苑中顯 劉忠秋 吳 波

?

翅片管式氣-液換熱器變工況下傳熱特性研究

苑中顯 劉忠秋 吳 波

（北京工業(yè)大學(xué)環(huán)能學(xué)院 北京 100124）

采用FLUENT軟件對高溫空氣-混合硝酸鹽在翅片管式換熱器中的換熱進(jìn)行了三維數(shù)值模擬，研究其換熱與流動特性。模擬主要考察對于不同壓力工況下及不同Re數(shù)的高溫空氣，換熱器的換熱及阻力特性。計算結(jié)果表明：隨著空氣側(cè)流速及空氣壓力的增加，空氣側(cè)表面換熱系數(shù)都有顯著增加，同時流動阻力也有所增加。低壓力工況時的換熱及阻力特性曲線幾乎隨空氣流速呈線性相關(guān)，高壓力工況流動和換熱呈非線性趨勢。將數(shù)值模擬結(jié)果與實驗結(jié)果進(jìn)行了對比，對數(shù)值模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗證，并得出了流體物性對換熱器性能的影響，給出了翅片管換熱器在不同條件下的換熱準(zhǔn)則方程式。

翅片管式換熱器；數(shù)值模擬；高溫空氣；混合硝酸鹽；壓力工況

0 引言

當(dāng)前各電廠的發(fā)電裝機容量與電網(wǎng)容量都是按照最大需求建設(shè)，隨電網(wǎng)峰谷差日趨增大，必然導(dǎo)致非用電高峰時發(fā)電機組的停機或低負(fù)荷運行及電網(wǎng)容量浪費。2012年全國常規(guī)燃煤發(fā)電機組發(fā)電總負(fù)荷系數(shù)僅為52.1%[1]，電網(wǎng)負(fù)荷利用系數(shù)也小于55%[2]。儲能[3]可大幅提高火電機組實際運行效率，增強電網(wǎng)輸電能力。超臨界壓縮空氣儲能系統(tǒng)利用低谷電，將空氣壓縮并儲存在儲氣罐中，使電能轉(zhuǎn)化為空氣的內(nèi)能存儲起來，它解決了常規(guī)壓縮空氣儲能系統(tǒng)面臨的依靠化石燃料、儲能密度低、依靠大型儲氣室、響應(yīng)速度慢等問題[4]。在超臨界壓縮空氣過程中，空氣的溫度會隨之升高，這部分熱量如何被有效蓄集具有重要的研究意義[5]。本文設(shè)計出一種翅片管式氣-液換熱器，可把這部分熱量儲存在熔融鹽中[6]。近幾年，關(guān)于管翅式換熱器的各參數(shù)對換熱和流動的影響的研究有很多，大多集中在對翅片間距、翅片厚度、翅片尺寸及數(shù)目的優(yōu)化，還有一些關(guān)于翅片材料、翅片結(jié)構(gòu)等對換熱的影響[7-9]，但對比不同壓力工況不同流速的高溫空氣對換熱和流動影響的研究并不多。本文通過數(shù)值模擬，采取不同壓力工況下及不同入口速度的高溫空氣在翅片管換熱器中與管內(nèi)熔鹽介質(zhì)進(jìn)行換熱，研究其對換熱和流動的影響。數(shù)值模擬中的高溫空氣的參考壓力來自于文獻(xiàn)[10]中對于超臨界壓縮空氣儲能系統(tǒng)中蓄能系統(tǒng)的研究部分。

1 物理模型

鑒于管翅式換熱器整體尺寸較大、翅片數(shù)目眾多的特點，采用實際模型在模擬過程中網(wǎng)格劃分?jǐn)?shù)量過大。由于受到計算機軟硬件及其他各方面條件的限制，對其進(jìn)行全部結(jié)構(gòu)的數(shù)值模擬較困難，但因其幾何結(jié)構(gòu)方面存在著對稱性及周期性的特點，可截取換熱器的部分單元進(jìn)行數(shù)值模擬計算[11]，這樣可對網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，提高數(shù)值模擬效率，能在較短時間內(nèi)得到穩(wěn)定的數(shù)值解。通過對截取部分單元的計算模型進(jìn)行簡化如圖1所示，并將管內(nèi)工質(zhì)對流換熱與管外空氣對流換熱進(jìn)行耦合計算，從而避免了必須將管壁設(shè)置為恒壁溫或恒熱流邊界條件時所造成的與管內(nèi)外實際對流換熱情況存在的差異。計算前提出基本假設(shè)如下：

