徐慧強，孫秋南，谷海峰，李昊，孫中寧

（1哈爾濱工程大學(xué)核安全與仿真技術(shù)國防重點學(xué)科實驗室，黑龍江 哈爾濱 150001； 2哈爾濱工程大學(xué)動力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001）

引 言

水平管管內(nèi)冷凝器因具有較好的耐壓能力和較好的換熱效果，在高溫高壓蒸汽冷凝系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用。近些年來，隨著核動力系統(tǒng)安全技術(shù)的發(fā)展，水平管管內(nèi)冷凝換熱器也在相關(guān)系統(tǒng)中獲得應(yīng)用，如AC600、SWR1000中的余熱排出系統(tǒng)[1-2]和APR+中的輔助補水系統(tǒng)中均采用了這種高效換熱器。此外，在非能動安全殼冷卻系統(tǒng)(PCCS)的設(shè)計之中也開始使用水平管管內(nèi)冷凝器，如ABER-Ⅱ的PCCS系統(tǒng)通過浸泡在冷卻水池中的水平U形管冷凝器對安全殼內(nèi)含大量不凝性氣體的蒸氣進行降溫減壓，從而確保安全殼在LOCA和MSLB等嚴(yán)重事故條件下的完整性不受破壞[3]。為考察PCCS系統(tǒng)中水平管管內(nèi)冷凝器的熱力特性，對水平管內(nèi)含不凝性氣體的蒸氣流動冷凝換熱特性研究顯得尤為重要。

水平管內(nèi)冷凝換熱過程較為復(fù)雜，影響因素較多[4-6]，不凝性氣體的存在更增加了研究難度。這使得已有的針對含不凝性氣體的蒸氣冷凝換熱特性研究多集中于豎直管[7-14]，而水平管內(nèi)的分析相對較少，并多為國外研究成果[15-20]。然而，目前對水平管內(nèi)含不凝性氣體的局部換熱特性研究并不全面，缺少對壓力和壁面過冷度影響的分析；采用的實驗方法存在一定的不足。此外，不同流型條件下，各項因素對換熱特性的影響存在一定的不同，而現(xiàn)有的成果中并未將其考慮其中。

為更清楚地分析水平管內(nèi)含空氣蒸汽流動冷凝局部換熱特性，本文進行了水平管為蒸汽-空氣混合物時，不同空氣含量、混合氣流速和壓力以及壁面過冷度條件下的實驗研究，結(jié)合流型判斷結(jié)果，分析了上述因素對局部換熱特性的影響，旨在為水平管管內(nèi)冷凝器的設(shè)計提供支持。

1 實驗裝置與實驗方法

1.1 實驗系統(tǒng)

實驗系統(tǒng)（圖1）由蒸汽回路、空氣回路、冷卻水回路和實驗件組成。飽和蒸汽由電加熱鍋爐產(chǎn)生，與空壓機提供的空氣進行充分混合后共同進入實驗段，部分蒸汽被冷凝為水與剩余的混合氣一起進入汽水分離器，分離出的混合氣通過汽水分離器上部閥門排放到大氣；凝液向下流經(jīng)凝液罐排放到地溝。冷卻水在離心泵的驅(qū)動下進入實驗段環(huán)腔，與換熱管內(nèi)蒸汽呈逆向流動，吸收熱量后流回到冷卻水箱。

實驗時，蒸汽與冷卻水流量分別由渦街流量計和渦輪流量計進行測量；空氣流量由質(zhì)量流量計進行測量；混合氣進出口溫度和壓力由布置在實驗段進出口的T型鎧裝熱電偶和壓力傳感器測量；冷卻水進出口溫度由T型鎧裝熱電偶測量。

1.2 實驗段

實驗段由外徑28 mm、壁厚1.5 mm的不銹鋼管插入內(nèi)徑42 mm、壁厚3 mm的套管內(nèi)組成，有效換熱長度為1500 mm。為使內(nèi)、外套管間保持良好的同軸度，在沿套管軸向的3個截面上采用定位螺絲進行同心定位（如圖2所示）。實驗段環(huán)腔內(nèi)， 沿蒸汽流動方向等間距設(shè)置6個測量截面，如圖3所示。每個測量截面處上下對稱地布置4對熱電偶，分別測量環(huán)腔冷卻水溫度和換熱管外壁面溫度，具體位置如圖3所示。

