換熱器是制冷空調系統中*重要的部件之一，其性能的好壞直接影響整個系統的性能。因此，換熱器的研究一直是制冷空調領域中一個非常活躍的研究方向。目前，國內外研究人員及學者對換熱器性能優化進行了大量研究，這些研究涉及的換熱器按照冷卻介質主要分為風冷式換熱器、水冷式換熱器和蒸發式冷凝器。
風冷式換熱器的主要代表是翅片管式換熱器，翅片管式換熱器由于結構簡單、改造靈活、易于加工、適應能力強等優點，成為應用*多的換熱器之一。翅片管式換熱器的強化傳熱可分為主動強化傳熱技術和被動強化傳熱技術。主動強化傳熱技術包括外加磁場和靜電場等，由于結構復雜、成本高難以推廣應用；被動強化傳熱技術無須施加外力，是當前主要的強化傳熱手段。被動強化傳熱技術主要應用于光滑連續翅片及粗糙或不連續翅片管式換熱器，小管徑翅片管式換熱器、變翅片間距翅片管式換熱器。復合強化傳熱技術包括流體強化傳熱以及微通道強化傳熱、鋁代銅技術等。
水冷式換熱器的主要代表是管殼式換熱器和板式換熱器等，管殼式換熱器因其具有耐高壓、密封性好、不易堵塞等優點被廣泛應用。管殼式換熱器的強化換熱結構和機制研究對實現高效換熱、提高能源利用率、節約投資成本具有重要意義。管殼式換熱器的強化換熱研究主要體現在2個方面：①從結構入手，開發新型的高效傳熱管（如螺旋槽紋管、波紋管、縮放管、繞絲花環管、內插扭帶強化管等），強化管程的換熱；②在管束間的支撐結構采取措施（如螺旋折流板、整圓折流板、螺旋葉片、折流桿等），改變殼程流體的流動狀態，主要是從橫向流變成縱向流和螺旋流，以提高傳熱效率和降低殼程阻力。板式換熱器是一種高效、緊湊的換熱設備，與其他換熱器相比具有傳熱系數高、結構緊湊、易拆洗等優點，但存在流動阻力大、承壓能力低等缺點。板式換熱器近年來的技術發展可歸納為以下幾個方面：①高效的波紋板片；②適用于腐蝕介質的板片、墊片材料及涂（鍍）層；③提高使用壓力和使用溫度；④大型板式換熱器；⑤板式換熱器的傳熱和流動阻力。板式換熱器內的傳熱和流動阻力是換熱器研究的難點之一。
蒸發式冷凝器主要分為板式蒸發式冷凝器和套管式蒸發式冷凝器。蒸發式冷凝器的冷凝溫度由空氣的濕球溫度確定，比風冷式冷凝器冷凝溫度低5~11 ℃，而且具有結構緊湊、體積占比小等優點。在蒸發式冷凝器工作過程中，可能出現環境溫度降低、濕度增大的現象，其冷卻過程為焓值不變的絕熱過程。
從原理上看，高效換熱器對制冷機組的高能效具有重要意義，在制冷需求相同時，意味著制冷機組的尺寸和用材量減少，同時帶來減排和經濟效益。另外，在保證制冷空調用換熱器高效和換熱需求的前提下，應該盡量減少其制冷劑側的內容積，這樣制冷劑充注量就會顯著下降。制冷劑用量減少，一方面可帶來減排效益，另一方面可以提高可燃制冷劑使用的安全性，這對具有可燃性的低GWP制冷劑的推廣應用顯得尤為重要。
R290等可燃制冷劑在房間空調器和熱泵系統中使用過程中的安全性問題主要源自其可能出現的泄漏隱患，一旦出現制冷劑泄漏事故，泄漏到房間內的可燃制冷劑濃度便有可能達到燃爆范圍，引發安全事故。低充注技術能夠滿足環保和安全需求，目前對可燃制冷劑用換熱器的產品整體安全設計研究主要有：通過微通道換熱器和小管徑換熱器應用研究，減少R290制冷劑的充注量，從而滿足安全標準對充注量的要求。
