內螺紋管換熱器憑借其高效的換熱性能已在制冷空調領域得到廣泛應用，例如，各種翅片管換熱器除更新鋁翅片結構強化空氣側換熱外，還采用微肋換熱管來增強管內工質換熱效果，殼管式換熱器中使用的雙側強化管，表面強化結構對換熱性能影響機制的研究對提高換熱性能、開發新型換熱器至關重要。

　　除對強化管的換熱強化機制進行研究外，對換熱管進行綜合性能評價，以根據實際需要選擇*佳適用管型，同樣可間接提升換熱器整體性能。對換熱器進行評價時，往往涉及到很多方面：換熱器的熱工性能(傳熱和阻力)、經濟性、運行安全性等，并且并不存在一個指標可實現所有換熱器評價意義，因此針對不同的目的需選擇不同的評價指標。

　　單一表征換熱性能和工質阻力功耗的指標很多，例如傳熱系數、換熱溫差、努塞爾數、壓降、摩擦因子、泵功等，但對于大多換熱器，換熱效果強化的同時一般伴有工質功耗的增加，因此有些學者提出使用單位壓降下傳熱系數/Δ及單位阻力因子下努塞爾數/對換熱器綜合性能進行評價。隨著研究的深入，有效強化換熱技術并不能實現單位壓降下換熱的明顯提高，而是在相同消耗功率下得到較大改善，因此提出使用/ 作為相同消耗功率下換熱評價指標。

　　基于熱力學第二定律，Bejan提出選用熵產對換熱器換熱過程中熱量傳遞品質、換熱過程的不可逆性進行評價，換熱器的熵產主要包括傳熱溫差和工質流動引起的熵產。賴學江等運用總熵增增率對花板換熱器和折流板換熱器進行綜合性能評價，對溫差傳熱損失、流動阻力損失均進行充分考慮，并發現總熵增率隨殼程流體速度的變化有極值，為下步換熱器的優化提供了方向。吳雙應等基于效率和無因次熵產數在實際應用中的不足，提出了一個新的換熱器熱力學性能評價指標—無因次熵產率，該指標不僅物理意義明確，還具有更廣的適用范圍。王斯民等認為現有的火積理論僅考慮了換熱器換熱量或傳熱溫差的影響，并沒有把壓降和泵功的問題考慮在內，因此提出了一種新的火積評價指標EPEC，用于表征單位壓降和單位泵功下換熱量。

　　本文基于現有實驗臺進行R134a的管內流動冷凝換熱實驗，首先選用傳熱系數/換熱溫差、壓降/摩擦因子對換熱過程中的換熱性能、工質流動功耗進行單一性能評價，而后基于熱力學**定律、熱力學第二定律分別使用單位壓降換熱系數、熵產對換熱器綜合性能進行綜合評價，分析實驗變量對各指標的影響的同時為換熱器的選型提高數據支持及理論基礎。

　　管內流動冷凝換熱測試平臺原理圖見圖1，綜合而言：系統內所有設備均服務于為換熱管提供實驗模擬環境，其中預熱器、過熱器、冷凝器、過冷器、低溫冷源共同維護系統內能量守恒。

　　系統內各元件主要作用如下：

　　制冷劑泵：為系統內工質流動提供循環動力；

　　預熱器：采用電加熱形式對工質進行加熱處理，使工質在換熱管進口處達到設定狀態；

　　低溫冷源：帶走工質冷凝散熱量，提供模擬實驗環境；

　　過熱器：采用電加熱形式對工質進行過熱處理，校核換熱管出口處工質狀態；

　　EXV：對工質進行節流降壓處理，調節換熱管內換熱飽和壓力；

　　冷凝器：對工質進行冷凝處理，間接帶走系統內電加熱的加熱量；

　　儲液器：儲存多余工質，維持系統內壓力；

　　過冷器：對工質進行過冷處理，使工質在質量流量計進出口均保持過冷狀態，確保測量參數的精度；

　　質量流量計：測量工質的循環流量；

　　壓力變送器：測量系統管路內工質壓力；

　　鉑電阻：測量系統管路內工質溫度。

　　實驗測試段本質上為一套管式換熱器，制冷劑在管內流動(箭頭A指向)，冷凍水在環形通道內流動(箭頭B指向)，詳見圖2。

　　換熱管選擇兩根7.00 mm外徑內螺紋管為測試管，兩者除肋片螺旋角不同外，其余結構參數均相同：肋高0.2 mm、齒距0.4 mm、槽寬0.2 mm、齒頂角27°、肋片數50。