圖2 測量截面溫度測點布置 Fig.2 Distribution of temperature measuring points on test section

圖1 實驗系統(tǒng) Fig.1 Schematic diagram of experimental system

圖3 測量截面布置 Fig.3 Distribution of test sections along condenser tube

1.3 實驗方法及實驗數(shù)據(jù)處理

實驗時通過調(diào)節(jié)入口蒸汽閥門、入口空氣閥門及汽水分離器上的排氣閥，使蒸汽流量、空氣流量、環(huán)腔冷卻水流量以及換熱管入口壓力達到預(yù)設(shè)值，待所測溫度、壓力和流量參數(shù)穩(wěn)定后，通過NI系統(tǒng)采集并記錄數(shù)據(jù)，之后通過調(diào)節(jié)蒸汽、空氣和冷卻水流量以及實驗壓力改變實驗工況，重復(fù)以上步驟進行后續(xù)實驗。

熱平衡關(guān)系

由式（1）可以得到任一截面上換熱管外側(cè)局部熱通量q

式中，Ml為冷卻水質(zhì)量流量，kg·s-1；cp為冷卻水比定壓熱容，kJ·kg-1·K-1；Do為換熱管外徑，m；Tl為環(huán)腔冷卻水溫度，℃；dTl/dL為環(huán)腔冷卻水溫度梯度，通過擬合出各測量截面處上、下環(huán)腔冷卻水平均溫度沿實驗段軸向的分布曲線，再對其進行求導(dǎo)即可獲得。

換熱管內(nèi)壁面溫度Twi可按式（3）計算

式中，Two為換熱管外壁面溫度，℃，由測量截面處的上、下壁面溫度求取均值得到；λ為換熱管熱導(dǎo)率，W·m-1·K-1；Di為換熱管內(nèi)徑，m。

換熱管內(nèi)局部冷凝傳熱系數(shù)hi計算公式為

式中，T為換熱管內(nèi)混合氣溫度，℃。實驗認(rèn)為混合氣中蒸汽始終處于飽和狀態(tài)。因此，T取值為蒸汽分壓下的飽和溫度。

通過對實驗數(shù)據(jù)進行處理分析，得到管內(nèi)局部冷凝傳熱系數(shù)相對不確定度計算公式

將各部分?jǐn)?shù)值代入式（5）中，最終得到冷凝傳熱系數(shù)的計算偏差為±5.1%。

2 實驗結(jié)果分析

2.1 空氣含量對管內(nèi)冷凝傳熱系數(shù)的影響

為更準(zhǔn)確地分析空氣含量對管內(nèi)局部冷凝換熱特性的影響，本文并沒有采取文獻[16,19]中所使用的實驗方法。原因是使用該方法變換工況時，入口混合氣流速會隨空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)的改變而變化，從而無法在排除流速影響的條件下確定空氣對局部冷凝換熱的影響。為避免此問題的出現(xiàn)，本實驗中采取固定入口蒸汽-空氣混合氣體積流量，通過改變混合氣中蒸汽與空氣質(zhì)量配比實現(xiàn)對入口空氣含量的調(diào)節(jié)，進行不同入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)條件下的實驗研究。

圖4為混合氣入口體積流量和入口壓力分別為18.11 m3·h-1和0.15 MPa，環(huán)腔冷卻水流量為0.76 m3·h-1時，不同入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)下，管內(nèi)局部傳熱系數(shù)hi隨局部空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)w的變化結(jié)果。從圖中可以清楚地看出，在任一入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)下，管內(nèi)局部傳熱系數(shù)均隨空氣含量的增加而減小。這是由于在管內(nèi)換熱過程中，隨著蒸汽的不斷凝結(jié)，空氣在局部壓差驅(qū)動下向凝液表面不斷聚集形成氣體邊界層，此時蒸汽需通過對流傳質(zhì)和擴散方式才可以穿過該邊界層進行冷凝換熱，此過程增加了傳熱阻力，最終使得局部傳熱系數(shù)隨空氣含量的增加而減小。

圖4 不同入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)下局部傳熱系數(shù)hi隨空氣 質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.4 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air wfor different inlet air mass concentration

