1、污垢對蒸發式冷凝器性能的影響分析前言空調系統和工業生產過程產生的大量廢熱需要消除，尋找高效能的熱交換器是當務之急。 ASHRAE210/214標準指出：蒸發式冷凝器是一種效率最高的換熱器。隨著制冷空調行業的蓬勃 發展，蒸發式冷凝器已經得到了廣泛的應用。本文研究了污垢對蒸發式冷凝器換熱性能的影響特性。首先，討論蒸發式冷凝器的污垢問 題，接著利用文獻污垢數學模型分析實際的污垢特性，最后利用實驗數據定量分析了污垢對設 備換熱效率的影響。1.蒸發式冷凝器的污垢問題極度腐蝕、結垢和生物污染都會降低設備的使用壽命。在較為惡劣的環境下，污垢大大降 低了蒸發式冷凝器的換熱效率。由于循環水極易受到污染，美國學者

2、Maclod-Smith早在2002 年就提出，即使至今仍沒有發生一例因蒸發式冷凝器而爆發大規模軍團桿菌病，但是生產商和 使用者還是應該特別注意循環水的品質。與冷卻塔相比，蒸發式冷凝器需要處理的水量小得多， 水處理過程看似簡單，但是實際上由于水的快速循環導致設備極易結垢和加速水箱內刺激性氣 味的有機物增長，因此面臨著更大的挑戰，如果忽視這些，就會造成設備框架以及管束的快速 腐蝕，需要高額的維修成本，甚至需要更換新設備。在某些情況下，換熱管結垢層的厚度比較容易測得，這對于分析盤管的污垢特性有一定的 指導意義。但是，這并不能夠直觀的分析出污垢對設備換熱性能影響的量化關系。一般而言， 設備使用者比較

3、關心三個問題：（1）腐蝕與結垢層厚度的關系；（2）結垢層厚度對設備排熱量 的影響；（3）污垢對設備換熱性能的影響。美國學者Maclod-Smith在2008年研究了蒸發式冷凝 器換熱盤管上CaCO3結垢情況，如圖1所示。他利用實際排熱量與額定排熱量的百分比表征結 垢層厚度對設備換熱性能的影響。從圖中可以看出，垢層厚度S為2.4mm時，蒸發式冷凝器的 排熱量降低了大約55%，而且隨著垢層的增加，排熱量還會繼續降低。換熱管水垢是影響設備 換熱效率和使用壽命的最主要因素之一，即使是換熱管覆蓋一薄層水垢都會大大降低設備換熱 性能，同時導致換熱管腐蝕，縮短設備使用壽命。因此，必須對噴淋水進行軟化處理和確

4、保盤管全部潤濕。換熱管表面水膜的覆蓋率越大， 垢越不容易。目前，洛陽隆華傳熱節能的蒸發式冷凝器的噴嘴使用一種新型的吊籃式噴嘴，其 特點是：噴淋均勻，不易堵塞，確保盤管能形成均勻、完整的水膜。蒸發式冷凝器運行中，都 是在綜合考慮循環水的質量和設備材質的基礎上，采用對結垢和腐蝕具有抑制作用的化學藥物 進行水處理，但是，一般不推薦使用酸性物質來抑制結垢，因為會影響設備的使用壽命。80額定排熱量的百分比200.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4垢層厚度（mm）圖1 CaCO3垢層厚度對設備排熱量的影響2.污垢特性模型美國學者Khan和Zubair

5、依據運行過程中設備重量的增加，于2009年提出了冷卻塔結垢時 的性能系數門的數學關系式；美國學者Bilal和Syedm鑒于冷卻塔與蒸發式冷凝器類似的特性， 利用相似原理，于2011年推出蒸發式冷凝器污垢條件下的換熱性能模型（如公式1所示），表 征污垢性能系數門與結垢層厚度5的關系。 TOC o 1-5 h z 。廣1 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 門=q 1 - expf-C QL2）cl 式中：Q無垢條件下設備的排熱量；Q-運行過程中，設備實際排熱量；cc2-表征蒸發式冷凝器污垢特性的常數；C1-當污垢層厚度達到最大值、，門的增量；可按公式

6、2取值：門=nC（2）C2-當門降低到臨界值ncr的63.2%，5的值；（1）式的線性表述為:.%22012年，美國學者Macleod-Smith利用實驗數據進行回歸分析，確定n=0.76時，擬合系數 達到0.999。圖2是Macleod-Smith利用實驗數據和污垢模型（方程（1）計算數據所做出的性能系納 與垢層厚度5的函數曲線圖。從圖2可以看出，5 =2.4mm時，門世=0.56。因此，利用方程（2） 得出：C=0.732，將C門世代入（3）式，可得：C2=0.6另外，圖2的實驗數據和模型數據的兩條曲線幾乎重合，證明利用污垢特性模型分析蒸發 式冷凝器換熱性能是可靠的。3.蒸發式冷凝器熱傳質

