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作者： 维谛技术有限公司 赵鹏瑞 傅烈虎 孙大康
由于数据中心规划位置多为区域化集中布置，室外机安装大多采用楼层内分布设置和室外集中区域放置，其安装示意图分别如图1和图2所示，其中楼层内分布设置多位于数据中心同层或邻层的狭小空间内（建筑物凹槽、设备夹层、避难层等），集中式设置多位于建筑物屋面，塔楼平台区等。
对于楼层内设置的室外机而言，由于大多数机房存在后期扩容，导致安装空间内室外机密度过大，容易造成气流短路循环，或者下层设备排出的热气流容易被上层设备吸入，使得冷凝器散热困难，导致系统高压宕机，影响安全；
如果楼层内的室外机一侧靠墙，一侧为风口，新风侧由于建筑外装饰（百叶风口等）的遮挡，容易造成冷凝器进风气流不足；
若室外机成排设置时，会导致进风竞争现象，远离风口的末端空间风量更小，散热问题更为严重。
对于室外集中区域设置的室外机，由于建筑平台周围遮挡物的存在，如女儿墙过高，散热空间不足等，会导致夏季运行时，室外机周围局部温度升高，影响冷凝器的换热，严重时也会产生高压停机保护。
一般情况下，设备厂商标配的室外冷凝器设定的室外环境温度为 35℃，在全球变暖的大气候条件下，我国很多区域夏季室外温度可以达到 40℃以上。室外机因环境温度升高，散热能力下降，冷凝温度升高，严重时也会出现高压报警，导致空调系统无法正常工作。有资料研究表明，当室外机的进风温度每升高1℃，空调系统的 COP 下降约 3%，当进风温度超过45℃时将会严重影响空调系统的正常运行。
表1是在不同的冷凝温度下，采用 CoolPack 软件进行的R22冷媒理论制冷循环热力计算结果。 虽然它是某个单一制冷系统（R22）的计算结果，但仍然适用于直膨式制冷循环系统，由此我们可以看出保证系统冷凝温度处在正常工作范围内，对提高系统制冷效率，降低能耗有非常大的作用。
另外同层水平设置的室外机由于该地区夏季主导风向的影响，会造成室外机排风口背压增加，尤其是在高层建筑 中，室外环境风速较大时，室外机排气困难，甚至会出现倒灌现象，导致冷凝器散热效率下降，甚者系统高压宕机。
由于数据机房的特殊性，精密空调需要365d×24h不停运转，制冷系统的长期运行，会使冷凝器盘管内壁自然附着热阻油膜；另外受室外气候环境影响，盘管外部散热翅片大面积积灰，或者长时间受日晒和雨淋，盘管表面的散热翅片会出现不同程度的腐蚀，导致冷凝器的换热效率急剧下降，甚者散热效率会下降 40%，最终导致机房空调的制冷能力下降，外机风扇耗电量增加，频繁出现高压报警故障，给数据中心的正常运营带来安全隐患。
（1）机组冷凝压力升高，压缩机功耗增加，制冷效率降低
机房空调室外机散热不良，制冷系统循环冷媒无法得到有效冷却，导致冷凝温度和冷凝压力升高，系统制冷循环偏离实际设计工况，进而导致制冷效率下降。图3为系统冷凝压力升高时制冷循环压焓对比图。
由图 3 可以看出，冷凝压力由 P1 上升到 P2 时，制冷量由 h1 减少为 h2，压缩机功耗由 h1′增加到h2′，从而导致系统制冷效率降低。
在实际制冷循环中，往往冷凝器的设计选型都是按极限环境工况进行，且冷凝面积大于设计所需，这就人为造就了一定的过冷度。节流前液体的过冷度越大，则节流后的干度就越小，循环的单位制冷量就越大，制冷循环的制冷系数就越大。如图 4 所示，理论循环和过冷制冷循环的比功相同，过冷循环单位制冷量增加，制冷系数增加。
一般情况下，冷却空气在通 过 冷凝器后的温升为5℃~10℃，若冷凝器的进、排风温差达到 8℃~10℃时，就足以使制冷系统保证 3℃~5℃的过冷度。 当室外机散热不足时，冷凝器进风温度偏高，液体过冷度无法保证， 使得系 统制冷系数下降。
（3）压缩机排气温度升高，冷冻油老化，压缩机寿命缩短
由式（1）可看出，室外机散热不良，容易造成冷凝压力升高，压缩机的压比（压缩机吸、排气压力之比）增大，最终使得压缩机偏离等熵压缩的程度增大，导致压缩机排气温度升高。
式中：
T1、T2 为压缩机吸、排气温度，P1、P2 为压缩机吸、排气压力，k 为过程指数。
压缩机排气温度升高，系统循环内的冷冻油温度也随之升高。冷冻油在系统内长时间高温循环会加速其碳化变质，降低润滑性能，部件磨损严重，进而缩短压缩机使用寿命，严重时会烧坏压缩机。同时，碳化变质的润滑油，容易附着在制冷系统各换热设备盘管内壁，导致其传热性能下降，空调的制冷能力下降。