此外，從圖4中還可以看出，沿虛線箭頭方向，即局部空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)w相同情況下，hi并不相同，這說明除空氣含量外還存在其他影響局部冷凝換熱能力的因素。根據(jù)當(dāng)前實驗范圍選擇公認(rèn)預(yù)測精度較高，適用于水平管內(nèi)的Mandhane[21]流型圖對管工況點1～5進行流型判斷（圖5）?？梢园l(fā)現(xiàn)從工況1至5，雖然局部空氣含量相同，但是管內(nèi)兩相流型卻存在一定的差別。整體上來看，管內(nèi)均處于波狀流，然而工況1位于環(huán)狀流與波狀流交界處，此時氣相流速較高，液膜厚度較薄，液膜熱阻較低；氣液界面上的液膜波浪起伏明顯，凝液表面的氣體邊界層受到擾動較強，對應(yīng)熱阻也較小，局部傳熱系數(shù)相對較高。當(dāng)工況點從1向5移動時，管內(nèi)的兩相流型逐漸向分層流轉(zhuǎn)變，在此過程中凝液量的增加使得液膜熱阻增大；氣相流速的降低使得液膜波浪起伏變小，空氣對冷凝的抑制作用逐漸凸顯，局部傳熱系數(shù)逐漸減小。當(dāng)?shù)竭_工況5時管內(nèi)兩相流型已經(jīng)接近波狀流與分層流的交界，相對于工況1～4，此時液膜表面波浪起伏最小，液膜厚度達到最大，局部傳熱系數(shù)相應(yīng)地達到最低。由此可見，流型的變化使得液膜與氣體邊界層的熱阻發(fā)生改變，最終造成了在局部空氣含量相同時，冷凝傳熱系數(shù)存在一定不同。

圖5 不同入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)下管內(nèi)Mandhane 流型判斷結(jié)果 Fig.5 Flow regime prediction with Mandhane map for different inlet air mass concentration

2.2 壁面過冷度對管內(nèi)冷凝傳熱系數(shù)的影響

針對內(nèi)壁面過冷度這一變量，實驗中采取固定入口混合氣流速與空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)，通過改變換熱管外側(cè)冷卻水流量的方法來進行不同內(nèi)壁面過冷度工況下的管內(nèi)冷凝實驗。圖6為入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)10%，混合氣入口壓力和體積流量分別為0.21 MPa 和31.6 m3·h-1時，不同環(huán)腔冷卻水體積流量下，管內(nèi)兩相流型判斷結(jié)果。可以發(fā)現(xiàn)，此時管內(nèi)氣液兩相處于波狀流向分層流過渡區(qū)間。

圖6 不同冷卻水流量下管內(nèi)Mandhane流型判斷結(jié)果 Fig.6 Flow regime prediction with Mandhane map for different coolant water volume flow

圖7與圖8為對應(yīng)工況下，內(nèi)壁面過冷度Δt以及hi隨w的變化結(jié)果。從圖中可以看出，在全工況范圍內(nèi)，當(dāng)環(huán)腔冷卻水流量增加時，相同空氣含量對應(yīng)的內(nèi)壁面過冷度相應(yīng)增大；管內(nèi)局部冷凝傳熱系數(shù)在不同流型條件下，隨w的變化規(guī)律存在差異。當(dāng)管內(nèi)處于波狀流時，Δt的變化不會引起hi的改變；而進入分層流后，hi明顯隨Δt的增加而減小。

圖7 不同冷卻水流量下內(nèi)壁面過冷度Δt隨局部空氣 質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.7 Variation of inner wall sub-cooling Δtwith mass fraction of air wfor different coolant water volume flow

管內(nèi)氣液兩相處于波狀流時，冷凝換熱過程相對較為復(fù)雜，此時局部換熱能力主要受局部空氣含量以及波狀流發(fā)育程度影響（見2.3節(jié)）。結(jié)合圖6可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)冷卻水流量發(fā)生改變時，波狀流下各工況點的流型變化規(guī)律基本一致，這意味著此時hi隨w的變化也大致相同。而當(dāng)管內(nèi)氣液兩相進入分層流后，隨著主流氣體流速減小，換熱管底部液池深度增大，冷凝換熱主要依靠換熱管頂部的膜狀凝結(jié)進行。由Nusselt膜狀凝結(jié)分析解可知，此時Δt為影響局部換熱能力的主要因素，Δt增加意味著液膜熱阻增加，相應(yīng)的局部傳熱系數(shù)隨之減小。

