劉紅姣，唐柳華，趙佳寧，王藍(lán)欣,喻 聰，晉 梅

(1.江漢大學(xué)，武漢 430056;2.武漢過(guò)控科技有限公司，武漢 430084)

0 引言

管殼式換熱器因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠性好、通用性強(qiáng)、制造成本低等優(yōu)勢(shì)，廣泛應(yīng)用于石油煉化、化工生產(chǎn)、能源、食品加工、制冷和余熱回收等多個(gè)行業(yè)[1-3]。換熱器傳熱效率和流體壓降的高低對(duì)節(jié)能環(huán)保至關(guān)重要。傳統(tǒng)的管殼式換熱器多采用弓形折流板，殼程流體在弓形折流板的引導(dǎo)下垂直于管束橫向流動(dòng)，增強(qiáng)了流體的湍動(dòng)程度，提高了殼程傳熱速率，但流體在折流板背風(fēng)面存在流動(dòng)死區(qū)和流體返混，增加了流體的流動(dòng)阻力，影響了管殼式換熱器的綜合傳熱性能[4]。

為了改善管殼式換熱器殼程的流動(dòng)狀態(tài)，國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者對(duì)換熱器殼側(cè)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了不斷創(chuàng)新設(shè)計(jì)與改進(jìn)[2-12]。其中1986年捷克科學(xué)家提出并由美國(guó)ABB LUMMUS公司制造的螺旋折流板換熱器[13-14]，因殼程流體接近柱塞流,可以有效消除弓形折流板背風(fēng)面流動(dòng)死區(qū)以及后面的卡門渦，避免弓形折流板的返混現(xiàn)象，同時(shí)流體由于受到離心力作用流過(guò)換熱管后會(huì)形成脫離管壁的尾流,使邊界層得到充分分離，在很大程度上改善了殼程流體的流動(dòng)和傳熱特性。 但是由于螺旋曲面加工困難、制造周期長(zhǎng)、價(jià)格昂貴等原因，一直沒(méi)有被市場(chǎng)廣泛采納。為了降低加工難度，多年來(lái)人們提出了各種不同型式的螺旋折流板支撐結(jié)構(gòu)[2-7]，目前工業(yè)上采用較多的是四分扇形螺旋折流板和有中心管連續(xù)螺旋折流板[4-5]，但四分扇形螺旋折流板在搭接處的重疊和漏流問(wèn)題一直得不到很好的解決，而有中心管連續(xù)螺旋折流板因?yàn)橹行墓艿拇嬖谝种屏诵郎u核心的產(chǎn)生，減弱了流體的換熱。鑒于以上原因，管殼式換熱器結(jié)構(gòu)的創(chuàng)新和換熱效率的提高仍然是目前研究的熱點(diǎn)問(wèn)題[15-17]。

本文在前人研究的基礎(chǔ)上，通過(guò)長(zhǎng)期實(shí)踐，實(shí)現(xiàn)了無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板的工業(yè)化制造；在數(shù)值模擬優(yōu)化的基礎(chǔ)上，搭建無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器對(duì)比研究試驗(yàn)臺(tái)，探討兩種折流板換熱器在傳熱系數(shù)、壓降、場(chǎng)協(xié)同性與綜合傳熱性能等方面的優(yōu)劣，研究結(jié)果可為工業(yè)用無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器結(jié)構(gòu)開發(fā)和性能研究提供參考與借鑒。

1 試驗(yàn)研究

為了進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn)，分別試制了無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板和弓形折流板兩種換熱器，試驗(yàn)時(shí)兩種換熱器并聯(lián)在管路中，試驗(yàn)裝置如圖1所示。