7、數學模型利用蒸發式冷凝器控制體積的微觀模型，其中所做的一切假設和所應用的公式都是建立在 理想模型的基礎上，并且必須考慮水的蒸發影響。3.1質量守恒對于蒸發式冷凝器，A為換熱管的外表面積；ma為空氣的質量流量，mw循環水的質量流量；W為濕空氣的相對濕度；則水質量守恒可表示為：a可m W + m +5 m wdA = m + mW +5W、dAaw5Awa5A J7(4)簡化為:(5)w5A5Ama對于蒸發的循環水的質量，需要考慮蒸發式換熱器的質量傳遞效率hD。水膜溫度下的飽和 空氣的相對濕度記作W 盤 則：mw+，int5 mwdA = mw + hD W. - WM(6)簡化后，可以寫做3.2

8、能量守恒蒸發式冷凝器中水膜一空氣的熱濕交換面上，持續發生著熱質交換。空氣焓值記作h，空氣 的對流傳熱系數記作h，水膜溫度為T.t，空氣干球溫度為Tdb，水膜溫度下的飽和水蒸氣和飽 和液態水的比焓分別記彳作hg，血和hf，血，11其過程可表述為：=m h + h (T - T )dA + h (W- W)a c int dbDs ,int(7)/ 5h ),mh+一 IdAaV5A J _gin嘰 M(8)簡化后寫作： m dh = h (T T )dA + h (W W)(1-h M(9)ac int dbD s ,intg int f int工藝流體的質量流量和焓記作m和h，工藝流體的溫度記

9、作T，U是以管束外表面為基 礎，隨著垢層不斷增加的系統的總傳熱系數，則工藝流體的能量守恒可表示為：+ UT )dA(5h)m h = mh +p-p ppp5A Jp，w，(10)若水的定壓比熱記作c ，工藝流體的定壓比熱記作c ，循環水溫度下蒸發的水的比焓 記作hf，w，如果用焓來表示：Ww5h(5T 5a - cp,JcP，P(10)式和(11)式聯立并簡化，得:也叫5Ap，p V 5A JdT = Uos T T M(11)(12)系統總的能量平衡方程為:)5h 5 mdAh +dAm +wf, ww5Af, wV 5A J_V JJ一一PM, p 血(13)mh + 5hdA+m h

10、+m15hh + pdAaL 5A Jwf , wpp5A對于蒸發式冷凝器，在熱傳遞過程中，管內制冷劑的焓值變化而溫度保持不變，這是需要注意的。簡化得：制冷劑的質量流量記作mr，制冷劑的焓記作hr，制冷劑的溫度記作Tr， M 1 L rJ 1dT =wmcm dh c T d m dhp, w wr rmw則運用(11)(14)(15)水膜熱阻記作R.t，垢層熱阻記作Rf（t）,制冷劑的傳熱系數記作h .： kt，換熱管內徑和外徑分別記作dt is和dt os，循環水的對流傳熱系數記作、： 基礎，U可表示為，1S ，ose換熱管的熱阻記作。以盤管外表面為 wos1U(t)-dtoi dlnih

11、e, w+ Rint（16）3.3系統總方程美國學者Dreyer假設氣廣七，將(9)式轉換為：（17）d h =妃aGh)+1&-h)-(y一舟 1s,intI h c J s,ints,intg,intac是指水-空氣混合物的定壓比熱容;p ,a同濟大學許旺發等人分析了 Le、Le關系式與Le因子之間的區別與聯系，計算得到了蒸發 式冷凝器空氣與水熱濕交換過程的Le因子取值范圍大約在0.51.0時，Le關系式導出的冷卻效 率相對誤差小于2%，如果假設Le因子取1,則（17）進一步簡化為：dh =么 G- h dA（18）s ,intma從（5），（7）可以看出，隨著一部分水膜蒸發，循環水的質量

12、流量是變化的。從（14）可 以看出，盤管內工藝介質的熱量只是部分用于加熱（冷卻）水膜。在此假設下，水膜的溫度和 飽和水蒸氣的溫度相等，即Rint T 0。上述方程描述了蒸發式冷凝器的熱質傳遞過程，可以利 用 EES（Engineerning Equation Solver）來求解上述方程組。假設管內工藝流體所能達到的最低溫度為環境濕球溫度，則蒸發式冷凝器的熱效率可以表 述為熱傳遞過程中，實際傳遞的熱量與理想狀態下管內工藝流體的最大傳遞的熱量的比值，即:(19)e =廣嘰咖h，廣y calexp表1為利用上述數學模型得到的計算值Q 和實際實驗數據Q（制冷劑為氨）之間的誤 差百分比。從表中可以看出

