污垢对蒸发式冷凝器性能的影响

1、污垢对蒸发式冷凝器性能的影响分析前言空调系统和工业生产过程产生的大量废热需要消除，寻找高效能的热交换器是当务之急。 ASHRAE210/214标准指出：蒸发式冷凝器是一种效率最高的换热器。随着制冷空调行业的蓬勃 发展，蒸发式冷凝器已经得到了广泛的应用。本文研究了污垢对蒸发式冷凝器换热性能的影响特性。首先，讨论蒸发式冷凝器的污垢问 题，接着利用文献污垢数学模型分析实际的污垢特性，最后利用实验数据定量分析了污垢对设 备换热效率的影响。1.蒸发式冷凝器的污垢问题极度腐蚀、结垢和生物污染都会降低设备的使用寿命。在较为恶劣的环境下，污垢大大降 低了蒸发式冷凝器的换热效率。由于循环水极易受到污染，美国学者

2、Maclod-Smith早在2002 年就提出，即使至今仍没有发生一例因蒸发式冷凝器而爆发大规模军团杆菌病，但是生产商和 使用者还是应该特别注意循环水的品质。与冷却塔相比，蒸发式冷凝器需要处理的水量小得多， 水处理过程看似简单，但是实际上由于水的快速循环导致设备极易结垢和加速水箱内刺激性气 味的有机物增长，因此面临着更大的挑战，如果忽视这些，就会造成设备框架以及管束的快速 腐蚀，需要高额的维修成本，甚至需要更换新设备。在某些情况下，换热管结垢层的厚度比较容易测得，这对于分析盘管的污垢特性有一定的 指导意义。但是，这并不能够直观的分析出污垢对设备换热性能影响的量化关系。一般而言， 设备使用者比较

3、关心三个问题：（1）腐蚀与结垢层厚度的关系；（2）结垢层厚度对设备排热量 的影响；（3）污垢对设备换热性能的影响。美国学者Maclod-Smith在2008年研究了蒸发式冷凝 器换热盘管上CaCO3结垢情况，如图1所示。他利用实际排热量与额定排热量的百分比表征结 垢层厚度对设备换热性能的影响。从图中可以看出，垢层厚度S为2.4mm时，蒸发式冷凝器的 排热量降低了大约55%，而且随着垢层的增加，排热量还会继续降低。换热管水垢是影响设备 换热效率和使用寿命的最主要因素之一，即使是换热管覆盖一薄层水垢都会大大降低设备换热 性能，同时导致换热管腐蚀，缩短设备使用寿命。因此，必须对喷淋水进行软化处理和确

4、保盘管全部润湿。换热管表面水膜的覆盖率越大， 垢越不容易。目前，洛阳隆华传热节能的蒸发式冷凝器的喷嘴使用一种新型的吊篮式喷嘴，其 特点是：喷淋均匀，不易堵塞，确保盘管能形成均匀、完整的水膜。蒸发式冷凝器运行中，都 是在综合考虑循环水的质量和设备材质的基础上，采用对结垢和腐蚀具有抑制作用的化学药物 进行水处理，但是，一般不推荐使用酸性物质来抑制结垢，因为会影响设备的使用寿命。80额定排热量的百分比200.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4垢层厚度（mm）图1 CaCO3垢层厚度对设备排热量的影响2.污垢特性模型美国学者Khan和Zubair

5、依据运行过程中设备重量的增加，于2009年提出了冷却塔结垢时 的性能系数门的数学关系式；美国学者Bilal和Syedm鉴于冷却塔与蒸发式冷凝器类似的特性， 利用相似原理，于2011年推出蒸发式冷凝器污垢条件下的换热性能模型（如公式1所示），表 征污垢性能系数门与结垢层厚度5的关系。 TOC o 1-5 h z 。广1 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 门=q 1 - expf-C QL2）cl 式中：Q无垢条件下设备的排热量；Q-运行过程中，设备实际排热量；cc2-表征蒸发式冷凝器污垢特性的常数；C1-当污垢层厚度达到最大值、，门的增量；可按公式