　　實驗測試段換熱量:

　　=(-)--

　　(1)

　　式中：為工質循環流量，實驗選用型號為DMF-1系列質量流量計測量工質循環流量，其測量范圍為0—100 kg/h，測量精度為，±0.5%。/分別為預熱段進口處、過熱段出口處工質焓值，kJ/kg。由于此時工質分別處在液相/氣相態，因此可通過溫度、壓力測量值對焓值進行計算，實驗選用CYYZ11型壓力變送器測量工質壓力，其量程為0—42×10 Pa，測量精度為0.1級，選用PT100鉑電阻對工質溫度進行測量，其量程為0—100 ℃，測量精度為±0.5 ℃。

　　為預熱段電加熱量，由所加電壓、電流計算得到，即：

　　=·

　　(2)

　　為過熱段電加熱量，同樣由所加電壓、電流計算得到，即：

　　=·

　　(3)

　　實驗選用熱電偶對換熱管壁溫進行測量，為保證壁溫測量精度，在同一測點位置分上下左右4個方位對壁溫進行測量，并選用4個熱電偶的平均值作為壁溫基準值，如圖3所示。換熱管共布有4個位置點、16個熱電偶，即傳熱系數計算值選用16個熱電偶的平均值作為壁溫計算值，因此得換熱溫差為：

　　=(+++……++)/16

　　(4)

　　Δ=-

　　(5)

　　管內傳熱系數：

　　=/Δ

　　(6)

　　式中：為換熱管內表面積，由換熱管肋基直徑直接計算得到，m。

　　實驗選用壓差變送器對實驗測試段壓降進行測量，其量程為0—250 kPa，測量精度為±0.25 kPa。

　　為校核實驗平臺測量精度，首先在換熱管內運行單相冷凝換熱實驗。實驗工況為：制冷劑質量流量65 kg/h，換熱管進出口工質溫度分別為30±0.5 ℃/15±0.5 ℃，并分別保持3±0.5 ℃/18±0.5 ℃的過冷度。

　　首先根據實驗結果驗證壁溫測量精度，假設管內液相工質溫度沿軸向呈線性減小趨勢，結果顯示：4個位置點的壁溫測量值的波動幅度分別為1.2 ℃、1.4 ℃、1.5 ℃、0.85 ℃，單相實驗中換熱溫差約在3.5±0.3 ℃以內，較小的測量偏差可證實各熱電偶的高精度，如圖4所示。

　　此外，為進一步校核壁溫測量值，以對應位置處液相工質溫度及壁溫值，利用公式(6)計算管內換熱系數，并使用Gnielinski關聯式對管內換熱特性進行預測，對換熱系數實驗值與關聯式計算值進行對比，結果顯示：換熱系數實驗值與關聯式計算值之間平均誤差分別為-3.5%、4.2%、8.5%、-6.8%，參考其它學者研究，±10%以內的預測誤差足可證實壁面溫度的測量**性。

　　首先對換熱管換熱效果(以傳熱系數、換熱溫差為指標)和工質流動耗功(以壓降、摩擦因子為指標)受實驗變量(主要包括雷諾數、飽和溫度、肋片結構參數)的影響進行分析，而后使用單位壓降傳熱系數對換熱管綜合性能進行評價，使用系統熵增對換熱過程中能量損耗進行分析。

　　相同實驗工況及換熱要求的前提下，傳熱系數與換熱溫差呈負相關，即換熱管換熱性能越好，換熱溫差越小。因此，在對實驗變量對換熱性能的影響進行分析時，換熱溫差也可間接表征換熱管換熱效果。