圖1 試驗(yàn)裝置

兩種換熱器殼體均采用透明有機(jī)玻璃制造，除折流板外，其余結(jié)構(gòu)尺寸完全相同。其中，殼體規(guī)格為?100 mm×2 mm;換熱管采用無(wú)縫鋼管，正三角形排列，換熱管規(guī)格為?10 mm×1 mm，換熱管有效長(zhǎng)度1 400 mm，共55根，管間距為12.5 mm。弓形折流板間距100 mm，折流板缺口高度25 mm，螺旋折流板的螺旋角為20°。折流板之間采用拉桿和定距管固定，拉桿直徑?8 mm，共4根，定距管規(guī)格為?14 mm×2 mm。管程和殼程流體進(jìn)出口管規(guī)格均為?45 mm×2 mm。圖2為試驗(yàn)用兩種不同折流板換熱器實(shí)物圖。

圖2 兩種不同折流板換熱器

1.1 試驗(yàn)系統(tǒng)與試驗(yàn)過(guò)程

1.1.1 無(wú)中心管的連續(xù)螺旋折流板結(jié)構(gòu)

試驗(yàn)用無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板螺旋曲面為直紋曲面，螺旋折流板中心孔螺旋線趨向于直線，螺旋折流板上的管孔柱面均與中軸線平行。通過(guò)對(duì)圓環(huán)板進(jìn)行拉伸、拼接完成螺旋基板的加工，采用內(nèi)圈成形-內(nèi)圈開孔、外圈成形-外圈開孔多次交叉組合的方法加工完成，其結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 直紋曲面螺旋折流板示意

1.1.2 試驗(yàn)系統(tǒng)

本試驗(yàn)裝置工藝流程如圖4所示。換熱器管程和殼程流體均為液態(tài)水，管程熱水入口溫度60 ℃，殼程冷水入口溫度30 ℃，換熱器管程和殼程進(jìn)出口處分別設(shè)置了溫度和壓力傳感器。試驗(yàn)時(shí)，熱水在熱水箱中被加熱到目標(biāo)溫度且恒定后(其中設(shè)有5級(jí)熱水加熱器，當(dāng)溫度偏離熱水目標(biāo)溫度±2 ℃時(shí)，自動(dòng)切斷或接通加熱電源)，經(jīng)離心泵送至換熱器管程入口，在換熱器中換熱后流回?zé)崴?。冷水箱中冷水?jīng)離心泵送至換熱器殼程入口，在換熱器中加熱后被送至冷風(fēng)機(jī)，被冷卻到目標(biāo)溫度后(設(shè)有2級(jí)冷風(fēng)機(jī)，當(dāng)溫度偏離冷水目標(biāo)溫度±2 ℃時(shí)，自動(dòng)切斷或接通冷風(fēng)機(jī)電源)，再送至冷水箱。冷、熱水逆流換熱，流量均采用手動(dòng)調(diào)節(jié)。

圖4 試驗(yàn)裝置流程

1.1.3 試驗(yàn)過(guò)程

(1)熱流體走管程，冷流體走殼程。試驗(yàn)開始前，檢查水箱液位以及所有管線、閥門與儀表。

(2)打開電加熱開關(guān)，將熱水箱中的水溫加熱到60 ℃。

(3)打開水泵和閥門以及冷熱水循環(huán)系統(tǒng)，保持30 min，待系統(tǒng)溫度恒定后開始試驗(yàn)。

(4)設(shè)定管程流量為8.0 m3/h，管程進(jìn)口溫度60 ℃，殼程進(jìn)口溫度30 ℃，調(diào)節(jié)螺旋折流板換熱器殼程流量為1.91，2.40，2.86，3.49，4.05，4.40，4.81，5.58，5.97，6.61，6.92，7.41，7.93 m3/h。

(5)設(shè)定管程流量為8.0 m3/h，管程進(jìn)口溫度60 ℃，殼程進(jìn)口溫度30 ℃，調(diào)節(jié)弓形折流板換熱器殼程流量為1.90，2.40，3.03，3.43，3.93，4.39，4.99，5.43，5.99，6.52，6.95，7.31，7.91 m3/h。

