1.2 空调冷却水强化换热及污垢

为了追求更高的换热效率，第二代传热技术“强化传热技术”能够显著改善换热器的传热性能，缩小换热设备的体积与尺寸，是实现节能的重要途径之一。强化传热技术包括表面粗糙化（微肋）、增加翅片、强迫对流、流体中加入添加剂等方式。目前新型换热器如翅片管换热器、壳管式换热器和绕管式换热器等均在工业界得到应用。通过对光滑表面进行压延处理，使其表面出现二维或三维的微肋来改变近壁面流体的流场，从而达到强化传热的目的，此类换热管被称为“强化换热管”或“强化管”。强化换热管因内表面特殊的肋片分布结构，其换热性能相较于普通光管得到了大幅的提升，在换热器领域得到广泛应用。其中一个重要应用领域是制成壳管式冷凝器用于空调冷却塔水系统。工业界的统计数据显示，北美市场制冷量大于100冷吨的水冷制冷机组所采用的冷凝器多为应用了强化管的壳管式换热器。暖通空调设备制造商、末端设备用户以及建筑拥有者对该类制冷设备的投资额比重较大。据不完全统计，2018年全球热交换器市场规模为146.8亿美元，预计到2023年将达到225.9亿美元，而2018—2023年的平均年增长率将为9.0%。另有数据显示，2014年壳管式冷凝器已达到全球换热器市场的最高份额，且在2020年已占据市场主导地位。

1.2.1 冷却水换热器常用换热管

1.强化换热管简介

强化换热管（简称强化管）是一种增强管内强迫对流的湍流强化换热元件，由普通光管通过“压延法”制作而成。图1-1所示为内螺纹强化管的加工过程，在加工过程中铜管内外由三个辊驱动，呈螺旋状前进。在辊和轴的共同挤压作用下，铜管的内外表面上分别形成连续不断的内螺旋肋和外翅片。这种方式制作的强化管具有较大的换热面积和良好的传热性能，体积小，有利于节省新型换热设备的材料。同时由于它具有生产成本低、可靠性好、对比同类产品压降损失低等优点，在工业界得到了广泛的应用，常见的内螺纹强化管如图1-2所示。应用强化管作为换热器制作元件是工程中控制液体和气体温度，或控制制冷剂蒸发和冷凝的一个可靠的解决方案。然而强化换热管弊端在于在层流区和过渡区表面易结垢，导致其换热量降低，用它制造的壳管式换热器对比板式换热器等设备，虽然换热表面污垢沉积趋势基本相似，但渐近污垢热阻高一个量级。因此它常被用于工作流体尽可能干净的系统中，如空调系统和制冷系统。

强化管相比普通光管有着更大的外表面积，可直接作为满液式换热器的冷凝管，或作为中央空调和其他工业换热器的蒸发管使用。西安交通大学冀文涛教授及其所在团队发现这种类型的换热管在较低热流密度工况时，冷凝换热比沸腾换热表现出了更加优越的性能。强化管外部降膜流的柱状流型如图1-3所示，由于对表面结构的处理，强化管外壁的翅片为制冷剂的冷凝提供了良好的排水条件，有利于壳侧液相工质（如制冷剂）从管外壁面均匀排出，从而形成均匀的柱状或片状降膜流，特别适合应用在管壳与内管的表面传热系数相差较大的工况中。

如图1-4所示，按照外表面翅片高度可将强化管分为高翅管、中高翅管、低翅管和表面强化管。其中高翅管和中高翅管的外表面积比低翅管及表面强化管大得多，适用于设计特别紧凑的换热器，主要应用在对流传热系数较低或工质流体黏度较高的情况，例如与机械和工业相关的油气冷却器等。这部分换热器所应用的循环系统多属于闭式系统，工作流体中几乎不含成垢杂质，污垢的影响很小。而对于水等雷诺数较高的流体流动换热工况，低翅管和表面强化管在制冷与空调工程领域中得到了广泛的应用。

冀文涛教授团队通过实验研究了常用制冷剂R134a和新型制冷剂R1234ze（E）、R1233zd（E）在两种低翅管外表面的冷凝特性。两个换热管的翅片密度和翅片高度均相同，而翅片厚度不同。制冷剂的饱和温度设置为36℃，热流密度的测试范围为20～90kW/m2。实验结果显示，R134a的传热性能最好，在两个换热管的外表面冷凝传热系数均高于其他两种制冷剂。其他学者也分别对R134a、R245fa、R1233zd（E）、R1234yf、R1234ze（E）、R290和R1234ze（Z）在沸腾和冷凝时的传热性能进行了相似的对比研究，得出了相同结论。即在给定的饱和温度和热流密度下，与其他制冷剂相比，R134a在光管和强化管的外表面传热系数最大。