圖1 管翅式換熱器計算模型

（1）忽略輻射換熱，不考慮換熱管軸向傳熱及管排間的逆向?qū)?；假定翅片和管束表面間光滑，翅片和管束基本接觸良好，忽略翅片與銅管外壁面的接觸熱阻，認(rèn)為翅片根部溫度和不銹鋼管外壁面溫度相同；

（2）翅片內(nèi)溫度沿厚度方向變化很小，認(rèn)為在翅片厚度方向上不存在溫度梯度，翅片內(nèi)為一維溫度場。

本文所研究的翅片管換熱器采用的是平片形翅片，結(jié)構(gòu)如圖2所示，其具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。計算區(qū)域選為換熱通道的一個翅片周期，高溫空氣在管翅式換熱器管外翅片間流動，為了保證流經(jīng)翅片通道的出口截面處沒有回流，空氣出口處設(shè)置一長通道，通常取5～7倍的空氣側(cè)當(dāng)量直徑；為保證翅片入口處流動狀態(tài)為紊流，入口處亦設(shè)有一通道，通常取3～4倍的空氣側(cè)當(dāng)量直徑[12,13]。本文空氣入口設(shè)置in=40mm通道，空氣出口設(shè)置out=60mm。

表1 翅片管式換熱器基本幾何參數(shù)(mm)

圖2 單元翅片的尺寸(單位：mm)

本文所研究的換熱器的傳熱和流動為三維、穩(wěn)態(tài)換熱，換熱器翅片為鋁箔翅片，管道由316L不銹鋼管制成。由于計算管長有限，計算區(qū)域中空氣和熔鹽的溫度變化不大，故在計算模型中可忽略溫度變化對物性參數(shù)的影響，各介質(zhì)物性參數(shù)見表2[14]。計算熱介質(zhì)為高溫空氣（T=465.15K），冷介質(zhì)為熔鹽（HITEC熔鹽，T=425.15K）。

表2 高溫空氣、熔鹽、不銹鋼管及鋁箔翅片的物性參數(shù)

用CFD前處理軟件Gambit建立三維模型并生成三維實體計算網(wǎng)格，鑒于本文研究對象流道的復(fù)雜性在劃分網(wǎng)格的過程中需要對物理模型的整個計算區(qū)域劃分為四部分：空氣流體域、鋁箔翅片、316L不銹鋼管道、熔鹽流體域四個部分并且局部細(xì)化，采用六面體和四面體混合結(jié)構(gòu)網(wǎng)格。本文首先對模型進(jìn)行初步的網(wǎng)格劃分，得到穩(wěn)定的數(shù)值解后再對計算結(jié)果進(jìn)行分析，考察各個控制方程的收斂性是否理想、計算結(jié)果的速度場和溫度場是否合理，在此基礎(chǔ)上對網(wǎng)格進(jìn)行加密，直到網(wǎng)格的數(shù)量對計算結(jié)果可以忽略不計時，最終確立網(wǎng)格大小及分布。本文考察的計算網(wǎng)格數(shù)分別為835263、905785、1037654、1138579，在管外進(jìn)出口參數(shù)均相同的情況下，計算所得的管外空氣側(cè)換熱數(shù)分別為32.75W/（m2K）、33.98W/（m2K）、34.72W/（m2K）、34.80W/（m2K），由此可見，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到1138579時，再繼續(xù)加密網(wǎng)格，所得計算結(jié)果的偏差已接近0.2%，說明此時網(wǎng)格密度已能滿足數(shù)值模擬精度的要求，故本文最終選定的計算網(wǎng)格總數(shù)為1138579個，平均網(wǎng)格質(zhì)量為0.833。

2 邊界條件

以翅片為中心的計算區(qū)域的邊界條件如圖1所示，上下側(cè)面（即垂直于管軸線方向的兩個側(cè)面）為對稱邊界條件，前后側(cè)面（即平行于管軸線方向的兩個側(cè)面）為絕熱邊界條件。熔鹽與空氣入口邊界條件為速度入口，出口為壓力出口，翅片與空氣、鋼管與空氣、鋼管與熔鹽的接觸界面采用流固耦合界面，即管內(nèi)管外都需要布置網(wǎng)格。管壁及翅片表面為不可滲透、無滑移條件，熔鹽在管內(nèi)流動，流動方向為軸負(fù)方向，高溫空氣在管外流動，流動方向為X軸正方向。

