统具有：系统送风量大、送风焓差小、且需要常年不间断地连续运行的特点。因此，也可以说IDC机房是一个用能密度高、空调耗能大的产业设施。计算机网络技术、电信网络和传输技术的飞速发展，催生了IDC业务的快速成长，我国相应的技术设计规范、标准的制定或修订尚未跟上此类技术快速发展的步伐。大多数的IDC机房空调系统的设计仍在沿用上世纪90年代计算机房的设计标准，设计方法和思路也在参照民用建筑空调系统或一般工艺空调系统的做法。与一般民用建筑或工艺设计空调系统不同的是，IDC空调系统的服务对象是放置在机架上的服务器，这些服务器在IDC机房内的摆放位置相对比较固定、发热源稳定且发热密度大。根据服务器的工作特点以及对周围工作环境的要求，美国ASHRAEHandbook2007HVACApplication[1]对IDC机房室内空调设计标准提出了具体的要求（表1），并明确指出，表中设计参数为服务器等通信设备进风口处的参数，而并非IDC机房的平均参数，更不是空调系统回风口的参数。国内相关设计标准（《电子计算机机房设计规范》（GB50174-93））[2]要求的机房内的温湿度设计标准基本同表1。表1美国ASHRAE设计标准（2007年）类别1级、2级NEBS允许值建议值允许值建议值温度15—32℃（1级）10—35℃（2级）20—25℃a5—40℃18—27℃温度变化率5K/h30K/h90K/h湿度20—80%17℃最大露点（1级）21℃最大露点（2级）40—55%a5—85%28℃最大露点c最高55%但据调查发现目前国内IDC机房设计，多是将表1中的设计参数视为空调系统回风口的参数；而且大多数的服务器使用者以及IDC机房空调系统运行管理人员，也是以空调系统回风口的参数是否满足表1作为判断IDC机房空调环境温度是否正常的标准。显然，这种对设计与运行控制标准理解的误差，不仅不必要地提高了IDC机房的空调标准，更直接地导致了空调设备选型不合理的问题，使空调系统运行能耗增加。a)机柜外形b)某机柜背面壁面温度分布图1某IDC机房某机柜背面壁面温度另外，由于IDC机房设备散热量大，所需要的“供电电源功率密度”高达1.0kW/m2，散湿量小，主要是显热负荷，因此要求空调机组小焓差、大风量送风、且全天候的全年连续运行，同时对机房内空调气流组织要求很高。目前，采用比较多的空调送回风方式有地板下送上回、上送上回以及上送侧回等方式。由于服务器机架/机柜布置方式的特殊性，要求能将低温空气直接送到机架/机柜中，以提高能量利用系数。但据调查，目前较为普遍存在的问题是，IDC机房的空调送、回风方式仍然类似民用建筑和一般工艺的空调送、回风方式，更多的是关注整个房间，而不是重点关注每个机架/机柜中的气流流通情况。因此，一些IDC机房的尽管空调送风量非常大，换气次数甚至高达100次/h，但服务器区的环境温度超标，空调系统能量利用率不高。如图1所示，空调气流组织的不合理导致机柜周围的壁面温度高达50℃，对服务器的安全运行非常不利。3现状调查为了对IDC机房空调系统的设计与运行状况更深入的了解，笔者于2007年9月~11月对北京某企业的冷负荷1400W/m2以下的IDC机房进行了现场实测调研。所调查的机房大多采用了上送侧回的气流组织形式，但大多存在不同程度的气流组织不合理以及耗能严重的问题。以其中的一个典型IDC机房为例，该机房机架布置形式为冷/热不分区；每列机架含16机柜，每个机架最多可放置11个服务器，机架间距为1.2m；空调气流组织形式采用了风管上送风、自由下侧回风的方式；空调机组采用机房专用空调机；配置的空调机组制冷容量为1793W/㎡，房间换气次数为102次/h。机房内各送风口的送风温度与速度、以及机架区域不同高度处速度场与温度场实测结果如图2。a)送风口温度、速度场b)机架区域不同高度速度场c)机架区域不同高度温度场图2送风口以及机架区域温度场、速度场分布图2a)中各测点的数据分别为送风温度（℃）（上行）和送风速度（m/s）（下行）。由图可知，机架附近的送风温度范围在12.6℃~22℃之间，大多为13~17℃；送风速度0.3~4.8m/s，基本趋势是远离空调机组的送风口速度偏小，而靠近空调机组的送风口速度偏大；空调机组回风口处的回风温度为18~23.5℃。由于送风管道系统的最大送风速度高达4.8m/s、而最小的送风速度仅0.3m/s，导致整个机房速度场分布不均匀，进而影响温度场分布，使局部区域温度明显高于平均温度、甚至过热。图2b)为机架附近不同高度处各测点速度实测值，测点高度分别为0.4m、1.1m、1.8m。速度分布在0.2~2.55m/s的范围内，沿机架高度方向速度变化相对比较大，基本规律是机架前面的风速普遍较机架背面的风速小。图2c)为各机架附近不同高度处各测点温度实测值，测点高度分别为0.4m、1.1m、1.8m。