　　雷諾數和飽和溫度作用方式相同，均是通過影響工質物性來改變換熱性能。但是，冷卻水雷諾數越大，管內工質與管壁之間溫度梯度越小，即工質液膜溫度越接近飽和溫度。因此，增加冷卻水和升高飽和溫度對換熱管換熱性能的影響效果是相同的。經查：R134a液相導熱系數隨著飽和溫度的升高而降低，液相密度與溫度呈負相關，氣相密度與溫度呈正相關。因此，管內傳熱系數隨飽和溫度的降低、雷諾數的減小而升高，但溫差Δ與飽和溫度呈正相關，與雷諾數e均呈負相關，這是因為雷諾數降低引起的總傳熱系數的削弱效果大于管內傳熱系數增加引起的總傳熱系數的促進效果，即總傳熱系數隨著雷諾數的降低而減小，致使雷諾數越低，換熱溫差越大，如圖5a、5b所示。

　　管內肋片主要通過增強管內工質湍流度強化換熱效果，且肋片螺旋角越大、肋高越高、肋數越多、齒頂角越小等因素均會直接增強肋片對流體的擾動，進而強化換熱效果，由圖5c可得：相同換熱要求下，28°螺旋角換熱管的溫差比18°螺旋角換熱管溫差低約0.36—1.92 ℃，直接證實了28°螺旋角換熱管比18°螺旋角換熱管具有更好的傳熱系數。

　　管內工質流動壓降主要由工質與管壁之間摩擦壓降和工質含氣率變化引起的加速壓降兩部分組成。實驗中換熱管進出口工況保持恒定，加速壓降主要由換熱量的增加(等同于工質質量流量的增加)引起的。

　　參考Hirose M的研究，對于水平換熱管，加速壓降約占工質流動總壓降的15%左右，因此在分析實驗變量對管內總壓降的影響規律時，摩擦因子可直接用于表征管內壓降，即實驗變量對摩擦因子與壓降的影響效果相似。

　　對于強化管，由于肋片的擾動使管內兩相流的流動越發復雜，并沒有精度相對較高的摩擦因子的計算公式，因此本文使用Chio關聯式和換熱管總壓降對摩擦因子進行計算，即：

　　(7)

　　Δ=0.85Δ

　　(8)

　　相同換熱要求下，工質流動壓降隨雷諾數的減小、飽和溫度的降低而升高，隨換熱量的增加而增大，雷諾數、飽和溫度對摩擦因子的影響效果與壓降相同，但摩擦因子隨著換熱量的增加而降低，如圖6a、6b所示。

　　由于換熱量的要求，冷凍水換熱性能變差(雷諾數降低)，勢必需增加換熱溫差來滿足換熱要求，因此雷諾數減小與冷凝溫度降低對管內工質的作用效果是一樣的，兩者同樣通過改變管內工質物性(工質氣液相粘度、密度)來影響工質流動壓降。

　　管內兩相流壓降主要包括：液相流與管內壁之間摩擦壓降、氣相流與管內壁之間摩擦壓降、氣液相界面之間摩擦壓降、兩相流空隙率變化引起的加速壓降。在實驗運行范圍內(管內兩相流為環狀流)，液相流與管內壁之間摩擦壓降在總壓降中占據主體位置，因此液相工質粘度對管內壓降的影響至關重要，經查：R134a液相粘度隨飽和溫度的升高而降低，因此管內壓降隨飽和溫度的降低、雷諾數的減小而增大。換熱量的增加表征管內兩相流質量通量的增大，而壓降與質量流量呈拋物線增長，因此管內壓降同樣與換熱量呈正相關。

　　不同于管內壓降，摩擦因子與換熱量呈負相關，是因為：摩擦因子只能用于表征摩擦壓降的大小，而隨著換熱量的增加(質量流量的升高)，加速壓降在總壓降中的比重逐漸升高。對加速壓降進行計算，計算結果顯示：隨著換熱量的增加，加速壓降在總壓降中的增加比重大于換熱量的增加比重，因此摩擦因子隨著換熱量的增加而降低。

　　肋片主要通過增加換熱管表面粗糙度來制造工質流動的額外阻力，肋片螺旋角越大，則表征單位長度內肋片數量越多，對流體流動造成的額外阻力越大。因此，28°螺旋角換熱管的壓降比18°螺旋角換熱管的壓降高約1.34—5.89 kPa，28°螺旋角換熱管的摩擦因子比18°螺旋角換熱管的摩擦因子高約0.000 262—0.000 714，如圖6c所示。

　　溫差/傳熱系數和摩擦因子/壓降僅能對換熱器換熱特性和工質流動損耗分別進行評價，而不能結合換熱特性和功損兩方面對換熱器性能進行綜合評價。因此，本文使用單位壓降傳熱系數和熵對換熱器性能進行綜合評價。