當(dāng)殼程流體流量在1.9～8.0 m3/h變化時(shí)，殼程流體的雷諾數(shù)為3 000～13 000。每一個(gè)工況運(yùn)行5 min。在數(shù)據(jù)顯示中分別有實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)和平均數(shù)據(jù)，實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)為每0.5 s采集的數(shù)據(jù)，平均數(shù)據(jù)為此刻前采集的100組數(shù)據(jù)的平均值。若平均數(shù)據(jù)和實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)相等且管程與殼程熱平衡偏差在10%以內(nèi)(數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)自動(dòng)計(jì)算)，則記錄相應(yīng)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，換熱量取管程與殼程平均值作為試驗(yàn)的測(cè)定值。

1.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理與結(jié)果分析

1.2.1 數(shù)據(jù)處理方法

換熱器總的傳熱系數(shù)K通過(guò)下式計(jì)算求?。?/p>

(1)

式中，K為總的傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；Q為換熱器的換熱量，取管程和殼程換熱量的平均值，W；A為換熱面積，m2；Δtm為對(duì)數(shù)平均溫度。

其中：

(2)

式中，Th1，Th2為熱流體進(jìn)、出口溫度，℃；tc1，tc2為冷流體進(jìn)、出口溫度，℃。

殼側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)αo通過(guò)下式計(jì)算求?。?/p>

(3)

式中，αi為管側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；αo為殼側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)。

根據(jù)Dittus和Boelt公式[18]有：

(4)

式中，λ為換熱管內(nèi)熱水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；di為換熱管內(nèi)徑，mm；u為換熱管內(nèi)水流速度，m/s；ρ為換熱管內(nèi)熱水的密度，kg/m3；μ為換熱管內(nèi)熱水的黏度，Pa·s；Pr為換熱管內(nèi)熱水的普朗特?cái)?shù)，換熱管內(nèi)熱水的上述物性參數(shù)取其進(jìn)出口平均溫度下的值。

由總傳熱速率方程(1)計(jì)算總傳熱系數(shù)K，由Dittus和Boelt公式(見(jiàn)式(4))計(jì)算管側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)αi。由于兩臺(tái)換熱器管程結(jié)構(gòu)一致，故在管程流量相同的情況下，則換熱器管側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)相同，由式(3)可知，換熱器總的傳熱系數(shù)的變化和殼側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)的變化可以認(rèn)為主要是由于殼程折流板結(jié)構(gòu)不同引起的。

對(duì)于DN100 mm的無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，當(dāng)管程流量恒定為8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之間調(diào)節(jié)殼程流量時(shí)，兩種不同結(jié)構(gòu)換熱器殼程綜合傳熱性能對(duì)比分析如下。

1.2.2 換熱器總傳熱系數(shù)對(duì)比分析

無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器殼程總傳熱系數(shù)隨殼程雷諾數(shù)變化關(guān)系如圖5所示?？梢钥闯?，改變殼程流量和雷諾數(shù)Re，連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，總傳熱系數(shù)提高了1.5%～22.8%。

圖5 不同雷諾數(shù)下總傳熱系數(shù)變化曲線

1.2.3 殼程總壓降對(duì)比分析

無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器殼程總的壓降隨殼程雷諾數(shù)的變化關(guān)系如圖6所示。可以看出，改變殼程流量和雷諾數(shù)時(shí)，螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，總壓降下降了10.8%～36.5%。

圖6 不同雷諾數(shù)下殼程壓降變化曲線

1.2.4 殼程場(chǎng)協(xié)同數(shù)對(duì)比分析

對(duì)流換熱中流場(chǎng)與溫度場(chǎng)的配合能使無(wú)因次流動(dòng)當(dāng)量熱源強(qiáng)度提高，從而強(qiáng)化換熱。速度場(chǎng)與溫度場(chǎng)的協(xié)同性定義為[19]：

(5)

式中，Nu為殼程換熱準(zhǔn)數(shù)；Re為殼側(cè)雷諾準(zhǔn)數(shù)；Pr為殼程流體的普朗特?cái)?shù)，取殼程進(jìn)出口流體平均溫度下的值，Pr=4.87。