筆者按照制冷空調用換熱器主要型式分別介紹強化換熱技術在換熱器中的應用，以及適應低工質充注量、低GWP工質的緊湊型高效換熱器的研發進展，并對制冷空調用換熱器的未來發展進行展望。
1 風冷式換熱器
風冷式換熱器，其主要熱阻環節在空氣側，新型形狀的翅片和開縫結構作為空氣側主要強化手段，將會持續研發和擴大應用，能夠緩解積塵結垢或易清洗的翅片結構更受青睞。內容積較小的緊湊型高效換熱器，如小管徑換熱器、微通道換熱器和鋁代銅換熱器等，在制冷空調機組中的應用會進一步擴大。
1.1 小管徑翅片管式換熱器
小管徑翅片管式換熱器是換熱器結構緊湊化的一個主要方向，是用較小管徑的銅管替代現有換熱器中直徑較大的銅管，即將換熱管外徑從9.52 mm減小到7 mm和5 mm或以下。采用小管徑后，能夠減少銅的消耗量、提高銅管耐壓強度，還可以減少制冷劑的充注量，將會降低使用低GWP和ODP的易燃工質的爆炸危險性。在相同換熱量下，采用小管徑后換熱器外形尺寸和內容積均會變小。由于空氣側的換熱熱阻較制冷劑側的熱阻要大得多，故研究人員將重點放在翅片側的換熱和壓降方面。
在換熱能力方面，黃浩亮等建議當換熱器管徑減小時，應提高翅片密度以應對換熱面積的減小。吳揚等認為可通過調整制冷劑流路、管間距和翅片間距的方法達到同樣的換熱性能。Wang C. C.等針對不同規格的翅片管式換熱器做了大量的試驗研究，分析了關于1排和2排平片換熱器的管徑對換熱系數的影響。吳極等指出?5 mm換熱器的空氣側表面傳熱系數比?7 mm換熱器提高了17%，隨著干度的增大，5 mm管內傳熱系數增大到?7 mm管的1.43~1.86倍。胡海濤等指出，在相同工況下，5 mm強化管與光管相比，傳熱系數增大60%~130%，壓降增大40%~65%。
在壓降方面，趙可可等針對制冷劑R410A，比較了?7 mm和?5 mm換熱器的流動摩擦阻力變化。趙定乾等將研究推廣到了?3 mm銅管的應用，研究表明：隨著空氣流速的增大，換熱器的壓降隨之增大；片距越小，壓降越大；在同一種翅片間距下，2排管換熱器的單排管壓降相比3排管的要大，雖然整個換熱器的壓降差別不大，但是平均到單排之后壓降就會有一定的差異。
在節約成本方面，D. Nasuta等進行了小管徑翅片管式換熱器與傳統大管徑翅片管式換熱器設計的比較研究，研究結果表明，小管徑翅片管式換熱器可以節約成本，在相同性能下，9.52 mm換熱器的材料成本是?5 mm的2倍。Jin S. J.等對管徑為7 mm的R22翅片管式蒸發器進行了改進，管徑縮小到5 mm，使用制冷劑R290，結果表明，R290蒸發器的傳熱效果優于R22蒸發器，在不增大壓降的前提下，R290小管徑翅片管式蒸發器的換熱量提高了34.62%，制冷劑流量、壓降、銅耗和鋁耗分別降低了28.7%，43.1%，28.6%和30%。王磊針對大型風冷式制冷空調機組的應用，研究了銅管管徑變化時翅片管式換熱器換熱面積、管側容積、換熱量和壓降的變化情況，結果表明，在合理選擇管列間距和管排間距的前提下，7.94 mm和?7 mm換熱器都可以達到?9.52 mm換熱器的換熱量，并實現約10%的成本節約。
翅片管式換熱器將逐步從目前的?9.52 mm和?6.35 mm向?5 mm和?3 mm發展。小管徑翅片管式換熱器具有顯著優勢，但是目前，如何適應制冷和制熱工況還需要進一步研究。
