水冷冷水机组换热器水侧污垢及污垢系数的选取

在换热设备的换热表面,往往会逐渐积聚一层固态或软泥状物质,即所谓污垢,它将增加附加的污垢热阻和流动阻力,使所需的换热面积增大、消耗的动力增多、维护清洗费用增加。由于换热器量大面广,换热器污垢对一次性投资、金属材料的消耗和能源消耗的影响重大,在强调节能减排的今天,如何设法降低污垢的影响,显得尤为重要。

1　污垢的形成机制及危害

水冷冷水机组在运行过程中,在换热设备的水侧,特别是在开放式循环冷却水系统的冷凝器中,由于微溶或难溶于水中的矿物质,如碳酸钙、硫酸钙、硅酸钙、氧化铁、磷酸盐等的结晶析出,附着在传热管内表面形成水垢;混在水中的灰尘、泥沙、藻类、微生物菌落甚至树叶、杂草等,沉积在传热管内表面形成污泥。水侧污垢主要是水垢和污泥2大类。污垢使传热表面的传热热阻增加,直接影响换热效果,使冷凝温度升高或使蒸发温度降低,导致冷水机组能耗增加、制冷量减少;垢层的增厚使传热管内通流截面积减小,水流速度增大、管壁粗糙度增加,导致水侧流动阻力增大,这又使水泵消耗的功率增大。污垢的积聚还会引起换热面的局部腐蚀乃至穿孔,严重威胁机组的安全运行和使用寿命。

污垢的形成和特性与水温、水流速度以及水质特性有关。通常水温会影响污垢形成的聚合速度、化学反应速度和晶化速度等,水温的增高一般都会导致污垢增长率的增加。换热表面温度的升高会导致污垢沉积物强度的增加。水流速度的增大可以使所有各类污垢的增长率减小。水质特性(一般包括pH值,钙、镁、硫、碳酸亚盐离子、碱度等各种盐成分和浓度等)决定水垢组成,因而也对水垢强度有着直接影响。此外,水中不溶解气体也会影响传热管金属表面的腐蚀,水中的微生物和养分含量对生物污垢的影响也不容轻视,水中固态物质的浓度和粒径对污垢特性也有影响。但是,遗憾的是,直到现在还没有找到一个参数能够用来确切表征水质特性,也没有找到对各类污垢都适用的预示有关因素影响的关系式。这些问题

的解决,尚有赖于对换热设备的污垢形成机制的进一步研究。

2　考虑附加污垢时换热器的设计

在水冷冷水机组换热器设计中,由于污垢的存在使传热热阻增加,从而使传热管的总传热系数减小,压缩机的能耗增加。这样就必须通过增加传热面积来弥补总传热系数的减小,以保证足够的换热量。众所周知,有污垢存在时,换热器的总传热系数Uf与洁净换热面的总传热系数Uc 及污垢系数(污垢热阻) Rf之间有如下关系：1/Uf =1/Uc+Rf (1)

式(1)经变换后,可得考虑污垢热阻后换热器的传热面积Af比洁净传热面积Ac 要增加Af-Ac=AcUcRf (2)

以某采用高效传热管的R134a冷凝器为例,其

传热管洁净时的总传热系数Uc= 8500W/(m2K),在其他条件不变的情况下,由式(2),当管内水侧污垢系数Rf= 0.044m2K/kW时,要保证相同的换热量和冷凝温度不变,与清洁管相比,传热面积要增加37.4%;当管内水侧污垢系数Rf= 0.086m2K/kW时,传热面积要增加73.1%。由此可见,污垢对传热面积的影响之大,且洁净换热器的总传热系数Uc 愈大(如高效传热管) ,污垢的影响愈明显。这大大增加了设备的一次性投资和占地面积。

面对用户对民用和工艺流程用冷水机组提出的污垢系数范围很广(从0.044～0.516 m2K/kW)的实际情况,冷水机组生产厂家通常有2种设计方案：

1) 当污垢系数不是很高时,可以采取保持冷凝温度不变,按式(2)用纯增加传热面积的方法来补偿污垢造成的传热性能的下降。如前述案例,污垢系数为0.086 m2K/ kW时,须比清洁管增加73.1%的传热面积。传热面积增加后,在冷却水量不变的条件下,有可能冷凝管内水流速度太低导致管内传热系数下降,这时可适当增加冷却水的流程数,使冷却水管内流速≥(1.5～2) m /s。