13、，排熱量的誤差不足5.0%.因此，上述所建立的蒸發式冷凝器的數 學模型是成立的。表1排熱量Q計算誤差百分比expcalmakg s-1mw in kg s-1mP kg s-1t,.db inCtwb inCtrCQKWQKWQ t% error1.8792.66715.0025.019.550.0118.2120.72.1370.1160.4580.31517.513.4544.86.987.233.5812.1701.8352.67010.07.45047.2130.6134.32.8332.9232.5006.00025.018.0050.0138.8142.42.5944.分析和討論上

14、述建立的數學模型可用于蒸發式冷凝器的設計計算和運行過程中設備換熱效率評估。評 估設備實際運行過程中結垢后的效率（ ），需要知道以下條件：（1）進口空氣溫度（包括干球溫度t dbn和濕球溫度t wb.n）；（2）制冷劑的溫度tr ； （3）質量流量（包括空氣ma，循環水m,制冷劑m）；（4）排熱量Q ;（5）換熱面積A。對于蒸發式冷凝器，當t=25； t=18C；rdb, inwb, i nt =50C； Le=1.0； A=9.0m2； m =0.13kgs-i； m =1.89kgs-i； m =2.70kgs-i； C0.250.732；C；=0.6.計算結果如表2。WKhan和Zubai

15、r研究表明，與其他因素相比，進口空氣的濕球溫度t心對蒸發式冷凝器的 換熱效率影響最大。利用污垢特性模型（方程（1）,分析污垢條件下，t對設備效率的影響。表2 t心in=18C, q=0.6時，蒸發式冷凝器的 f變化率C1排熱量換熱效率變Q (KW)化efc率無垢有垢無垢有垢(%)0.25110.56192.9800.93960.752819.880.37110.66179.5730.93960.663929.340.49110.66173.1660.93960.573738.940.732110.66149.1780.93960.400657.36圖3表述的是在不同的tm C1取0.25和0.

16、732；其他參數與表2中的一致的條件下，蒸發式 冷凝器的出口空氣的溫度t和性能指標門的關系。從圖中可以看出，t 越低，t 越低。a, outwb，ina, out這是因為t wbn降低，循環水溫度隨著降低，蒸發式冷凝器的傳熱驅動力從而增大的緣故（詳見 公式（7）。在理想條件=0）下，當C1 一定，七疆從22C降到16C時，心從46.99 C降 到46.68C，降低了 0.66%。然而在實際的污垢條件下，當C1=0.25，,只降低0.53%；當 C=0.732，t 七僅降低 0.28%。性能指標圖3 twb，in不同，ta out隨n的變化圖4分別表示了換熱效率施與性能指標門及排熱量Q的關系。C

17、1和t心和圖3相同，其 他入口參數與表2中的保持一致。同時需要注意：計算的排熱量應符合污垢模型（公式（1）， 以保證實際排熱量的變化趨勢符合圖1。污垢導致設備換熱量降低，因此設備性能指標門增加，圖4 (a)的曲線總體呈現降低趨勢。在無垢的理想條件=0)下，當七疆從22C降到16C時，施的增加量并不明顯，因此 具體數值詳見表3。可以得出：與進口空氣的濕球溫度t禎,相比，循環水的溫度作為冷卻介質 所能達到的最低溫度，其更能表征蒸發式冷凝器的效率。從圖3很容易看出，污垢減緩了 t心降低，熱效率增大的趨勢。圖4(b)表示污垢條件下 f與Q的關系。設備換熱量Q 一定時，twbnn越低，率也越低。這是因為

18、：當換熱量Q 一定 性能指標門越高；而從圖4 (a)可以看出門越高降低的最大量可達27.3% ；當C=0.25，t越低，設備的 wb,in心T6C時,f0.0.3(0.2渙 熱 八、 效 率 0.10.2(0.1(C1=0A=9.).,25.73210)5 i0twb ini=22C6wC1=0-2500.000.10.20.30.40.50.6(如圖 4 (b)， 40kw)時，t f 越低。當 C=0.732，t禎廣16C時，施降低的最大量可達13.4%。性能指標換熱效率0.150.10C1=0.2A=9.05).73；2/ /C1=0.27多n 1:n 20.350.300.250.20twb in=222twb in=20(a)狎的變化情況0.0530401twb in=1Cf twb in=1C5060708090排熱HKW)(b) 隨Q的變化情況圖4不同*wbin，8efc的變化情況表3圖4 （a）和（b）無垢時，擊的變化量twb inQ (KW)88(C)efc wbefc1682.3160.09870.336411881.9190.10010.336392079.3330.10110.336382278.5400.10350.33635就蒸發式冷凝器，污垢降低設備的排熱量，系統換熱效率降