其中：

(6)

(7)

式中，de為殼程當(dāng)量直徑；λ為殼程流體的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃),λ=0.633 8 W/(m·℃);u為殼程流體的平均速度，m/s；ρ為流體密度，kg/m3，ρ=992.2 kg/m3；μ為殼程流體平均溫度下的流體黏度，Pa·s，μ=65.60×10-5Pa·s。

弓形折流板換熱器殼程流體主要為垂直于管束橫向并流過(guò)管束，對(duì)于正三角形排列的管子，則殼程當(dāng)量直徑：

(8)

式中，t為相鄰兩管中心距，m；do為換熱管外徑，m。

本試驗(yàn)用螺旋折流板螺旋角為20°，對(duì)應(yīng)的螺距近似為折流板間距，在基本結(jié)構(gòu)尺寸相同的情況下，其當(dāng)量直徑與弓形折流板換熱器近似相等。

換熱器殼側(cè)流通面積：

(9)

式中，h為兩折流板間的距離或者螺距，m；D為換熱器殼體內(nèi)徑，m。

對(duì)于DN100 mm的無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，弓形折流板換熱器殼程流通面積為2.0×10-3m2，螺旋折流板換熱器殼程流通面積為2.32×10-3m2，兩種換熱器殼程當(dāng)量直徑均取7.2 mm。螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器場(chǎng)協(xié)同數(shù)隨殼程雷諾數(shù)的變化關(guān)系如圖7所示?？梢钥闯?，螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器相比，場(chǎng)協(xié)同數(shù)提高了4.2%～16.0%。

圖7 不同雷諾數(shù)下殼程場(chǎng)協(xié)同數(shù)變化曲線

1.2.5 殼程綜合傳熱性能對(duì)比分析

影響換熱器綜合性能的參數(shù)主要有殼程壓降和殼程傳熱系數(shù)，本文采用單位殼程壓降下?lián)Q熱器的傳熱系數(shù)作為衡量換熱器綜合性能的指標(biāo)[20-21]，該指標(biāo)越大，換熱器的整體綜合性能也越好。無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器兩種不同折流板換熱器單位壓降傳熱系數(shù)隨Re的變化規(guī)律如圖8所示。

圖8 兩種折流板單位壓降傳熱系數(shù)隨Re變化規(guī)律

從圖8可以看出，隨著Re的增加，單位壓降傳熱系數(shù)逐漸減小，主要由于隨著Re增大帶來(lái)的壓降損失大于傳熱系數(shù)的提高；單位壓降下螺旋折流板殼程傳熱系數(shù)大于弓形折流板換熱器的傳熱系數(shù)，螺旋折流板換熱器單位壓降下的傳熱系數(shù)比傳統(tǒng)弓形折流板提高了38.2%～49.8%。說(shuō)明螺旋折流板換熱器綜合性能明顯優(yōu)于弓形折流板換熱器。

2 數(shù)值模擬

2.1 幾何模型和網(wǎng)格模型

上述試驗(yàn)結(jié)果表明，對(duì)于DN100 mm的無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，當(dāng)管程流量恒定為8.0 m3/h，殼程流量位于1.9～8.0 m3/h之間時(shí)，連續(xù)螺旋折流板換熱器比傳統(tǒng)弓形折流板換熱器綜合性能優(yōu)良。利用CFD模擬軟件，對(duì)弓形折流板換熱器和連續(xù)螺旋折流板換熱器殼程流動(dòng)狀況進(jìn)行模擬，試圖對(duì)其內(nèi)在機(jī)理進(jìn)行分析。圖9和圖10分別示出連續(xù)螺旋折流板換熱器的幾何模型和網(wǎng)格模型。