根据强化传热理论，需要提高换热量小的一侧的传热系数。若在强化管内部增加一种特殊的螺纹，用于产生涡流或二次流，以增加湍流强度，且仍能提供一个相对较大的内部区域，以减缓流动阻力的升高。即不仅在换热管外表面制造直肋提高制冷剂的冷凝效果，且在内表面增加螺旋肋，提高内部流体的对流换热效果，这种处理方式对于管侧传热系数较低或两侧传热系数均较低的工况非常理想。Chen和Wu研究了制冷剂在光管和内螺纹强化管冷凝时的传热系数。研究结果表明，在相同的测试条件下，内螺纹强化管外表面的冷凝传热系数比普通光管高出近10.8倍，并且总传热系数高出约8.4倍，其研究结果为研究换热管在冷凝过程的传热机理提供了更深入的见解。整体而言，这种外有翅片、内有螺纹构造的强化管已在制冷和空调行业作为壳管式换热器的冷凝管或蒸发管被广泛使用。

2.强化换热管主要结构参数

内螺纹强化管主要参数有内径（Di）、外径（Do）、肋间距（p）、肋高（e）、螺旋角（α）、螺纹数（Ns）等，如图1-5所示。管外径Do指肋尖到肋尖的距离，内径Di是肋底到肋底的距离。肋间距p为两肋之间的距离，肋高e为肋边缘两点的距离。肋螺旋角α为内螺旋线的切线与通过切点的圆柱面直母线之间所夹的锐角。螺纹数Ns为管横截面上的螺纹个数。通过Di、Do、p、e、α和Ns等以上参数，可以确定唯一的内螺纹强化管。

典型的内螺纹强化管各参数的取值范围为0.01≤e/Di≤0.4、1≤Ns≤82、1.5≤p/e≤46.7和0°≤α≤90°。值得注意的是，上述参数的改变对湍流工况下的传热系数有显著影响，并且随着e/Di、Ns或α的增加，努塞特数和摩擦系数均会增加，且其影响呈现非线性关系。李蔚教授研究发现上述参数也会影响污垢的生长量，同样呈现非线性关系。因此这些参数的选择是影响传热系数、压降以及换热管结垢可能性的关键因素。

3.内螺纹强化管的传热机理

20世纪70年代世界性能源危机爆发，其后的20余年里，强化传热技术迅猛发展，各种新的强化传热方法层出不穷。那时几乎每种强化传热技术都有与之对应的强化传热理论。例如，扰流和旋流元件被认为是改变了流体的流动特征从而加强了传热介质之间的掺混程度或者在湍流对流换热中破坏了热边界层；翅片被认为是在低传热系数一侧的流体中扩展了传热表面积。由于影响换热的因素纷繁复杂，强化换热技术和评价准则多种多样，常见的强化单相对流换热的机理有3种，即：①减薄热边界层；②增加流体中的扰动；③增加壁面附近的速度梯度。这些说法都只可以解释某些强化换热的技术，并不能作为通用理论解释所有的强化换热技术。强化换热技术的研究与发展在20世纪90年代末遇到瓶颈，缺乏创新，基本上是对原有技术的改进。1998年清华大学过增元院士基于能量方程，从流场和温度场相互配合的角度着手，重新审视对流换热的物理机制，在统一认识各种强化传热技术的基础上提出了强化传热的场协同理论，即要强化对流换热，应加大对流方程中的“等效热源项”，提高无量纲温度、速度分布的均匀性，降低温度梯度与速度矢量间的夹角。关于强化换热的场协同理论此处不再详细介绍，读者可查阅相关书籍。

针对内螺纹强化换热管的传热问题，部分学者的研究结论有利于人们对强化换热管表面污垢形成过程的认识，因此这里进行简单介绍。根据冀文涛教授和Liu等人所述，内螺纹强化管依靠增加湍流和对流混合实现强化传热过程。靠近管壁流体的流动状态在强化传热过程中起着重要作用：流体在螺旋形流道内流动时，产生了离心力，在离心力的作用下，部分流体沿管径流向外侧，再沿管壁流向内侧。主体流动的路径为沿着管的轴向流动，两种流动增强扰动，使换热增强，内螺纹强化管中的流体就是在这两种运动下不断地向前流动。管壁的螺旋槽形成了凸起的表面，当流体直接流过螺旋肋时，产生的压力梯度加快了肋片顶端之前的流体流速。相比于光管，其流场与流线更加复杂，增加了管壁附近的切向速度，从而增强对流换热的湍流效应，这两方面均会对传热系数造成影响。同时在肋片后，速度边界层可能从肋片表面分离，从而导致分离流动。强化管周围的旋流如图1-6所示，肋片后侧靠近管壁处产生涡流，涡流效应会破坏管壁的热边界层的形成。沟槽内存在回流（反向流动）和薄边界层，产生较高的温度梯度，增大了管内流体的对流传热系数。此外，螺纹管与流体的接触换热面积比光管更大，这也有利于管壁与流体之间的热量交换。