6、2取值：门=nC（2）C2-当门降低到临界值ncr的63.2%，5的值；（1）式的线性表述为:.%22012年，美国学者Macleod-Smith利用实验数据进行回归分析，确定n=0.76时，拟合系数 达到0.999。图2是Macleod-Smith利用实验数据和污垢模型（方程（1）计算数据所做出的性能系纳 与垢层厚度5的函数曲线图。从图2可以看出，5 =2.4mm时，门世=0.56。因此，利用方程（2） 得出：C=0.732，将C门世代入（3）式，可得：C2=0.6另外，图2的实验数据和模型数据的两条曲线几乎重合，证明利用污垢特性模型分析蒸发 式冷凝器换热性能是可靠的。3.蒸发式冷凝器热传质

7、数学模型利用蒸发式冷凝器控制体积的微观模型，其中所做的一切假设和所应用的公式都是建立在 理想模型的基础上，并且必须考虑水的蒸发影响。3.1质量守恒对于蒸发式冷凝器，A为换热管的外表面积；ma为空气的质量流量，mw循环水的质量流量；W为湿空气的相对湿度；则水质量守恒可表示为：a可m W + m +5 m wdA = m + mW +5W、dAaw5Awa5A J7(4)简化为:(5)w5A5Ama对于蒸发的循环水的质量，需要考虑蒸发式换热器的质量传递效率hD。水膜温度下的饱和 空气的相对湿度记作W 盘 则：mw+，int5 mwdA = mw + hD W. - WM(6)简化后，可以写做3.2

8、能量守恒蒸发式冷凝器中水膜一空气的热湿交换面上，持续发生着热质交换。空气焓值记作h，空气 的对流传热系数记作h，水膜温度为T.t，空气干球温度为Tdb，水膜温度下的饱和水蒸气和饱 和液态水的比焓分别记彳作hg，血和hf，血，11其过程可表述为：=m h + h (T - T )dA + h (W- W)a c int dbDs ,int(7)/ 5h ),mh+一 IdAaV5A J _gin叽 M(8)简化后写作： m dh = h (T T )dA + h (W W)(1-h M(9)ac int dbD s ,intg int f int工艺流体的质量流量和焓记作m和h，工艺流体的温度记

9、作T，U是以管束外表面为基 础，随着垢层不断增加的系统的总传热系数，则工艺流体的能量守恒可表示为：+ UT )dA(5h)m h = mh +p-p ppp5A Jp，w，(10)若水的定压比热记作c ，工艺流体的定压比热记作c ，循环水温度下蒸发的水的比焓 记作hf，w，如果用焓来表示：Ww5h(5T 5a - cp,JcP，P(10)式和(11)式联立并简化，得:也叫5Ap，p V 5A JdT = Uos T T M(11)(12)系统总的能量平衡方程为:)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对于蒸发式冷凝器，在热传递过程中，管内制冷剂的焓值变化而温度保持不变，这是需要注意的。简化得：制冷剂的质量流量记作mr，制冷剂的焓记作hr，制冷剂的温度记作Tr， M 1 L rJ 1dT =wmcm dh c T d m dhp, w wr rmw则运用(11)(14)(15)水膜热阻记作R.t，垢层热阻记作Rf（t）,制冷剂的传热系数记作h .： kt，换热管内径和外径分别记作dt is和dt os，循环水的对流传热系数记作、： 基础，U可表示为，1S ，ose换热管的热阻记作。以盘管外表面为 wos1U(t)-dtoi dlnih

11、e, w+ Rint（16）3.3系统总方程美国学者Dreyer假设气广七，将(9)式转换为：（17）d h =妃aGh)+1&-h)-(y一舟 1s,intI h c J s,ints,intg,intac是指水-空气混合物的定压比热容;p ,a同济大学许旺发等人分析了 Le、Le关系式与Le因子之间的区别与联系，计算得到了蒸发 式冷凝器空气与水热湿交换过程的Le因子取值范围大约在0.51.0时，Le关系式导出的冷却效 率相对误差小于2%，如果假设Le因子取1,则（17）进一步简化为：dh =么 G- h dA（18）s ,intma从（5），（7）可以看出，随着一部分水膜蒸发，循环水的质量