表3 邊界條件具體參數(shù)

計算采用ANSYS16.1中的FLUENT模塊來完成，求解器中設(shè)置能量方程和動量方程的離散格式為二階迎風(fēng)格式，為保證計算精度，在迭代過程中動量方程、連續(xù)性方程和其他方程的殘差均控制為小于1×10-5，能量方程的殘差控制為小于1×10-6。連續(xù)性方程采用Standard格式，并用SIMPLEC格式算法處理壓力與速度耦合問題。

3 數(shù)學(xué)模型

對于不可壓流體、三維穩(wěn)態(tài)換熱計算，其控制方程如下：

（2）

（3）

（4）

式中：為密度，kg/m3；、、為、、方向速度，m/s；為靜壓，Pa；為溫度，K；為熱擴散率，m2/s。

考慮到基管外翅片的擾動作用，一般管外空氣為紊流流動，計算模型主要選取傳熱模型和湍流模型中使用最廣泛的標(biāo)準(zhǔn)-雙方程模型，其具體形式見參考文獻(xiàn)[15]。

4 模擬結(jié)果分析

4.1 空氣流速對流場與溫度場的影響

（1）不同流速下溫度場分布

本節(jié)選擇流速分別為3.86m/s、7.72m/s、11.57m/s時的溫度場分布情況進(jìn)行對比分析。模擬結(jié)果見圖3-圖5，隨著空氣流速的增加，管排后方的低溫區(qū)范圍逐漸減小，當(dāng)流速達(dá)到11.57m/s時，低溫區(qū)范圍已經(jīng)很小，換熱逐步得到強化。由圖5可知前排管尾流區(qū)比后排管尾流區(qū)范圍小，說明隨著空氣的流動，后排管換熱較差，應(yīng)著重考慮對后排管采取強化傳熱措施，比如采用小三角翼、小型凸起等。

圖3 空氣流速為3.86m/s時翅片表面溫度場分布

圖4 空氣流速為7.72m/s時翅片表面溫度場分布

圖5 空氣流速為11.57m/s時翅片表面溫度場分布

（2）流場分布

以空氣出口壓力為0.1MPa、流速為3.86m/s時為例，空氣域流場分布如圖6所示。從圖中可以看出，高溫空氣從通道入口流向換熱器的過程中，其速度分布比較均勻，繼續(xù)向前流動到達(dá)熔鹽管位置時，由于熔鹽管的阻擋而出現(xiàn)空氣繞流現(xiàn)象，正對著翅片管的空氣速度逐漸減小，同時氣流向著翅片管兩側(cè)分開，由于流通截面積突然變小，空氣的速度突然增加，在翅片管兩側(cè)，速度出現(xiàn)最大值。圓管后方流體沿流動方向因發(fā)生分離而產(chǎn)生了明顯的旋渦，從而在相鄰圓管間形成了較大的流動死區(qū)，空氣在此處流動速度很小，幾乎為0。這部分區(qū)域與上一小節(jié)管排后低溫區(qū)相對應(yīng)，此區(qū)域限制了空氣熱量與管內(nèi)熔鹽的傳遞，這部分面積占有效傳熱面積越大，對換熱影響越不利，因此應(yīng)采取措施減少回流面積以強化傳熱。

圖6 空氣出口壓力為0.1MPa、流速為3.86m/s時空氣域流場分布圖

4.2 空氣壓力對流場與溫度場的影響

（1）溫度分布

如圖7、圖8所示為不同壓力工況下高溫空氣側(cè)翅片表面的溫度等值線分布圖。翅片表面的迎風(fēng)側(cè)由于換熱溫差較大，換熱效果較好，在此處表現(xiàn)為溫度場等值線分布稠密，溫度梯度變化較大，平均溫度較高。而背風(fēng)側(cè)換熱相對而言較為平緩，表現(xiàn)為等值線分布稀疏，溫度梯度較小，平均溫度較低。另一方面由于翅片管的熱量不斷傳遞給管內(nèi)流動的熔鹽，因此靠近熔鹽管處溫度低于翅片外沿處的溫度。