由于机架的排列方式属于冷/热不分区的形式，由送风管道送出的较低温的冷却气流与从机架背面排出的热气流相互掺混，使得机架前面即服务器进风口处的空气温度（15~22℃）已比送风管道出风口的温度（13~17℃）提高了许多；而机架背面的温度除个别点外，基本分布在24-31℃的范围内。由于采用了机架冷/热不分区的排列方式，尽管送出了很低的空气温度，但由于送风区与回风区交织在一起，导致冷/热气流掺混和部分“短路”，使得机架前面服务器进风气流温升较大（高达5℃），大量浪费了空调机的制冷能量。另外，机房内回风区域的热堆积现象比较严重，尤其是远离空调机组回风口的机架区域回风不畅，回风阻力平衡不好；空调机组的运行工况严重偏离最佳工作区，运行效率低。鉴于IDC机房空调系统设计与运行过程中存在的一些问题，本研究重点以IDC机房空调气流组织方式为研究对象，根据实测调研的结果，并结合CFD三维流场模拟计算技术，对IDC机房空调上送风气流组织优化设计方案进行探讨。4数学模型和数值方法4.1物理模型选取有典型代表性的IDC机房作为分析对象，计算机房空间尺寸为13.6m×6.9m×4.0m(长×宽×高)，放置三列机架，每列机架由16个机架组成，每个机架可摆放11台服务器，计算机房示意图如图3，计算机房物理模型如图4所示。图3计算机房示意图图4计算机房物理模型为了简化分析，作如下假设：1）不考虑IDC机房内管道、电缆和支架对室内气流组织的影响；2）除服务器外，不考虑人员及其他物体的散热；3）机房外界的大气压按照101325Pa考虑；4)机房内的空气气流按照不可压缩粘性流体考虑；4.2控制方程[3]考虑IDC机房内空气流动基本为湍流流动，采用三维N-S方程作为控制方程，并采用标准k-ε模型建立封闭的控制方程组。连续方程：0)(Udivt(1)动量方程：SgraddivUdivt)()()((2)能量方程：TpSgradTcdivUTdivtT)()()((3)湍动黏度：2tkC(4)K方程：ijjijiijktjjjxuxuxuxkxxkutk(5)ε方程：kcxuxuxukcxxxutijjijitktkkk221)((6)式中，—空气密度(kg/m3)；t—时间(s)；U—速度矢量(m/s)；T—空气温度(K)；—导热系数(W/m•K)；cp—定压比热(kJ/kg•K)；φ—速度变量，代表三个坐标方向上的分速度u、v、w(m/s)；—动力粘度N•s/m2；TS、S—广义源项。4.3边界条件[4]1）围护结构的边界条件：将室内的屋顶和所有墙壁均视为绝热边界。2）送风口的边界条件：送风口设置为速度入口边界，温度18℃，总送风量40000m3/h。3）回风口的边界条件：回风口设置为自由回风边界。采用壁面函数法处理近壁面问题，利用有限体积法离散控制方程，并用SIMPLEST算法进行压力速度耦合计算。4.4算例验证为验证所建立模型及其算法的可行性，选取某IDC机房为比较对象（图5），将该机房内服务器周围各测点温度的实测值与计算值进行比较（图6）。由图6可见，计算值与实测值基本吻合。图5各测点温度实测值图6各测点温度计算值与实测值比较5空调气流组织方案优化计算条件：以图4的物理模型为基础，假定各机架均布满服务器，单台服务器的发热量为220W/台，不考虑新风负荷，考虑1.2的附加系数，计算总冷负荷为140kW，空调系统送回风方式为上送下侧回，给定总风量和送风温度。计算工况：为了重点把握机架排列方式、送风口距机架距离、各送风口间距、回风区气流流动状况等参数对机房内速度场与温度场的影响规律，分别按五种计算工况进行了比较计算（如表2）。表2计算工况计算工况措施机架布置方式冷/热间距（m）送风口高度（m）单排送风口个数回风区设诱导风机工况1基本方案冷/热不分区1.23.14无工况2机架冷/热分区冷/热分区0.9/1.23.16无工况3降低送风口高度冷/热分区0.9/1.22.46无工况4缩减送风口间距冷/热分区0.9/1.22.48无工况５加强热区气流流动冷/热分区0.9/1.22.48有5.1基本方案（工况1）根据调研结果，目前机架的布置方式大多采用了冷/热不分区的方式，故以此工况为基本比较方案。计算条件为：机架间距为1.2m，送风口高度3.1m，单排4个送风口，总送风量40000m3/h，送风温度18℃；计算结果如图7（图中坐标Z表示截面距地高度，Y表示截面沿机房长度方向距无风口侧墙距离）。从图中可知，机架排列由于采用了冷/热不分区的方式，前一列机架服务器的排风与后一列机架服务器的进风共用一个通道，冷热空气掺混比较严重，服务器的进风温度已达24~26℃，较送风口的温度升高了6~8℃，所提供冷量并没有充分用于冷却服务器进口的空气，造成能量利用效率偏低。Z=1m截面图Y=5m截面图图7工况1典型截面的温度场分布5.2机架冷/热分区（工况2）将工况1的机架冷/热不分区的排列方式改为冷/热分区（如图8）。计算条件：冷/热区间距分别为0.9m/1.2m，单排6个送风口，其它条件同工况1；计算结果如图9所示。图8冷/热分区的机架布置方式与工况1比较，服务器的进风温度大约为21~23℃，较工况1降低了3℃。由于采