1.2 鋁代銅換熱器
目前，鋁代銅技術的開發與應用主要集中在以下2個方面：
1） 鋁管替代連接銅管。鋁管在空調器上的替代主要是空調器室內機與室外機的制冷劑連接管道，該連接管只需耐壓、防腐，對換熱性能幾乎沒有要求，因此成為制冷空調領域的新選擇。
2） 全鋁換熱器。全鋁換熱器結構如圖1所示，平行流換熱器由集流管、數條平行支路的多孔扁管和鋁翅片焊接而成，具有高效、緊湊、體積小且質量輕的優點。
圖1 全鋁蒸發器與全鋁冷凝器組件制品
N. Charoensuk等研究了不同鋁表面粗糙度的水滴的物理性質，通過接觸角觀察鋁表面上的液滴行為，定義了鋁表面液滴的新方程模型。Wang R.等采用空氣焓值法對新型全鋁換熱器和翅片管式換熱器進行了對比試驗，試驗結果表明，這種全鋁換熱器是翅片管式換熱器的理想替代品。王冠新等從選材、試驗分析、生產工藝分析、成本對比等幾個方面對全鋁翅片管式換熱器的應用進行研究，結果表明，全鋁翅片管式換熱器與銅管換熱器相比，成本約降低 25%～30%。王瑞等對全鋁翅片管式換熱器的翅片結構進行了優化設計，得出翅片*優結構參數厚度、間距和高度分別為0.1 mm，1.5 mm和5.6 mm，與原機相比，采用該新型換熱器后能效比提高5%。榮俊等對采用新型無接觸熱阻全鋁換熱器的空調系統制冷性能進行研究，結果表明，當新型無接觸熱阻全鋁換熱器換熱面積減小37.53%時，制冷量提高3.59%，能效比提高7%。
1.3 微通道換熱器
Kandlikar等將微通道定義為水力直徑為0.01~0.2 mm的通道，水力直徑為0.2~3 mm的通道為細通道，水力直徑大于3 mm的為常規換熱器通道。隨著扁管型材開發、翅片制作工藝、釬焊技術等的發展，微通道換熱器得到了廣泛應用。微通道換熱器結構如圖2所示，相比傳統尺寸換熱器，微通道換熱器作為一種高效、節材、環保、輕量的換熱器，具有換熱效率高、可控性好、噪聲低、運行穩定、承壓能力好、抗腐蝕和節約成本等優點。目前對微通道換熱器的研究主要集中在制冷劑充注量及分配和結霜性能2個方面。
圖2 微通道換熱器結構示意圖
在制冷劑充注量及分配方面，葛方根等對微通道換熱器作為冷凝器展開研究，定量分析了機組的制冷劑充注量及性能。C. D. Bowers等和H. W. Byun等分別研究了制冷劑性質、換熱器的制冷劑進出口位置、制冷劑流量等對單流程微通道換熱器內制冷劑分配均勻性的影響。與單流程微通道換熱器相比，多流程微通道換熱器過熱區擴大，且流程設計更符合氣液兩相工質相態變化規律。
在結構優化方面，魏文建等研究了翅片管式換熱器、常規微通道換熱器和插片式微通道換熱器的換熱特性，指出插片式微通道換熱器的換熱能力*優，在額定制冷/制熱工況下，插片式微通道換熱器比翅片管式換熱器和常規微通道換熱器分別高7.9%和4.2%。張克鵬指出翅片開窗角度為45°且開窗數為14個時，微通道換熱器空氣側換熱量*大，壓降相對較小。
