徑向熱管換熱器殼程數(shù)值模擬及結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

涂福炳，武薈芬，張嶺，周孑民，賈煜

(1. 中南大學(xué) 能源科學(xué)與工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙，410083；2. 長(zhǎng)沙有色冶金設(shè)計(jì)研究院，湖南 長(zhǎng)沙，410011)

對(duì)含硫量較高的中、低溫工業(yè)煙氣進(jìn)行余熱回收和利用，要求設(shè)備具有優(yōu)良的抗低溫露點(diǎn)腐蝕的性能,而常規(guī)的換熱設(shè)備不具備該性能，且換熱器壽命短，事故頻繁，常造成整個(gè)生產(chǎn)線停產(chǎn)，使企業(yè)蒙受較大的經(jīng)濟(jì)損失[1]。同軸徑向熱管換熱器是一種新型的高效換熱器，輸熱能力大，均溫性能優(yōu)良、傳熱方向可逆、阻力損失小、安全耐用，較好的解決了中低溫含硫煙氣露點(diǎn)腐蝕的問(wèn)題[2-3]。國(guó)內(nèi)外學(xué)者目前對(duì)于熱管換熱器的研究主要是針對(duì)軸向熱管換熱器，對(duì)于同軸徑向熱管換熱器的研究尚少。Peretz等[4-5]研究了熱管換熱器的幾何結(jié)構(gòu)對(duì)其傳熱性能的影響，對(duì)管間距、翅片間距以及熱管的蒸發(fā)段和冷凝段長(zhǎng)度進(jìn)行優(yōu)化；董其伍等[6]引入了13個(gè)參數(shù)量，建立了電站鍋爐熱管空氣預(yù)熱器的優(yōu)化設(shè)計(jì)模型，并編制了組合型離散變量?jī)?yōu)化算法程序；鄧斌等[7]采用各向異性多孔介質(zhì)模型對(duì)管殼式換熱器殼側(cè)的流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，著重分析了管殼式換熱器殼側(cè)的湍流流動(dòng)特性；黃興華等[8-9]使用多孔介質(zhì)模型對(duì)實(shí)驗(yàn)用管殼式熱管換熱器殼程單相流動(dòng)和傳熱進(jìn)行了三維數(shù)值模擬，得出了殼程流體流動(dòng)和傳熱的分布規(guī)律；孫世梅等[10-11]運(yùn)用Fluent對(duì)徑向熱管換熱器內(nèi)流體流動(dòng)與傳熱進(jìn)行了模擬研究，較好的說(shuō)明了采用數(shù)值計(jì)算方法預(yù)測(cè)熱管換熱器傳熱性能的可行性；袁達(dá)忠等[12]研究了以單根熱管換熱為基礎(chǔ)的熱管換熱器耦合源模型內(nèi)的流動(dòng)與傳熱特性，以及熱管的布置方式對(duì)換熱器換熱的影響。另外文獻(xiàn)[13-15]也對(duì)熱管換熱器進(jìn)行了研究。在此，本文作者將對(duì)同軸徑向熱管換熱器進(jìn)行數(shù)值模擬研究。

1 數(shù)值模擬

1.1 物理模型

熱管換熱器內(nèi)部幾何結(jié)構(gòu)復(fù)雜，同時(shí)考慮到換熱管內(nèi)部冷卻介質(zhì)對(duì)換熱的影響，和煙氣與管外壁、管內(nèi)壁與冷卻水的流固耦合傳熱傳質(zhì)，以及高溫?zé)煔鈱?duì)外管的物理化學(xué)侵蝕、物性變化等因素。假定換熱器在穩(wěn)定工況下運(yùn)行，各操作參數(shù)恒定，沒(méi)有波動(dòng)變化，換熱器內(nèi)部熱管運(yùn)行狀態(tài)良好。

換熱器具有殼程大、管內(nèi)徑小、管子數(shù)目多，尤其是在圓管的劃分上，很容易出現(xiàn)扭曲度較大的網(wǎng)格，這需要不斷的調(diào)整網(wǎng)格的大小，難度非常大。本文依靠點(diǎn)、線、面、體的步驟，將整個(gè)計(jì)算區(qū)域劃分為幾個(gè)不同區(qū)域分塊劃分網(wǎng)格，熱管直管段、彎頭段、冷卻水進(jìn)口、出口、換熱器兩側(cè)擋板、換熱器喇叭口段等。采用六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分整個(gè)計(jì)算區(qū)域。采用Gambit 2.2 進(jìn)行網(wǎng)格劃分。熱管換熱器的幾何參數(shù)如表1所示，建立的熱管換熱器的三維計(jì)算區(qū)域網(wǎng)格如圖1所示。

表1 同軸徑向熱管換熱器的幾何參數(shù)Table 1 Structural parameters of radial heat pipe heat exchanger

圖1 同軸徑向熱管換熱器的三維網(wǎng)格圖Fig.1 Three-dimensional grid of radial heat pipe heat exchanger

1.2 數(shù)學(xué)模型

熱管換熱器內(nèi)的氣體流動(dòng)一般為湍流流動(dòng)，假設(shè)熱管換熱器內(nèi)的流動(dòng)為不可壓縮湍流運(yùn)動(dòng)，經(jīng)過(guò)雷諾時(shí)均化的控制方程可表示為如下形式：