2.3 混合氣流速對管內(nèi)冷凝傳熱系數(shù)的影響

圖9為入口空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)為10.4%，混合氣壓力0.16 MPa，冷卻水流量為0.736 m3·h-1，不同入口混合氣流速uin條件下，使用Mandhane流型圖對實驗工況進行流型判斷結(jié)果。根據(jù)流型變化區(qū)間，選擇流型相近的工況進行對比以分析混合氣流速對局部傳熱系數(shù)的影響。圖10為管內(nèi)分別處于環(huán)-波狀流、波狀流以及波-分層流條件下，hi隨w的變化結(jié)果。通過對比各流型范圍內(nèi)實驗結(jié)果，可以針對 流速對換熱的影響總結(jié)出以下規(guī)律：環(huán)狀流下，hi隨uin的增加而增大；波狀流下，uin的改變不會引起hi明顯的變化；分層流下，hi隨uin的增加逐漸減小。由此可見，流型的不同使得uin對冷凝換熱的影響產(chǎn)生明顯的差異。

圖8 不同冷卻水流量下局部傳熱系數(shù)hi隨空氣 質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.8 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air wfor different coolant water volume flow

圖9 不同入口混合氣流速下管內(nèi)Mandhane流型判斷結(jié)果 Fig.9 Flow regime prediction with Mandhane map for different inlet mixture gases velocity

圖10 不同入口混合氣流速下各流型變化區(qū)間內(nèi)局部傳熱系數(shù)hi隨空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.10 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases velocity

當(dāng)管內(nèi)為環(huán)狀流時，主流氣相流速較高，其對凝液的攜帶效果十分明顯，在空氣含量相同的條件 下，入口混合氣流速越高，壁面處液膜厚度越薄，相應(yīng)的凝液熱阻越小，最終使得hi隨uin增加而增大；隨著蒸汽的不斷凝結(jié)，管內(nèi)兩相流動進入波狀流，這屬于環(huán)狀流與分層流的過渡區(qū)間，管內(nèi)冷凝過程介于流動冷凝末端與膜狀冷凝初始狀態(tài)。主流氣體流速的降低，使得在此區(qū)間內(nèi)流速對換熱的影響較為微弱；與此同時，管內(nèi)冷凝換熱尚未完全轉(zhuǎn)變?yōu)槟钅Y(jié)，因此過冷度對換熱的影響也相對較小，此時決定hi大小主要是局部的空氣含量，因此當(dāng)w相同時，uin的改變對hi無明顯影響。

為進一步研究波狀流下局部冷凝換熱特性，整理所有處于波狀流工況點，將相同w范圍內(nèi)hi隨w的變化結(jié)果進行對比，如圖10(b)中②-1與③、①與②-2所示，對應(yīng)工況的管內(nèi)流型見圖9。結(jié)合兩圖可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)流型越靠近波狀流與環(huán)狀流的邊界，相同w所對應(yīng)的hi越大；越靠近波狀流與分層流的邊界，相同w所對應(yīng)的hi越小，這說明在波狀流條件下，波狀流的發(fā)育程度也是決定hi的高低的重要因素。當(dāng)波狀流處于初始狀態(tài)，即管內(nèi)流型剛由環(huán)狀流轉(zhuǎn)變?yōu)椴盍?，此時液膜表面由于受到主流氣體的剪切作用出現(xiàn)明顯的波浪起伏，這會對氣體邊界層產(chǎn)生擾動效果，從而減小空氣對hi的負(fù)面影響，而隨著波狀流的逐漸發(fā)育，主流氣相流速減小，凝液慣性增加，液膜表面的波浪起伏程度逐漸減小，空氣對hi的抑制作用也隨之增強，相同w下的hi也相應(yīng)變小。由于工況②-1與①相對于③與②-2更接近環(huán)狀流，其對應(yīng)的波狀流發(fā)育程度處于初始狀態(tài)，因此hi也相對較高，局部換熱能力較強。

當(dāng)管內(nèi)流型過渡到分層流時，根據(jù)2.2節(jié)中的分析可知，此時管內(nèi)冷凝能力主要受Δt的影響。圖11為對應(yīng)圖10(c)工況下Δt隨w的變化結(jié)果。由于此參數(shù)范圍內(nèi)Δt隨uin的增加而增大，相應(yīng)的hi隨uin增加而減小，這驗證了之前分析中所得到的在分層流下，內(nèi)壁面過冷度是決定管內(nèi)換熱能力的主要因素這一結(jié)論的準(zhǔn)確性。