在結霜性能方面，王定標等研究的“一種新型收腰型百葉窗翅片”，可以強化傳熱、增強霜層均勻性。張日葵等研究的“一種后掠型百葉窗翅片”，具有自清潔能力、抑制霜層生長等特點。索曉娜等對微通道換熱器結霜性能進行了研究，結果表明，百葉窗間距越小、翅片的緊湊度越高，翅片前半部分的霜層生長越快，在較早時間內就會發生霜層堵塞現象，百葉窗翅片霜層前后均勻性較差，百葉窗高度越大，通道內部的濕空氣平均溫度越高，翅片發生霜層堵塞的時間較晚，霜層前后區域的均勻性較好。
結合鋁代銅技術與微通道技術的全鋁微通道平行流換熱器，由鋁制的集流管、多孔的微通道扁管和鋁翅片釬焊而成。相比于翅片管式換熱器，其傳熱能力可提高30%，同時具有質量輕、制冷劑充注量小、易于批量生產等優點。
1.4 變翅片間距翅片管式換熱器
換熱器表面結霜使空氣流道變窄，換熱效果變差，風機和壓縮機的功耗增大，能效比降低，嚴重時出現停機現象。
針對除霜問題，目前國內外研究主要集中在翅片結霜特性、翅片間距和開窗角度、空氣入口速度和翅片結構等對換熱性能的影響。傳統換熱器的翅片間距比較固定，在此基礎上設置翅片間距遞減的多段翅片段，在保持所需長度的同時，翅片間距的變化減小了流動阻力。變翅片間距換熱器結構如圖3所示。在結霜情況下，變翅片間距換熱器的阻力比非變間距翅片換熱器小，可有效降低風機的壓頭，減小系統的功耗，且不易造成堵塞，從而提高系統的能效比。方趙嵩等利用風洞試驗裝置試驗研究變間距對稱圓孔翅片管式換熱器在結霜工況下的性能，結果表明，變間距對稱圓孔翅片管式換熱器的換熱量提高7.6%，當量表面傳熱系數提高18.26%，阻力減小48.85%，節省21.43%的翅片金屬材料。
圖3 變翅片間距翅片管式換熱器結構示意圖
2 水冷式換熱器
水冷式換熱器的主要熱阻在制冷劑側，各種肋化結構的高效傳熱管在水冷式換熱器的應用不斷增多，新型肋化結構的高效傳熱管得到持續研發。由于水側結垢、積污會增大熱阻，因此各種抑制結構或者除污垢技術得到研究和應用。換熱器內液態制冷劑的聚集，將影響制冷劑側的相變換熱過程，因此布液均勻或排液順暢的換熱器，將會在中大型制冷機組中得到推廣應用。單位體積內具有較大換熱面積或安裝空間占用較小的換熱器，有利于縮減制冷機組外形尺寸，將在中小型制冷機組中得到應用。目前對水冷式換熱器的研究主要集中在降膜式蒸發器、管殼式換熱器、套管式換熱器、板式換熱器和CO2氣冷器等方面。
2.1 降膜式蒸發器
降膜式蒸發器的制冷劑入口通常設置制冷劑分配器，制冷劑液體通過制冷劑分配器均勻地分配到換熱管表面，在換熱管表面形成一層向下流動的薄膜，與管內冷凍水進行換熱。采用降膜式蒸發器的制冷系統如圖4所示。與滿液式蒸發器相比，采用降膜式蒸發器可減少制冷劑充注量，可以實現制冷劑的減量使用。目前對降膜式蒸發器的研究主要集中在傳熱性能強化和制冷劑均勻分配等方面。
圖4 采用降膜式蒸發器的制冷系統
在傳熱性能強化方面，O. P. Thaval從傳熱性能、有效操作策略、停留時間等方面分析了降膜管狀蒸發器的傳熱系數和操作策略。Hu B.等建立了水蒸氣熱泵系統中水-水降膜式蒸發器的仿真模型，利用有限元方法，得到了沿工作管方向和換熱器方向的溫度分布，還研究了傳熱系數沿管的分布，以找出*佳的液位控制方案。立式管內降膜式蒸發器的設計要特別考慮液體換熱管直徑、長度、*大熱流率、傳熱溫差、潤濕流量、*大氣速的選取，防止干壁、斷膜和液泛的發生。為了保證立式管內降膜式蒸發器的設計質量，實際設計工作中要特別關注分液裝置結構設計、傳熱機制的分析和選用合適的傳熱計算方法。張嘉等建立了豎直平板降膜蒸發的理論模型，空氣流速、水流量和液膜覆蓋率的提高都對傳熱效果有強化的作用，提高液膜覆蓋率能夠有效強化傳熱。