12、流量是变化的。从（14）可 以看出，盘管内工艺介质的热量只是部分用于加热（冷却）水膜。在此假设下，水膜的温度和 饱和水蒸气的温度相等，即Rint T 0。上述方程描述了蒸发式冷凝器的热质传递过程，可以利 用 EES（Engineerning Equation Solver）来求解上述方程组。假设管内工艺流体所能达到的最低温度为环境湿球温度，则蒸发式冷凝器的热效率可以表 述为热传递过程中，实际传递的热量与理想状态下管内工艺流体的最大传递的热量的比值，即:(19)e =广叽咖h，广y calexp表1为利用上述数学模型得到的计算值Q 和实际实验数据Q（制冷剂为氨）之间的误 差百分比。从表中可以看出

13、，排热量的误差不足5.0%.因此，上述所建立的蒸发式冷凝器的数 学模型是成立的。表1排热量Q计算误差百分比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.分析和讨论上

14、述建立的数学模型可用于蒸发式冷凝器的设计计算和运行过程中设备换热效率评估。评 估设备实际运行过程中结垢后的效率（ ），需要知道以下条件：（1）进口空气温度（包括干球温度t dbn和湿球温度t wb.n）；（2）制冷剂的温度tr ； （3）质量流量（包括空气ma，循环水m,制冷剂m）；（4）排热量Q ;（5）换热面积A。对于蒸发式冷凝器，当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.计算结果如表2。WKhan和Zubai

15、r研究表明，与其他因素相比，进口空气的湿球温度t心对蒸发式冷凝器的 换热效率影响最大。利用污垢特性模型（方程（1）,分析污垢条件下，t对设备效率的影响。表2 t心in=18C, q=0.6时，蒸发式冷凝器的 f变化率C1排热量换热效率变Q (KW)化efc率无垢有垢无垢有垢(%)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图3表述的是在不同的tm C1取0.25和0.

16、732；其他参数与表2中的一致的条件下，蒸发式 冷凝器的出口空气的温度t和性能指标门的关系。从图中可以看出，t 越低，t 越低。a, outwb，ina, out这是因为t wbn降低，循环水温度随着降低，蒸发式冷凝器的传热驱动力从而增大的缘故（详见 公式（7）。在理想条件=0）下，当C1 一定，七疆从22C降到16C时，心从46.99 C降 到46.68C，降低了 0.66%。然而在实际的污垢条件下，当C1=0.25，,只降低0.53%；当 C=0.732，t 七仅降低 0.28%。性能指标图3 twb，in不同，ta out随n的变化图4分别表示了换热效率施与性能指标门及排热量Q的关系。C

17、1和t心和图3相同，其 他入口参数与表2中的保持一致。同时需要注意：计算的排热量应符合污垢模型（公式（1）， 以保证实际排热量的变化趋势符合图1。污垢导致设备换热量降低，因此设备性能指标门增加，图4 (a)的曲线总体呈现降低趋势。在无垢的理想条件=0)下，当七疆从22C降到16C时，施的增加量并不明显，因此 具体数值详见表3。可以得出：与进口空气的湿球温度t祯,相比，循环水的温度作为冷却介质 所能达到的最低温度，其更能表征蒸发式冷凝器的效率。从图3很容易看出，污垢减缓了 t心降低，热效率增大的趋势。图4(b)表示污垢条件下 f与Q的关系。设备换热量Q 一定时，twbnn越低，率也越低。这是因为

18、：当换热量Q 一定 性能指标门越高；而从图4 (a)可以看出门越高降低的最大量可达27.3% ；当C=0.25，t越低，设备的 wb,in心T6C时,f0.0.3(0.2涣 热 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(如图 4 (b)， 40kw)时，t f 越低。当 C=0.732，t祯广16C时，施降低的最大量可达13.4%。性能指标换热效率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)狎的变化情况0.0530401twb in=1Cf twb in=1C5060708090排热HKW)(b) 随Q的变化情况图4不同*wbin，8efc的变化情况表3图4 （a）和（b）无垢时，击的变化量twb inQ (KW)88(C)efc wbefc1682.3160.09870.336411881.9190.10010.336392079.3330.10110.336382278.5400.10350.33635就蒸发式冷凝器，污垢降低设备的排热量，系统换热效率降