2.4 壓力對管內(nèi)冷凝傳熱系數(shù)的影響

圖12為入口混合氣體積流量和空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)分別為25.59 m3·h-1和10%，環(huán)腔冷卻水流量為0.794 m3·h-1條件下，入口壓力分別為0.15、0.2、0.3和0.4 MPa時，hi隨w的變化結(jié)果。根據(jù)圖中結(jié)果可以明顯地看出，局部冷凝傳熱系數(shù)隨入口壓力的增加而增大，這與文獻[19]得到的結(jié)論有所不同。造成這種差異的原因在于，文獻[19]中采取在入口固定混合氣質(zhì)量流量條件下，通過改變?nèi)肟趬毫?現(xiàn)工況的改變。這種方法忽視了在入口混合氣質(zhì)量流量保持不變的條件下，混合氣總壓的變化，使得氣相密度也發(fā)生變化，入口混合氣流速相應(yīng)隨之改變，因此實驗結(jié)果不能排除流速的干擾，真實反映出壓力對冷凝換熱能力的影響。本文采取固定入口混合氣流速，進行不同壓力工況下的實驗研究，使實驗結(jié)果更具準(zhǔn)確性。

圖11 不同入口混合氣流速下內(nèi)壁面過冷度Δt隨局部空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.11 Variation of inner wall sub-cooling Δtwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases velocities

圖12 不同入口壓力下局部傳熱系數(shù)hi隨空氣 質(zhì)量分?jǐn)?shù)w變化結(jié)果 Fig.12 Variation of local condensation heat transfer coefficient hiwith mass fraction of air w for different inlet mixture gases pressure

考察壓力p對冷凝換熱的影響，首先從物性變化的角度進行分析。當(dāng)混合氣壓力p增加時，相同條件w下蒸汽分壓增加，飽和溫度隨之升高，相應(yīng)的氣相黏度增大，凝液黏度減小。這種黏度變化結(jié)果，使得主流氣體對凝液的攜帶效果增強，凝液與換熱管壁面之間的黏滯力減小，從而令凝液更容易被排出，相應(yīng)地液膜厚度變小，液相熱阻降低，最終使hi隨p的增加而升高。

其次，氣液界面處氣體邊界層內(nèi)傳質(zhì)過程的強弱也決定了冷凝換熱能力的高低。為更深程度地研究壓力p對冷凝傳熱系數(shù)的影響，對不同壓力下的蒸汽傳質(zhì)能力進行對比，引入Sherwood數(shù)Sh表示蒸汽對流傳質(zhì)過程的強弱。根據(jù)Gilliand準(zhǔn)則式可知，在混合氣流速與空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)相同的條件下有

式中，A為常數(shù)；ρg為混合氣密度，kg·m-3；μg為混合氣動力黏度，Pa·s；p為混合氣總壓，MPa。

圖13為在局部空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)分別為10%、20%和30%時，Sh/A隨混合氣總壓力的變化結(jié)果，可以發(fā)現(xiàn)混合氣總壓力的增加使Sh也隨之增加，這意味著蒸汽對流傳質(zhì)能力也相應(yīng)增大，冷凝換熱能力得到增強，因此出現(xiàn)圖12中hi隨p的增加而增大的實驗結(jié)果。

圖13 固定入口混合氣流速Sh/A隨混合氣總壓力變化結(jié)果 Fig.13 Variation of Sh/Awith total mixture gases pressurefor fixed inlet mixture gases velocity

3 結(jié) 論

（1）含空氣蒸汽水平管內(nèi)強制對流冷凝局部傳熱系數(shù)隨局部空氣含量的增加而減小，隨混合氣總壓的上升而增大。

（2）局部空氣含量w相同的條件下，管內(nèi)氣液兩相處于環(huán)狀流時，混合氣流速uin是影響局部換熱能力的主要因素，hi隨uin上升而增加；處于分層流時，內(nèi)壁面過冷度Δt決定了冷凝換熱過程的強弱，hi隨Δt的增加而減??；處于波狀流時，uin與Δt對hi無明顯作用，此時決定hi大小的因素為波狀流的發(fā)育程度，流型狀態(tài)越靠近環(huán)狀流，hi相應(yīng)越大；越靠近波狀流，hi越小。

符 號 說 明

cp——比定壓熱容，J·kg-1·K-1

Di——換熱管內(nèi)徑，m

Do——換熱管外徑，m

hi——冷凝傳熱系數(shù)，W·m-2·K-1

L——換熱管長，m

M——質(zhì)量流量，kg·s-1

p——壓力，Pa

q——熱通量，J·m-2

Sh——Sherwood數(shù)

T——溫度，℃

Δt——換熱管內(nèi)壁面過冷度，℃

u——混合氣流速，m·s-1

V——體積流量，m3·h-1

w——空氣質(zhì)量分?jǐn)?shù)

ρ——密度，kg·m-3

下角標(biāo)

g——混合氣

in——入口

l——冷卻水

s——飽和

wi——內(nèi)壁面

wo——外壁面

[1] Chen Bingde, Xiao Zejun, Zhou Wenbing.The heat removal of AC600 passive system [J].Journal of Engineering Thermophysics, 1999, 20:17-21.