圖9 螺旋折流板換熱器幾何模型

圖10 無(wú)中心管螺旋折流板換熱器網(wǎng)格模型

不考慮折流板與筒體、換熱管與折流板之間的間隙，針對(duì)管殼式換熱器殼程流域進(jìn)行研究，采用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格，在管壁劃分邊界層網(wǎng)格，將曲率法向角設(shè)置為24°，在換熱管附近劃分3層邊界層，進(jìn)行局部加密。為了確保網(wǎng)格的獨(dú)立性，試驗(yàn)螺旋折流板換熱器的殼程流域分別建立了網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為 850萬(wàn)、920萬(wàn)、980萬(wàn)和1 000萬(wàn)4種網(wǎng)格模型。在流量為5.99 m3/h時(shí)，通過(guò)模擬計(jì)算4種不同網(wǎng)格模型下的殼程傳熱系數(shù)，結(jié)果表明，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為980萬(wàn)和1 000萬(wàn)兩種網(wǎng)格模型下殼程傳熱系數(shù)和壓降計(jì)算結(jié)果相差小于3%，考慮到計(jì)算精度和效率問(wèn)題，最后選擇網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)980萬(wàn)進(jìn)行模擬計(jì)算。

2.2 條件設(shè)置與模型驗(yàn)證

采用CFD數(shù)值模擬軟件對(duì)換熱器殼程流場(chǎng)和傳熱進(jìn)行數(shù)值模擬研究，湍流模型采用k-ε模型。殼程流體為液態(tài)水，物性參數(shù)取水進(jìn)出口平均溫度下的值：密度992.2 kg/m3，黏度0.656×10-5Pa·s，比熱容4.174 kJ/(kg·K)，導(dǎo)熱系數(shù)0.633 8 W/(m·K)。速度入口，假設(shè)入口流體均勻分布，流體進(jìn)口溫度為30 ℃，入口段湍流的水力直徑為 30 mm。殼程出口采用壓力出口。換熱管外壁面定義為無(wú)滑移的恒溫壁面，溫度為60 ℃。殼體的內(nèi)壁面、折流板面等均定義為不可滲透、無(wú)滑移的絕熱邊界。忽略折流板與殼體內(nèi)壁間隙、折流板管孔間隙與漏流。壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，動(dòng)量和能量離散采用二階迎風(fēng)格式[5-7]。

在本文試驗(yàn)研究的流量范圍內(nèi)，驗(yàn)證數(shù)值模擬的正確性，將數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較，如圖11所示?？梢钥闯?，試驗(yàn)與模擬殼程總壓降的最大偏差為10.7%，表明數(shù)值模擬與試驗(yàn)吻合較好。

圖11 數(shù)值模擬與試驗(yàn)壓降對(duì)比曲線

2.3 結(jié)果與討論

2.3.1 殼程流場(chǎng)對(duì)比分析

圖12示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程速度分布云圖?？梢钥闯?，傳統(tǒng)弓形折流板在換熱器殼程形成連續(xù)折返通道，當(dāng)流體通過(guò)狹窄的折流板缺口時(shí)開始加速流動(dòng),在折流板迎風(fēng)側(cè)速度較大，在折流板背風(fēng)側(cè)速度很小，幾乎停滯，形成較大的流動(dòng)死區(qū)。連續(xù)螺旋折流板換熱器中的流體總是順著一個(gè)方向旋轉(zhuǎn)流動(dòng)(接近螺旋狀流動(dòng))，在螺旋折流板前后速度分布更均勻，幾乎沒(méi)有流動(dòng)死區(qū)，有利于強(qiáng)化流體傳熱。同時(shí)螺旋折流板前后流通截面變化不大，流動(dòng)阻力損失較小，但在螺旋兩端存在流動(dòng)死區(qū)。

圖12 殼程速度分布對(duì)比云圖

圖13示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程壓力分布云圖?？梢钥闯?，在研究的流速范圍內(nèi)，連續(xù)螺旋折流板換熱器殼側(cè)壓力變化更為平緩，相比弓形折流板換熱器，模擬計(jì)算總壓降下降了12.3%～33.5%(前面試驗(yàn)測(cè)量總壓降下降了10.8%～36.5%)。