因此，室外机散热不良，不管是对于空调系统组件，还是对机房的安全运行都危害极大，同时在夏季高温工况下，也增加了机房运维工作人员的维护时间和成本，如果运维人员巡检不到位或问题处理不及时，就可能导致系统故障报警，严重时会出现机房服务器高温宕机的事故，因此改善室外机的散热条件，意义重大。
CFD 仿真技术是目前业界用来模拟优化热管理解决方案的最佳手段，针对项目中多台室外机集中布置，室外机排风沿周围遮挡物（墙面、装饰格栅等）形成热量叠加效应，导致设备散热效果不佳的现状，采用 CFD 仿真技术对空调室外机周围热环境进行模拟仿真，依据仿真结果优化设备布置方案。
1）室外机移位：在现场条件许可的情况下，将空间内的部分空调室外机挪至有效接管距离内的其他位置，将大容量机组置于外侧区域，加大室外机排列间隔，使室外机分散安装，确保排风顺畅。
2）优化建筑物风口结构：对于有外立面装饰结构遮挡的室外机，将外立面通风百叶改为格栅风口，格栅风口的通风面积不小于 70%，减少通风阻力；条件允许时，可以直接拆除室外机风口遮挡物，增强空气流通，充分利用自然风对室外机进行换热。
3）安装方式：水平安装受限时，可以在竖向将室外机叠加安装、隔层安装、错层错列安装，减少气流短路现象。
室外机布置方案的优化只是单一的改善通风条件，能够达到的散热效果比较有限，因此需要采用其他技术手段来达到强化散热的目的。目前机房空调改造中比较常用的室外机强化散热方案主要有水喷淋、雾化喷淋以及湿膜换热等技术手段。
1）水喷淋主要应用在夏季高温季节，是目前最常规的做法，成本小，收效快，有一定节能作用。但是其耗水量大，长期使用水喷淋会造成室外机散热翅片腐蚀老化，减少机组寿命，因此该方案主要作为空调外机散热的应急手段，以此保证机组正常运行。
2）雾化喷淋冷却是将软化水加压后，利用雾化喷头使自来水完全雾化，产生 3 μm~10 μm 的细微液滴，对冷凝器周围环境吸热降温，降低室外机进风温度，其过程近似于等焓加湿降温。喷雾系统主要由外部供水系统，喷水冷却系统以及控制系统组成，其中外部供水系统包含水处理系统，供水泵，调节阀以及管路系统组成，系统原理图如图 5 所示。
雾化喷淋系统通过水处理系统减少了自来水中的 Ca2+、Mg2+等元素，减少了冷凝器散热翅片表面水垢的产生；另外雾化水从液态到气态的物理相变所吸收的汽化潜热远远超过水温升吸热量，换热量大大提高，能在短时间内使冷凝器进风口空气局部降温 2℃~5℃。与常规的水喷淋系统相比较，其用水量少，几乎无水流失，目前在中小型机房改造中应用广泛，节能效果显著。
3）湿膜换热是一种非接触式的换热系统，主要由水盘组件、湿膜组件、供水系统、补水系统、控制系统组成，其装置结构原理如图 6 所示。其冷却原理类似于闭式冷却塔，通过循环水泵将水箱里的低温自来水送到湿膜装置顶部的布水管，布水管将水均匀的喷洒在湿膜表面，室外高温空气与湿膜进行充分的热交换，水分子蒸发吸热，有效降低冷凝器入口的进风温度，热交换后高温水经底部出水管回到水箱，形成闭环，无水资源浪费。该装置可以根据改造地区的水质情况在水箱上水口的位置增加软化水系统，减少管路结垢和湿膜堵塞。
实践表明经过湿膜换热系统的预冷后，可使室外机进气温度降低 4℃~10℃，有效降低了精密空调机组的冷凝温度，使得夏季高温环境下的整机能效衰减率大幅减少。 该方案由于水、雾都不与翅片直接接触，解决了水喷淋，雾化喷淋存在的冷凝器翅片氧化腐蚀问题，且同样能达到提高冷凝换热效率的效果。 对于室外机集中安装或散热不良的机组，可规模化应用。
上述解决方案均不改变原冷却系统，无法彻底解决室外机大规模布置形成的局部热岛效应的问题，鉴于这个原因，提出精密空调系统的改造方案。系统改造方案主要有风冷冷凝器水冷改造和室外机风道系统改造。
1）风冷冷凝器水冷改造是在原有风冷空调系统的基础上，串联一套水冷壳管式冷凝器。改造后的空调系统以水冷运行为主，风冷系统作为辅助冷凝器。系统改造原理如图 7 所示，冷媒先进冷凝器再进壳管式换热器能实现从低到高逐级换热，能让二者的换热能力都充分发挥到极致。