同時，我們發(fā)現(xiàn)，隨著壓力工況的增大，翅片表面平均溫度升高，翅片表面的等溫線相比于壓力工況較低的情況變得更接近圓環(huán)狀，并且溫度等值線分布越來越密集，溫度梯度變大，換熱得到了強化。通過空氣的物性參數(shù)表我們可以直觀地看到，空氣壓力的差異導(dǎo)致了空氣物性參數(shù)的差異，尤其是空氣密度的改變是最為明顯的。根據(jù)傳熱學(xué)中換熱準(zhǔn)則方程式可以得知，流體物性的變化對換熱的影響是很重要的?？諝饷芏鹊牟煌斐闪丝諝庠谕ǖ纼?nèi)部流動狀態(tài)的變化，從而影響換熱。

圖7 空氣壓力為0.1MPa時翅片表面溫度場分布

圖8 空氣壓力為0.63MPa時翅片表面溫度場分布

（2）速度分布

從圖9、圖10可以看出，計算區(qū)域的流線分布和前文所述的流場分布相對應(yīng)，管排后方存在回流引起的流動死區(qū)。當(dāng)空氣壓力為0.1MPa時，回流區(qū)所占相鄰兩翅片之間面積比例很大，傳熱效果較差，當(dāng)空氣壓力為0.63MPa時，回流區(qū)所占相鄰兩翅片之間面積比例明顯減少，傳熱效果有所增強。因此，隨著空氣壓力的增加，回流強度逐漸減弱，傳熱性能變好。

圖9 管翅式換熱器空氣區(qū)域流線分布，空氣壓力為0.1MPa，管間回流區(qū)較大

圖10 管翅式換熱器空氣區(qū)域流線分布，空氣壓力為0.63MPa，管間回流區(qū)較小

4.3 翅片管換熱器傳熱性能的綜合評價

圖11 兩種壓力工況下Nu數(shù)隨Re的變化與光管換熱對比

不同壓力工況下翅片管換熱器數(shù)隨Re數(shù)變化情況如圖11所示。從圖中可以看出，隨著空氣流速的增加，換熱增強，當(dāng)Re數(shù)由Re=1212增加到Re=4844時，其換熱/Pr^(1/3)值由20.8增加至48.7，可見改變空氣流速對翅片管換熱器的換熱效果影響相當(dāng)明顯，增加流速有利于傳熱進(jìn)行。

對比0.1MPa、0.63MPa兩種壓力工況下翅片管的換熱/Pr^(1/3)值及空氣橫掠光管時的經(jīng)驗公式的計算值，我們發(fā)現(xiàn)兩種壓力工況下翅片管的換熱系數(shù)值均高于空氣橫掠光管時的換熱系數(shù)值。曲線對應(yīng)的空氣側(cè)換熱準(zhǔn)則方程式如表4所示。

表4 空氣側(cè)換熱準(zhǔn)則方程式

圖12所示為不同壓力工況下流動阻力隨Re的變化情況。由圖可知，隨著空氣流速增加，流動阻力逐漸增加，且0.63MPa時的阻力大于0.1MPa時的阻力，流動阻力的增加就意味著風(fēng)機能耗的增加，增加了系統(tǒng)的運行成本。因此，管外空氣流速及空氣壓力的增加不僅影響傳熱效果，也影響流體阻力和動力消耗。從圖11、圖12也可以看出，空氣壓力為0.1MPa時，其換熱系數(shù)及流動阻力幾乎呈線性變化，而壓力工況為0.63MPa時，二者都呈非線性趨勢變化，其特點是，數(shù)隨Re數(shù)的增大變得愈來愈慢，而流動阻力隨Re數(shù)的增大則愈來愈快。

圖12 兩種壓力工況下流動阻力隨Re的變化情況

5 數(shù)值模擬結(jié)果與實驗結(jié)果的比較

從對翅片管式高溫空氣-熔鹽換熱器的數(shù)值模擬研究中我們得知：空氣壓力、空氣流速及流體物性對換熱器的換熱性能皆有較大的影響。為了檢驗數(shù)值模擬結(jié)果的可靠性，本文對翅片管式換熱器在相同條件下進(jìn)行的實驗研究結(jié)果作對比，因?qū)嶒灄l件限制，無法進(jìn)行高壓工況下空氣與熔鹽換熱實驗，因此本文主要對比常壓工況下空氣-熔鹽換熱模擬值與實驗值的不同，以及不同物性的流體對換熱器換熱特性的影響。實驗分為如下兩個部分：