圖13 殼側(cè)壓力分布對(duì)比云圖

2.3.2 殼程溫度場(chǎng)對(duì)比分析

圖14示出弓形折流板和螺旋折流板換熱器殼程溫度場(chǎng)分布云圖?？梢钥闯?，傳統(tǒng)弓形折流板前后流體溫度差異大，則流體在折流板缺口流體加速區(qū)與管內(nèi)流體換熱充分，在流動(dòng)折流板背風(fēng)側(cè)的流動(dòng)死區(qū)換熱不明顯。而連續(xù)螺旋折流板殼側(cè)流體溫度在折流板前后溫差小，均與管內(nèi)流體充分換熱，主要是由于螺旋折流板殼側(cè)流體基本呈螺旋流動(dòng)，沒(méi)有明顯的死區(qū)。折流板前后、殼體中心面附近等，整個(gè)殼程溫度場(chǎng)均勻性有很大提高。在所研究的流速范圍內(nèi)，連續(xù)螺旋折流板換熱器殼側(cè)對(duì)流傳熱系數(shù)與弓形折流板換熱器對(duì)流傳熱系數(shù)相比，模擬計(jì)算提高了14.2%～41.9%(前面試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果提高了14.3%～ 33.9%)。

圖14 殼側(cè)溫度分布對(duì)比云圖

3 結(jié)論

本文以水-水為換熱介質(zhì)、對(duì)DN100 mm、長(zhǎng)度1 400 mm的無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器和傳統(tǒng)弓形折流板換熱器進(jìn)行了試驗(yàn)與數(shù)值模擬研究。在換熱器管程和殼程進(jìn)口溫度分別為60 ℃和30 ℃的條件下，固定管程流量8.0 m3/h，在1.9～8.0 m3/h之間調(diào)節(jié)殼程流量，得到主要結(jié)論如下。

(1)在本文研究范圍內(nèi)，無(wú)中心管螺旋折流板換熱器比傳統(tǒng)弓形折流板換熱器總的傳熱系數(shù)增加了1.5%～22.8%，場(chǎng)協(xié)同數(shù)增加了4.2%～16.0%。

(2)在本文研究范圍內(nèi)，無(wú)中心管螺旋折流板換熱器殼側(cè)壓力降明顯低于傳統(tǒng)弓形折流板換熱器壓力降，其下降幅度為10.8%～36.5%。

(3)在本文研究范圍內(nèi)，無(wú)中心管螺旋折流板換熱器綜合傳熱性能明顯優(yōu)于傳統(tǒng)弓形折流板換熱器，增幅為38.2%～49.8%。

(4)通過(guò)數(shù)值模擬發(fā)現(xiàn)，無(wú)中心管螺旋折流板換熱器殼程流體接近螺旋柱塞流，避免了弓形折流板背部的流動(dòng)“死區(qū)”，其殼側(cè)流場(chǎng)分布和溫度場(chǎng)分布的均勻性明顯高于弓形折流板換熱器。

本文通過(guò)試驗(yàn)與數(shù)值模擬對(duì)無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)弓形折流板換熱器進(jìn)行了對(duì)比研究，此研究結(jié)論為無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器的進(jìn)一步開發(fā)和研究提供了很好的參考。在此基礎(chǔ)上，通過(guò)與某公司合作，目前已經(jīng)搭建了DN500 mm和DN800 mm兩種規(guī)格無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器與傳統(tǒng)換熱器對(duì)比試驗(yàn)臺(tái)，擬進(jìn)一步探討增大換熱器結(jié)構(gòu)尺寸、改變換熱介質(zhì)和換熱工藝條件時(shí)換熱器綜合性能的變化規(guī)律，為無(wú)中心管連續(xù)螺旋折流板換熱器傳熱性能研究和工業(yè)化應(yīng)用提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。