2) 当污垢系数较高时,如果仍然保持冷凝温度不变,纯粹靠增加传热面积来补偿,则有可能成本增加太多、体积太大、管内水速太低或流程数太多。如某制冷量为1000 Rt(3516kW )的R134a离心式冷水机组,在冷却水进/出水温度为32 ℃/37℃的工况下,管清洁时的冷凝温度为37.8℃,主电机输入功率为622 kW。当用户指定冷却水侧的污垢系数为0.176 m2K/kW,冷却水进口温度仍为32 ℃,制冷量仍要求1000 Rt时,如果仅靠增大传热面积,则要增加1.5倍,即新换热器的传热面积为洁净换热器的2.5 倍,这样的机组成本、质量、尺寸,用户显然不能接受;并且在冷却水流量不变的前提下,增加这么多传热面积,将使冷凝管内的水流速变得很低,传热系数明显下降,这在技术上也是不可行的。折衷的方案是,在增加制造成本和增加运行费用之间进行优化:一方面适当增加传热面积,另一方面是在压缩机性能许可的前提下,允许适当提高冷凝温度来增大对数传热温差,以弥补污垢导致的传热系数的下降,保证总的换热量(冷凝器的热负荷) ,最终以增加压缩机的耗功作为补偿。本例中,认为蒸发温度不变,先使冷凝换热面积增加40%,假设在此面积下的冷却水出水温度为40.2℃,冷凝温度为41℃,再计算压缩机的输入功率,修正第一次假设的冷凝温度,反复迭代几次,最终得到当污垢系数为0.176m2K/kW时,清洁冷凝器的传热面积增加40%,压缩机耗功增大13.5% ,达706kW,可以满足在此污垢下制冷量仍为1000 Rt的使用要求。有时侯,上述迭代完成后,如果新的冷凝压力超过了压缩机的能力,则还要适当提高压缩机的转速,或者再适当增加第一次增加的冷凝换热面积以降低冷凝压力(温度),但总的传热面积的增加以调整冷却水流程数后使冷凝管内的水流速度不小于1.5m/s为限。对蒸发器水侧污垢也可以同样处理,只不过增加蒸发换热面积后应使蒸发温度降低,也使压缩机耗功增大。如果冷凝器、蒸发器水侧同时存在较大污垢,则应分别处理,并综合考虑二者对机组性能和配置的影响。

3　污垢系数必须根据具体条件合理选取

上面的案例充分说明正确选取污垢系数对换热设备成本、能耗和运行费用的重大影响。遗憾的是,尽管有关污垢的科学研究一直在进行,但至今还没有被普遍接受的、可准确用于换热器设计的污垢系数值。在换热器的设计中,污垢系数的选取往往靠的是经验技巧而不是科学。比较合理的应该是根据运行条件相同或相近的某一特定系统的运行经验来估算,或者从运行条件相同的实际设备上获取的实测数据来预估,或者根据在试验室用原型或模型设备做试验得到的试验数据,或者采用权威机构推荐的数据。

但是,当前不少设计院在替用户选取污垢系数时存在着很大的随意性,往往不考虑该设备用在什么地方、当地的水质特性和运行条件如何,统统简单化地选用相同值,并且为保险计往往选得偏高。如出自国内某甲设计院选的工业冷冻设备

的污垢系数均要求为0.344 m2K/kW,出自某乙设计院选的工业冷冻设备的污垢系数均要求为0.516 m2K/kW。这样选的设备也许运行不会出问题,但肯定会增加设备制造成本,加大投资。相反,以国标GB/T18430.1-2007（新版2014）《蒸气压缩循环冷水(热泵)机组第一部分:工业或商业用及类似用途的冷水(热泵)机组》为代表,不充分考虑我国的具体环境和水质条件,对水处理的复杂性缺乏足够的认识,武断地认定前人选取的污垢系数“虚高”，盲目照搬国外标准,选取过小的污垢系数进行换热器设计。在此,笔者有以下几点与之进行探讨：

1) AHRI标准是针对北美的气候和水质条件提出来的,它规定的水温值、污垢值并不是在全世界范围内都适用的。事实上,AHRI标准的污垢系数也是逐渐降低的: ARI550-1983的冷冻水、冷却水侧的污垢系数都是0.086m2K/kW,直到ARI550-1990才都降为0.044 m2K/kW,到ARI550/590-1998才降为现在的冷冻水侧0.018 m2K/kW和冷却水侧0.044 m2K/kW。那么ARI标准中的水侧污垢系数为什么能够逐渐降低呢? 正如ARI指导书E21988中指出的,“ASHRAE的研究表明:水中的化学成分在限定范围内且无生物、有机物和固态悬浮物,并对冷却塔进行良好维护保养的情况下,机组短期内的水侧污垢系数不超过0.0001hft28 /Btu (0.018m2K/kW)。”即AHR I标准水侧污垢系数的降低是基于进行初次和定期的水处理并每年进行清洗保养,故其值的确定是有条件的。诚如GB/T18430.1修订稿在征求意见时有的专家指出的，我国大气污染比发达国家严重,特别是由于地理、气候、沙尘、植被及污染治理等原因,大气中尘土(颗粒物)浓度比发达国家的要高,而我国冷水机组的冷却塔均为开启式,冷却水直接与大气接触(不像国外用封闭式冷却塔) ,所以冷却水实际在清洗大气而较脏,特别是尘土含量高,这是一般水处理设备不能处理的,因为都是微尘,在冷凝器中易附着,更不用说微生物了。另外,我国的实际运行管理水平不高,对两器的清理维护也无章可循,一般用户也无人指导和(缺乏)合适的清扫工具(特别是中小用户)。由此可见,在我国环境条件和管理水平与美国相差如此悬殊的情况下,照搬美国标准选取过小的污垢系数,严重脱离中国实际,也就失去了该标准对行业的实际指导意义。所造成的直接后果就是,如果按这么小的污垢系数设计的换热器,在中国的使用条件下,污垢热阻很快达到额定设计值,不能满足起码的制冷周期的需要,要么频繁停机清洗传热管,增加运行成本,甚至减少产量;要么使能耗增大、制冷量减少。