（1）空氣與熔鹽換熱實驗：空氣由羅茨風(fēng)機抽入管道空氣加熱器中進(jìn)行加熱，加熱后的空氣由直徑為80mm的管道輸送到翅片管式換熱器中，與熔鹽進(jìn)行換熱，換熱后空氣排到室外。

實驗中通過管路中布置的熱電偶測點采集熔鹽、高溫空氣進(jìn)出換熱器的溫度，實驗數(shù)據(jù)處理采用熱平衡原理，即管外高溫空氣釋放的熱量與管內(nèi)熔鹽獲得的熱量相等。

（2）空氣與其他介質(zhì)換熱實驗：采用介質(zhì)分別為水-空氣、乙二醇溶液（體積濃度為56%）-空氣。實驗運行時管內(nèi)流體為熱水或乙二醇溶液，空氣在換熱器管外相鄰翅片間形成的通道內(nèi)流動。實驗中采集管內(nèi)流體、高溫空氣進(jìn)出換熱器的溫度，實驗數(shù)據(jù)處理同（1）。

將數(shù)值模擬與實驗所得的-Re特性曲線放在同一圖中對比分析如圖13所示。從圖中可以看出模擬結(jié)果與實驗結(jié)果具有一定的契合度，都反映出了換熱系數(shù)隨Re數(shù)增加而增加的趨勢。模擬計算值與實際換熱系數(shù)值有一定的差異，產(chǎn)生這種差異的主要原因有以下幾點：

（1）簡化模型帶來的誤差。

本文在做是指模擬計算時，限于計算機軟硬件條件和提高計算速度的考慮，只對截取的換熱器的部分單元進(jìn)行研究，并且對模型在計算前進(jìn)行了一系列簡化處理，進(jìn)而總結(jié)出換熱關(guān)聯(lián)式，這與實驗研究中翅片管式整體換熱器性能上必然有一些差別。

（2）流體物性引起的誤差。

在數(shù)值模擬中，假定了流體物性為進(jìn)口狀態(tài)下參數(shù)，但實際流體物性的物性參數(shù)會隨溫度而改變，這些也將引起數(shù)值模擬與實驗之間的誤差。

從圖中也可以驗證模擬結(jié)果中因空氣壓力不同而揭示出的不同介質(zhì)因流體物性不同對換熱性能的影響，水-空氣、乙二醇-空氣、熔鹽-空氣換熱特性曲線的整體趨勢一致，換熱數(shù)皆隨著空氣側(cè)Re數(shù)增加而增加，熔鹽-空氣換熱效果最佳，遠(yuǎn)大于其他兩種介質(zhì)，水-空氣換熱效果最差。因此在超臨界壓縮空氣系統(tǒng)中為提高換熱效率選擇合適的工作介質(zhì)也是十分重要的。以上曲線對應(yīng)的空氣側(cè)換熱準(zhǔn)則方程式如表5所示。

圖13 空氣側(cè)換熱Nu數(shù)隨Re數(shù)的變化情況（不同介質(zhì)實驗值與模擬值對比）

Fig 13 Thenumber of different working fluid with the change of Re number for air side

表5 空氣側(cè)換熱準(zhǔn)則方程式

6 結(jié)論

（1）隨著空氣的流動，前排管尾流區(qū)比后排管尾流區(qū)范圍小，后排管換熱較差，且隨著流速的增加，背風(fēng)側(cè)即管排后方的低溫區(qū)范圍逐漸減小，因回流產(chǎn)生的流動死區(qū)面積逐漸減小，換熱增強。

（2）隨著空氣壓力的增大，翅片表面平均溫度升高，翅片表面的等溫線相對規(guī)則，接近圓環(huán)狀，且溫度等值線分布越來越密集，溫度梯度逐漸變大，換熱得到強化，表現(xiàn)為換熱系數(shù)逐漸增大。

（3）空氣壓力為0.1MPa時，其換熱系數(shù)及流動阻力系數(shù)幾乎呈線性變化，而壓力工況為0.63MPa時，二者都呈非線性趨勢。

（4）實驗與模擬結(jié)果有良好的契合度，模擬值更加理想化。不同介質(zhì)因流體物性不同對換熱性能有較大影響，水-空氣、乙二醇空氣、熔鹽空氣換熱特性曲線的整體趨勢一致，熔鹽-空氣換熱效果最佳。

[1] 國家科技部.國家“十二五”科技和技術(shù)發(fā)展規(guī)劃.2012.