　　實驗變量對的影響本質是其對傳熱系數和壓降影響的相對大小，當實驗變量對傳熱系數和壓降均為促進效果，且實驗變量對傳熱系數的促進效果大于其對壓降的促進效果時，說明實驗變量與呈正相關，當實驗變量對傳熱系數的促進效果小于其對壓降的促進效果時，說明實驗變量與呈負相關。

　　=/Δ

　　(9)

　　如圖7所示，單位壓降傳熱系數隨雷諾數的減小、冷凝溫度的降低、肋片螺旋角的增加而增大，即說明雷諾數的減小、冷凝溫度的降低、肋片螺旋角的增加對傳熱系數的促進效果大于其對壓降的促進效果，這也間接反映了實驗變量對溫差/換熱系數、摩擦因子/壓降等指標的影響程度大小。

　　熵是與熱力學第二定律緊密相關的狀態參數，主要用于判斷實際過程的方向、過程能否實現、過程是否可逆。根據熱力學第二定律：溫度不同的兩個物體通過換熱壁面進行傳熱，熱量可自動地從高溫物體傳向低溫物體，而熱量由低溫物體傳回高溫物體、系統回復到原狀的過程，則不能自發進行，需依靠外界幫助。因此，系統熵增同樣可表征換熱過程中能量品質的下降。

　　為便于分析換熱器換熱過程中能量品質的衰減，特建立統一的數學模型用于表征換熱過程中溫差傳熱損失，如圖8所示。假定換熱過程中僅有高溫熱源與低溫熱源之間的換熱，系統與外界環境之間絕熱，不考慮工質流動熵增，僅對傳熱溫差引起的換熱熵增進行計算，即：

　　Δ=/-/

　　(10)

　　式中：為系統內高溫低溫溫區之間換熱量，kW；/分別為系統內高溫熱源溫度、低溫熱源溫度，℃。

　　由于工質在換熱管進出口處狀態保持不變，因此在相同換熱量工況下可視為換熱管內工質換熱性能保持不變。不同雷諾數工況下，系統內熵變的不同主要是由冷卻水側換熱性能的不同引起的，冷卻水雷諾數越大，冷卻水側換性能越好，兩種工質之間換熱溫差就越小，即系統內能量品質降低越小，因此系統內熵增隨著雷諾數的降低而增大，如圖9a所示。

　　相同雷諾數工況下冷卻水換熱特性相同，因此，冷凝溫度對系統熵的影響其本質是通過影響管內工質換熱特性實現的。由4.1部分可得：管內傳熱系數隨著冷凝溫度的降低而升高，換熱溫差隨著冷凝溫度的降低而減小。換熱溫差越小，系統熵增越小，即系統熵增隨著冷凝溫度的降低而減小，如圖9b所示。

　　與冷凝溫度的影響機制相近，管內肋片結構同樣是通過影響管內工質換熱特性影響系統熵增的。由4.1部分可得：管內傳熱系數隨著肋片螺旋角的增加而升高，換熱溫差隨著肋片螺旋角的增加而減小。因此，系統熵增隨著肋片螺旋角的增大而減小，如圖9c所示。

　　本質而言，絕熱系統內物體傳熱引起的熵增與高溫熱源與低溫熱源之間換熱溫差密切相關，兩者換熱溫差越大，物體傳熱的不可逆損失越大，系統熵增越大，因此：實驗變量中可導致換熱器換熱性能下降，換熱溫差增加的因素，均會造成系統內更大的換熱不可逆損失。

　　根據管內流動冷凝換熱實驗，主要結論如下：

　　(1)傳熱系數和壓降均隨雷諾數的降低、冷凝溫度的降低、肋片螺旋角的增加而增大；

　　(2)換熱溫差和摩擦因子均隨雷諾數的降低、冷凝溫度的升高、肋片螺旋角的減小而增大；

　　(3)對換熱器進行綜合性能評價時發現：單位壓降傳熱系數隨雷諾數的減小、冷凝溫度的降低、肋片螺旋角的增加而增大，而系統熵增隨雷諾數的升高、冷凝溫度的降低、肋片螺旋角的增加而減小。