4.内螺纹强化管的压降问题

流体扰动虽然促进了对流换热，但也增加了压力损失。以光管为基准，大部分强化换热管压降的增加百分率要比换热量的增加百分率高。造成螺纹管压降增大的原因较多：因面积缩小而产生的流阻、湍流增强、螺旋内肋的作用产生的旋转流等。压降的增加需要用更大的动力去推动流体流动。强化传热不仅要使其换热增强，而且要使阻力增加较小，其综合性能越高越好。强化传热的场协同理论虽然在思路上解释了强化传热的物理本质，但是并不能为增强传热的同时带来阻力增大这一一贯问题提供很好的理论指导。长期以来，有很多学者对高效低阻强化换热技术进行了研究，探索降低流动阻力的新理论。

过增元院士基于动量方程分析得出流体阻力不仅取决于速度和速度梯度大小，而且取决于两者的场协同性，通过求解场协同方程可找到最优的压降。何雅玲院士在流场和温度场协同的基础上从动能方程出发分析得出，速度场和压力场的协同性是决定强化换热表面压降大小的主要原因。速度矢量与压力梯度间的夹角越大，压力场与流场的协同性越好，流动产生的压降越小，流动损失越小。关于强化换热管表面压降的场协同理论，此处不再详细介绍，读者可查阅相关书籍。

1.2.2 冷却水侧的污垢问题

壳管式换热器在暖通专业中的应用有两种形式：水-水换热、水-制冷剂换热。其中水环路中又可分为开式系统和闭式系统，冷却水塔中的水环路属于开式系统。与闭式系统相比，开式系统的循环水在冷却水塔内与空气进行蒸发散热，影响了水质，增加了换热器内冷却水侧结垢的可能性。在实际运行中换热管表面容易被循环水中的悬浮物和溶解物污染而产生污垢，严重影响换热器的换热性能。美国宾夕法尼亚大学Webb教授多年来的研究结果显示，冷却水塔系统中强化换热管在换热性能增强的同时结垢现象也变得明显，一些强化管的结垢速率比普通光管要高，严重情况下可能失去强化换热管应有的换热效果。

作为换热器设计过程中的重要参数之一，污垢热阻的取值决定了换热器设计尺寸的合理性，设计不当将严重影响系统性能并增加能耗。为满足换热器设计者的需要，在20世纪30年代，Sieder提出了污垢系数，代替清洁系数进行换热器设计。1941年，美国壳管式换热器制造商协会（tubular exchanger manufacturers association，TEMA）发布了污垢热阻系数值，作为标准供设计者参考。20世纪80年代中期，美国传热研究协会（heat transfer research institute，HTRI）联合TEMA修正和补充了之前推荐的污垢热阻系数值。在换热器设计中采用的污垢热阻系数除了参考TEMA标准，也参考了美国空调供热制冷协会（air-conditioning, heating, and refrigeration institute，AHRI）规范（AHRI Standard 450—2007）和该组织制定的设备等级标准（AHRI Standard 550/590）。

在国际上，AHRI Guideline E—1997针对水冷式冷凝器及蒸发器推荐了恒定污垢因子，Heat Exchanger Design Handbook、《TEMA列管式换热器制造商协会标准（第10版）》提供了污垢数据用以评估设备结垢量。在我国，GB/T 151—2014《热交换器》标准列出了常用流体的固定污垢热阻值来指导换热器设计。现有的标准及指导手册均采用“一刀切”的处理方法，规范中的参考值只是根据以往的经验将工作流体分为几大类，把每类流体中普通光管表面形成的污垢热阻系数设定为一个常数，没有考虑换热器的实际运行工况，包括污垢类型、流体流速、水质情况以及换热管表面的物理几何参数的差异。用恒定值来评估不同运行工况、不同表面结构参数的换热表面的污垢热阻，这一换热器设计思路明显是不合理的。浙江大学李蔚教授在攻读博士学位期间，就曾发现实验中污垢热阻系数是目前换热器设计制造者广泛应用的污垢热阻系数的5.21倍。由于在实际工程中进行长期污垢热阻监测非常难，在2018年最新修订的国际通用规范AHRI Standard 550/590（I-P）—2018中，该参考值仍然没有得到调整或补充。现有行业标准内的污垢数据仅适用于过去的个别测试案例，随着设备换热性能的不断提升，目前标准对于换热器的适用性有待考查。

国际传热学专家呼吁，传热学领域还存在两个难题：一是换热器表面的污垢问题；二是换热器的接触热阻问题。业内权威机构美国采暖、制冷与空调工程师协会（ASHRAE）联合全球著名换热管生产商Wieland公司声明：亟须针对近年来广泛应用的强化换热管这类非光滑换热表面污垢的形成规律进行研究，从而全新认识污垢，构建污垢热阻精准预测以及污垢抑制技术的基础理论体系。