2) GB/T 18430.1—2001没有规定对清洁传热管实际测试机组性能时要对污垢系数的影响进行温度修正,这只是原标准的不足,不能成为就此认为原标准规定的污垢系数值本身是“虚高”的理由,二者之间没有必然的逻辑关系。

3) 文献中表6以一测试实例企图使人相信,若按AR I取污垢系数就比按原国标取污垢系数得到的机组的COP 要高,这是对读者的误导。

该实例其实是将一台按ARI污垢系数设计的新机组,采用ARI550/590-2003 附录C6.3 的方法,通过升高冷却水进口温度或降低冷冻水出口温度,分别模拟ARI现场污垢系数和原国标现场污垢系数的试验结果。很显然,原国标的污垢系数比AR I的高,模拟现场污垢试验的冷却水进口温度就要比ARI的高(约0.7℃)或冷冻水出口温度比ARI的低(约0.55℃),由此得到的同一台机组在不同水温条件下的性能,本身就不具备可比性,按ARI污垢系数的COP比按原国标污垢系数的COP要高,就不足为奇了。这只能说明对污垢热阻为0的新机组在出厂试验时必须通过水温修正来实测它在现场污垢条件下的性能,丝毫不能说明在相同的现场污垢使用条件下,按ARI污垢系数设计的机组就比按原国标污垢系数设计的机组的实际运行COP高。

现场污垢热阻是客观存在的,绝非设计时将污垢系数取小了就能节能。自2008 年2 月GB/T18430.1—2007 实施以来,绝大部分招标项目(包括舒适性空调项目)的水侧污垢仍规定为0.086m2K/kW,工艺冷却项目则规定得更高,极少按GB/T 18430.1-2007 取为0.044，0.018 m2K/kW,其规定形同虚设。特别值得一提的是,经日本标准化委员会2007年审议通过的日本工业标准JISB 8621《离心式冷水机组》,仍然规定冷冻水、冷却水侧的污垢系数为0.086m2K/kW。国家的产品标准是设计方、使用方、制造商必须共同遵守的产品设计、制造、检验、验收的准则,不能仅仅为了降 ** 造成本或其他目的而不顾使用条件降低设计要求。因此,笔者强烈建议全国冷标委在组织认真调查研究的基础上,尽快对GB /T18430.1-2007的水侧污垢系数进行修订。

4　只有在合理选取污垢系数的前提下再采取适当的抑垢、防垢措施,才是真正的节能之道在水质、运行特性一定的情况下,正确选取水侧污垢系数对机组成本和能耗有着决定性的影响。传热面积的确定,既要保证客观现场污垢时的换热需要,又要保证不影响正常生产允许的传热管合理清洗周期。作为必要的补救措施,为了减轻污垢的危害,避免污垢积聚过快,有许多抑制或防止结垢的办法可供选择,例如:

①调节排放水量,控制浓缩倍数,将总固体量(ppm)压缩到适当的值。

②往水中添加聚羧酸类、有机磷酸盐类等阻垢剂(一般与缓蚀剂一起使用) ,防止碳酸钙析出;或在蒸发器、冷凝器的进水管上加装电子除垢器,利用其产生的高频电磁场对水进行物理处理,抑制水中的盐类析出结垢。

③使用氧化性或非氧化性生物杀灭剂杀灭冷却水中的微生物以抑制生物污垢。

④在系统中加酸(但必须以不引起腐蚀为限),降低碱度,使水的pH值维持在6.5～7.5,将硬盐转换成易于溶解的形式。

⑤使用前进行适当的水处理,除去水中的钙、镁、铁等化合物。

⑥在沙尘暴频发的西北、华北地区,对开启式冷却塔必须采取必要的防护措施,同时在冷却水管路上安装除沙机,定时清除进入冷却水中的泥沙。

由于不同地区、不同使用场合的换热器的使用特性各异,上述办法对不同场合的换热器不一定都适合,在确定采用哪一种或哪几种办法之前,必须对换热设备的工艺过程参数、设备材料、运行工况变化范围、污垢性能(包括污垢速率及其与介质流速、温度等主要运行参数的关系、冷却介质特性参数、垢样分析等)进行收集、检测、分析,据以提出抑垢、除垢的技术要求,选择合适、有效、经济的抑、除垢措施,保证换热设备正常、稳定、高效运行,这才是真正的节能之道。