在制冷劑均勻分配方面，盧娟對液體分布裝置進行闡述，針對傳統盤式分布器布液不均、盤面加工變形大、安裝和定位方式等問題進行了結構優化設計。為了分析水平管降膜式蒸發器管間流型的轉換規律，姚寧等設計一種多層布液器，采用可視化方法研究開孔規格、布液高度和管間距對管間流型轉換的影響，試驗結果表明，在一定流量下，流型轉換的臨界雷諾數與布液孔徑、布液孔間距、布液高度、管間距和流動介質有關。肖鑫以某款降膜式蒸發器的制冷劑通道為研究對象，通過CFD模擬分析，指出流速過大可能存在的風險區域，通過增加隔板降低吸氣帶液的風險。
2.2 釬焊板式換熱器
釬焊板式換熱器是一系列具有一定波紋形狀的金屬片疊裝后在真空釬焊爐內焊接而成的一種換熱器，其結構如圖5所示。
圖5 釬焊板式換熱器結構圖
近年來，研究學者大部分利用計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）軟件對板式換熱器的流動性能和換熱性能進行數值模擬。F. Lonis等使用二維矩形代替了復雜的流體域，利用CFD軟件分析了低溫流體預熱。顧屹等在釬焊板式冷凝器性能仿真中采用有限體積法建立了一維穩態分布模型，以每個微元段出口參數作為下一個微元段的入口參數，依次迭代以完成整個流道的計算。潘旭等在釬焊板式換熱器優化設計中建立了包含6個基本單元通道的模型，目的是使流體達到充分發展階段。文鍵等對換熱器的換熱性能進行了數值模擬，將進出口沿長度方向作了拓展處理，出口處的自由空間可以防止熱流體突然堆積，解決了以往模擬結果中出口處溫度異常的問題。V. S. Gullapalli等對比了不同雷諾數下的試驗數據和CFD模擬獲得的熱性能和壓降，結果表明：使用 SST 模型，傳熱性能提高了20%~30%，壓降升高了10%~35%；使用k-ε RNG模型和LLR RS湍流模型時，傳熱性能提高了40%~70%。王重陽等提出在板式換熱器的設計中應努力消除尖銳部分，使流體域盡可能地圓滑，進而達到防止結冰的目的。
當釬焊板式換熱器用作蒸發器時，制冷劑分配不均容易發生結冰現象，如果處理不及時可能造成板片變形和破裂。目前，釬焊板式換熱器在實際應用中大多數采用水側防凍的方法，即保證出口平均溫度高于冰點即可。通過試驗可以預測板式換熱器內是否結冰，但是因為釬焊板式換熱器可視化程度低，無法直接獲取結冰的具體位置和時間。利用CFD模擬分析發現，板片間結冰的位置在焊點附近以及尖銳的部分，為了防止水結冰應保證板片上尖銳部分盡可能的圓滑。試驗中釬焊板式換熱器可視化低的問題還需要進一步研究，從而通過試驗驗證模擬結果的正確性。
2.3 同軸套管式換熱器
同軸套管式換熱器是內管與外管緊密套裝并且同軸的換熱器，其外管一般為光滑管，內管一般為螺紋管或波紋管，套管整體彎制成螺旋狀，即在普通套管式換熱器的基礎上增加了螺紋和螺旋2個特征，增大了換熱面積，加劇了流體的擾動，且多維旋轉擾動的流動方式減小了傳熱邊界層熱阻，有效強化傳熱，提高換熱器傳熱系數，其結構如圖6所示。同軸套管式換熱器不僅換熱效率高，而且耐壓抗振、不易變形、耐臟耐垢、不易泄漏堵塞、布置方便。目前對同軸套管式換熱器的研究主要集中在優化換熱器模型和修正經驗關聯式等方面。