空调系统水冷改造不仅解决了原风冷系统的散热不良问题，降低由于散热不良增加的压缩机能耗，同时原风冷系统可利旧处理，作为备份辅助散热装置，提高了新增冷凝系统的安全性，在取得节能效果的同时，机房空调系统的安全性也得到提升。
2）室外机风道系统优化一般做法是安装封闭隔板或导流罩，增加室外机导风管，将狭小空间内的热风进行引流，排至室外；或者对部分室外机采用轴流风机强制对流，以此增加室外机的通风量，减少冷凝器的排风阻力。该方案主要针对同层阳台或者夹层内多台室外机集中放置的情况，需要根据现场情况制订方案，可应用范围较小。
以海南某机房室外机水冷改造为例，进行室外机散热问题解决方案的节能性分析。该机房共安装 6台风冷型机房空调，设备运行已经满 5 年以上，从过去的运行情况看，由于海口夏季气温相对较高，冷凝器通风散热效果不理想，主要表现为压缩机夏季排气压力较高，压缩机能耗大、能效低，且易高压保护影响正常安全运行。设备信息表见表 2。
原风冷系统夏季由于通风散热不良、冷凝器散热翅片腐蚀老化，压缩机排气高压达到约 300PSI （约21 kg/cm2），水冷改造后，压缩机夏季高压压力将降为表压 230PSI（约 16 kg/cm2），查 F-22 压焓图，压缩机夏季功耗将下降 15%~20%，原理如 R22 压焓图（图 8）所示。
假定机组室内蒸发器工况相同，都是 5.5 bar，比较不同冷凝条件下压机功耗：
A 点为压缩机吸气条件：5.5 bar（绝对压力），A点焓值＝410 kJ/kg。
B 点为水冷条件下，压机高压压力 17 bar （绝压），B 点焓值＝445 kJ/kg。
C 点为风冷条件下，压机高压压力 22 bar （绝压），C 点焓值＝440 kJ/kg。
水冷条件下，单位质量 R22 冷媒消耗的压缩功 =hB-hA = 440-410=30 kJ/kg。
风冷条件下，单位质量 R22 冷媒消耗的压缩功=hC-hA = 445-410 = 35kJ/kg。
水冷压缩机功耗与原风冷压缩机功耗对比：(30/35)×100%＝85%。
水冷改造后，压缩机夏季功耗可变为原来的85%，比原风冷省电 15%。
空调压缩机风冷工况下夏季功率约 9 kW，改水冷后可节省约 1.35 kW，夏季时长按 90 天计算，水冷改造后一台压缩机年省电 1.35×24×90＝2916 kW·h，如果压缩机在夏季同时运行系数取 80%，6 台空调 12台压缩机年省电合计为 2916×12×80%＝27993 kW·h。
原机组一台室内机配二个独立风冷冷凝器，6台空调12个风冷冷凝器；改造后水冷系统全部运行的功耗为一台主循环泵和一台冷却塔的功耗，能耗信息如表3所示。
由表3可以看出，水冷系统功耗比风冷节省 5.5kW，则改造后年省电合计 5.5×24×360＝47520 kW·h。
综上计算分析可知，该项目室外机水冷系统改造后，6 台空调年省电约 47520+27993＝75453 kW·h，如果考虑改造后运维成本的缩减，其经济效益明显，因此该室外机散热问题解决方案对机房节能和机房设备安全两方面均有很大贡献。
综上所述，当前大多数风冷型机房空调存在室外机散热不良问题，不仅影响整个数据中心的安全运行，还造成了一定的能源浪费，因此针对该问题提出以下解决方案：
1）室外机布置方案进行优化：通过 CFD 仿真模拟室外机热环境，针对性的进行方案优化，如设备安装形式、室外机移位、建筑物风口结构优化等，该方案只是单一的改善通风条件，能够达到的散热效果比较有限，需要根据现场条件进行适应性改造。
2）强化室外机散热条件：通过水喷淋、雾化喷淋、湿膜换热等技术手段，降低室外机进气温度和机组的冷凝温度，提高机组运行效率。该方案中水喷淋耗水量大，会对冷凝器翅片造成腐蚀，一般作为应急手段，雾化喷淋和湿膜换热技术降温效果良好，改造成本低，可局部规模化应用。
3）系统改造：通过风冷冷凝器水冷改造和室外机风道系统改造来实现。其中风冷冷凝器水冷改造不仅使冷凝条件得到改善，而且使机房空调系统的安全性也大幅提升，节能效果明显，可有效解决室外机大规模布置形成的局部热岛效应，应用范围广泛；室外机风道系统改造需要根据现场情况制订方案，仅适用于部分特定场所。
最后，经过对水冷系统改造的节能效益分析可以看出改善室外机的散热情况对数据中心节能效果显著；因此，针对数据中心精密空调室外机散热问题，应根据项目特点，综合比较各种方案的可行性、改造成本，进行合理化的适应性改造