[2] 國家電力監(jiān)管委員會.2012年度發(fā)電機組并網(wǎng)運行情況監(jiān)管報告.2012.

[3] 張偉德,徐鋼,劉文毅,等.典型壓縮空氣蓄能（CAES）電站熱力學(xué)分析與系統(tǒng)優(yōu)化[J].現(xiàn)代電力,2013,30(2): 41-47.

[4] 劉佳,夏紅德,陳海生,等.新型液化空氣儲能技術(shù)及其在風(fēng)電領(lǐng)域的應(yīng)用[J].工程熱物理學(xué)報,2010,31(12): 1993-1996.

[5] 郭歡.新型壓縮空氣儲能系統(tǒng)性能研究[D].北京:中國科學(xué)院大學(xué),2013:11-13.

[6] U Hermann, B Kelly, H Price. Two-tank molten salt storage for parabolic trough solar power plants[J]. Energ, 2004,29:886-887.

[7] C C Wang, W L Fu, C T Chang. Heat transfer and friction characteristics of typical wavy fin-and-tube heat exchangers[J]. Experimental Thermal and FluidScience, 1997,(14):174-186.

[8] R R Mendez, M Sen, K T Yang, et al. Effect of fin spacing on convection in a plate fin and tube heat exchanger[J]. International Journal of HeatMassTransfer, 2000,(43):39-51.

[9] Kim Yong-han. Heat transfer characteristics of flat plate finned-tube heat exchangers with large fin pitch[J]. International Journal Refrigeration, 2005,28(3):851-858.

[10] 劉廣林.超臨界壓縮空氣蓄能/釋能研究及系統(tǒng)優(yōu)化[D].北京:北京工業(yè)大學(xué),2011.

[11] 韓建荒,劉揚,李君書,等.雙排管管翅式換熱器傳熱和流場流動特性的數(shù)值模擬[J].化工機械,2013,40(3):347- 392.

[12] 李進(jìn)良,李承曦,胡仁喜.精通FLUENT6.3流場分析[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2009.

[13] 韓占忠.流體工程仿真計算實例與分析[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2009.

[14] 張家榮,趙廷元.工程常用的熱物理性質(zhì)手冊[M].北京:新時代出版社,1987.

[15] 熊莉芳,林源,李世武.-湍流模型及其在FLUENT軟件中的應(yīng)用[M].工業(yè)加熱,2007,36(4):13-15.

[16] 楊世銘,陶文銓.傳熱學(xué)[M].北京:高等教育出版社,2006.

Study on Heat Transfer Characteristics of a Finned Tube Air-liquid Heat Exchanger with Variable Working Condition

Yuan Zhongxian Liu Zhongqiu Wu Bo

( College of Environment and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing, 100124 )

The heat transfer of high temperature air-mixed nitrate in a finned tube heat exchanger was numerically simulated by FLUENT, and the heat transfer and flow characteristics were studied. The heat transfer and resistance characteristics were investigated under different pressure conditions and Re numbers of high temperature air. The numerical results indicate that: with the increase of velocity and air pressure, the heat transfer coefficient increases significantly, while the average resistance also increases. Under the low pressure condition, the heat transfer and the resistance characteristics show a linear correlation with the air velocity, while the flow and heat transfer are nonlinear under the high pressure condition. The numerical results are validated by comparing with the experimental results and the influence of the fluid property on the heat exchanger performance was obtained. The heat transfer criterion equations of finned tube heat exchangers under different conditions are also provided in the paper.

finned tube heat exchanger; numerically simulated; high temperature; mixed nitrate; pressure condition

TB657.5/TQ018

A

國家973項目（NO.2015CB251303）

：苑中顯（1962-），男，博士，教授，E-mail：zxyuan@biut.edu.cn

2017-12-01

1671-6612（2018）05-476-07