圖6 同軸套管式換熱器結構示意圖
劉燾等提出了一種套管式換熱器近分相流動態分布參數模型的改進算法，該算法將內管流體壓力和質量流量分開求解，先通過質量對壓力進行迭代，以確定合適的壓力迭代初值。該算法增強了算法的穩定性，且計算速度并沒有下降。O. Garcia-Valladares等采用隱式離散的方法建立了套管式換熱器的一維近分相流穩態和動態數值換熱模型，模型中對于相態之間的過渡微元采用了2種方式進行處理，該模型可得到換熱器中內管流體、環管流體、管壁以及外部絕緣層的各物性參數隨時間和空間的變化情況，并對多組試驗數據進行了模擬，模擬結果與試驗數據吻合良好。基于該模型，D. Colorado-Garrido等將其運用到螺旋套管式蒸發器的性能模擬中，并通過對比蒸發器出口溫度對模型進行了驗證，同時通過敏感性分析說明蒸發器內管流體的入口壓力和環管流體的入口溫度是影響蒸發器內管流體出口蒸汽溫度的主要因素。D. Ndiaye等研究了同軸套管式換熱器的換熱性能，并將制冷劑均相流模型進行離散求解，模型中對于該換熱器摩擦因子和換熱系數的估算采用了一種線性疊加的法則，即將水平光滑管、水平波紋管以及螺旋光滑管的摩擦因子（換熱系數）兩兩疊加估算該換熱器的摩擦因子（換熱系數），但是模擬結果顯示制冷劑的壓降有較大的誤差。石景禎等對具有螺紋內管的同軸套管式換熱器進行了CFD模擬，定性分析內部的多維旋轉流動方式對強化傳熱的影響，指出：換熱器作冷凝器時，凝結換熱強化效果明顯；而用作蒸發器且蒸發溫度高于5 ℃時，強化沸騰換熱較為明顯。除此還研究了換熱器的槽深和螺距對換熱系數以及壓降的影響。
S. W. Ahn以水為工質，通過對10種內管為螺紋管套管式換熱器傳熱的試驗研究，擬合了環管內換熱系數的經驗公式，該公式以半徑比為0.5為分界，0.5以下時Nu隨著波距與波深比的增大而增大，0.5以上時相反。P. G. Rousseau等在光滑管摩擦因子和換熱系數關聯式的基礎上，得到了內螺紋管套管式換熱器的關聯式，并用2種結構參數的換熱器分別進行試驗驗證，結果表明，壓降的模擬值與測量值的誤差為7.27%，對數平均溫差的誤差為4.41%。S. Pethkool等研究了套管式換熱器的壓降和換熱特性，分析了不同波深和波距對換熱器壓降和換熱的影響，并根據試驗結果擬合得出了波紋內管摩擦因子和換熱系數的經驗計算式。S. Wongwises等以工質為R134a的螺旋套管式換熱器為研究對象，試驗研究了蒸發和冷凝模式下換熱量、質量流量以及蒸發溫度和冷凝溫度對兩相換熱系數和壓降的影響，并對換熱關聯式進行修正，得到了該螺旋套管式換熱器的換熱系數和摩擦因子的關聯式，且該換熱器與直套管式換熱器相比，平均換熱系數和壓降分別增加了33%~53%和29%~46%。
（更多精彩內容敬請期待下期！）
本文選自《制冷與空調》2023年4月刊88-100頁
作者：馬國遠 高磊 劉帥領 許樹學
未經許可，不得轉載
《制冷與空調》雜志撰稿要求
部分內容來源于網絡，僅用于學習分享，如發現有侵權，請及時聯系刪除，謝謝。