[2] Krepper E, Beyer M.Experimental and numerical investigations of natural circulation phenomena in passive safety systems for decay heat removal in large pools [J].Nuclear Engineering and Design, 2010, 240: 3170-3177.

[3] Kondo M, et al.Confirmation of effectiveness of horizontal heat exchanger for PCCS// Proceedings of ICONE13[C].Beijing, China, 2005.

[4] Lee Kwon-Yeong, Kim Moo Hwan.Steam condensation in the presence of a noncondensable gas in a horizontal tube [J].Evaporation, Condensation and Heat Transfer, 2011, 9(12): 153-168.

[5] Wang Fang(王方), Lian Zhiwei(連之偉), et al.A review on condensation of pure refrigerants inside horizontal tubes [J].Journal of Refrigeration(制冷學(xué)報), 2011, 32(3): 20-28.

[6] Tandon T N, Varma H K, Gupta C P.Heat transfer during forced convection condensation inside horizontal tube [J].International Journal of Refrigeration, 1995, 18(3): 210-214.

[7] Su Jiqiang(宿吉強), Sun Zhongning(孫中寧), Gao Li(高力).Analysis of experiments for steam condensation in presence of non-condensable gases with moderate wall subcooling [J].CIESC Journal(化工學(xué)報), 2014, 65(10): 3884-3890.

[8] Su Jiqiang(宿吉強), Wang Hui(王輝), Sun Zhongning(孫中寧), Zhang Dongyang(張東洋).Numerical simulations for steam condensation in presence of air [J].CIESC Journal(化工學(xué)報), 2014, 65(9): 3425-3433.

[9] Lee K Y, Kim M H.Effect of an interfacial shear stress on steam condensation in the presence of a noncondensable gas in a vertical tube [J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2008, 51(21): 5333-5343.

[10] Dehbi A A.Analytical and experimental investigation of the effects of non-condensable gases on steam condensation under turbulent natural convection conditions [D].US: MIT, 1990.

[11] Liu H, Todreas N E, Driscoll M J.An experimental investigation of a passive cooling unit for nuclear plant containment [J].Nuclear Engineering and Design, 2000, 199(3): 243-255.

[12] Hasanein H A, Kazimi M S, Golay M W.Forced convection in-tube steam condensation in the presence of noncondensable gases [J].Int.J.Heat Mass Transfer, 1996, 39(13): 2625-2639.

[13] Kuhn S Z, Schrock V E, Peterson P F.An investigation of condensation from steam-gas mixtures flowing downward inside a vertical tube [J].Nuclear Engineering and Design, 1997, 177(1): 53-69.

[14] Caruso G, di Maio D V.Heat and mass transfer analogy applied to condensation in the presence of noncondensable gases inside inclined tubes [J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2014, 68: 401-414.

[15] Caruso G, di Maio D V, Naviglio A.Condensation heat transfer coefficient with noncondensable gases inside near horizontal tubes [J].Desalination, 2013, 309: 247-253.

[16] Caruso G, di Maio D V, Naviglio A.Film condensation in inclined tubes with noncondensabe gases: an experimental study on the local heat transfer coefficient [J].International Communications in Heat and Mass Transfer, 2013, 45: 1-10.

[17] Wu Tiejun, Vierow K.Local heat transfer measurements of steam/air mixtures in horizontal condenser tubes [J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2006, 49(15/16): 2491-2501.

[18] Chato J C.Laminar condensation inside horizontal and inclined tubes [J].ASHRAE Journal, 1962, 4: 52-60.

[19] Ren Bin, Zhang Li, Xu Hong, Cao Jun, Tao Zhenyu.Experimental study on condensation of steam/air mixture in a horizontal tube [J].Experimental Thermal and Fluid Science, 2014, 58: 145-155.

[20] Cavallini A, Censi G, Del Cola D, et al.Condensation inside and outside smooth and enhanced tubes-a review of recent research [J].International Journal of Refrigeration, 2003, 26(4): 373-392.

[21] Mandhane J M, Gregory G A, Aziz K.A flow pattern map for gas-liquid flow in horizontal pipes [J].International Journal of Multiphase Flow, 1974, 1(4): 537-553.