控制方程確定后，要對(duì)流場(chǎng)控制方程進(jìn)行離散,本文采用精度較高的 QUICK格式來(lái)離散對(duì)流項(xiàng)；對(duì)動(dòng)量方程的離散通過(guò)修正壓力梯度項(xiàng)來(lái)控制；由于熱管換熱器內(nèi)流動(dòng)的旋轉(zhuǎn)特性，壓力插補(bǔ)格式采用PRESTO格式；同時(shí)考慮到熱管換熱器內(nèi)流動(dòng)的復(fù)雜性，采用SIMPLE算法進(jìn)行求解。

1.3 耦合傳熱問(wèn)題數(shù)值計(jì)算

數(shù)值解法可分為分區(qū)求解邊界耦合和整場(chǎng)求解兩種方法。換熱器的煙氣與熱管的流固耦合問(wèn)題用整場(chǎng)求解的方法最為有效。外流域煙氣和熱管外表面，同時(shí)冷卻水流域和熱管內(nèi)表面，產(chǎn)生耦合交界面。界面處處理方法采用調(diào)和平均法。固體和氣體控制容積節(jié)點(diǎn)P和E的導(dǎo)熱系數(shù)λ不相等，則由界面上的熱流密度連續(xù)的原則，由 Fourior定律，可得界面上的當(dāng)量導(dǎo)熱系數(shù)的調(diào)和平均公式：

式中：qe為界面e上的熱流密度，W/m2；T為熱力學(xué)溫度，K；(δx)e為P和E節(jié)點(diǎn)的距離； (δx)e-為節(jié)點(diǎn)P到截面e的距離； (δx)e+為節(jié)點(diǎn)E到截面e的距離；λ為導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m2·K)。

由式(3)可得：

溫度場(chǎng)耦合求解時(shí)，固體與流體的分界面自然地成為控制容積的界面，該界面上的當(dāng)量擴(kuò)散系數(shù)應(yīng)該采用上面介紹的調(diào)和平均的方法。固體與流體區(qū)中的導(dǎo)熱系數(shù)采取各自的實(shí)際值，但在固體區(qū)中的比熱容則采用流體區(qū)的比熱容之值，這樣才能保證耦合界面上的熱流密度連續(xù)。

1.4 模型設(shè)置求解及邊界條件

使用分離式求解器，非穩(wěn)態(tài)隱式格式求解；速度壓力耦合方式采用基于交錯(cuò)網(wǎng)格的SIMPLE方式；流體為煙氣，物性參數(shù)由熱態(tài)試驗(yàn)中測(cè)試而得；假設(shè)入口來(lái)流的速度均勻穩(wěn)定，殼體壁面采用不可滲透無(wú)滑移絕熱邊界。

入口采用速度入口邊界條件，煙氣具體參數(shù)見表2，冷卻水入口給定流速和水溫，入口湍流采用湍流強(qiáng)度和水力直徑。出口采用壓力出口邊界條件。壁面為無(wú)滑移邊界條件，近壁區(qū)的處理采用壁面函數(shù)法。進(jìn)行傳熱模擬需要選定能量方程，對(duì)換熱管束壁面和翅片，設(shè)定為無(wú)滑移，無(wú)滲透，并選擇Coupled流固耦合條件，將兩側(cè)煙氣和水流耦合起來(lái)。壁面設(shè)置厚度為 8 mm，導(dǎo)熱系數(shù)設(shè)置為充液率 43.2%的熱管等效導(dǎo)熱系數(shù)值，可由下式得出：

式中：λeff為等效導(dǎo)熱系數(shù)；R為充液率。

表2 煙氣參數(shù)表Table 2 Parameter list of smoke

2 數(shù)值仿真結(jié)果驗(yàn)證與誤差分析

2.1 仿真結(jié)果分析

圖2所示為不同切面上換熱器第1～14排等溫線。由圖2可知：對(duì)于換熱器殼程，越是靠近熱管管壁的地方，等溫線越是密集，證明溫度梯度越大。在熱管兩側(cè)的邊緣處的煙氣溫度高于管束尾部的煙氣溫度。這是由于在高雷諾數(shù)下，管間容積內(nèi)的流體變成具有高湍流度的旋渦流。在熱管迎風(fēng)面的尾部，流體中的壓力增大，沿流動(dòng)方向的速度下降，因?yàn)樵谶吔鐚觾?nèi)流體微團(tuán)由于摩擦而失去能量，動(dòng)能不足以克服增長(zhǎng)的壓力，于是微團(tuán)的運(yùn)動(dòng)逐漸減慢，以致停下來(lái)向相反的方向運(yùn)動(dòng)，逆向的微團(tuán)互相推擠，造成熱管尾部湍流度增加，換熱增強(qiáng)，所以尾跡區(qū)內(nèi)的溫度比同一位置上的殼程上的溫度要低些。

圖2 不同切面上換熱器第1～14排等溫線(單位：K)Fig.2 Isotherms of different cross sections in heat exchanger range from row 1 to 14

圖3 換熱器內(nèi)熱管局部速度矢量和流線圖Fig.3 Local velocity vector and flow pattern of heat pipe in heat exchanger

圖 3所示為換熱器內(nèi)熱管局部速度矢量和流線圖。由圖3可以看到：在煙氣流經(jīng)管束時(shí)，在管束尾部形成一個(gè)楔形的渦流區(qū)，渦流區(qū)的速度明顯低于其同Z坐標(biāo)的其他區(qū)域，在熱管的X向側(cè)緣，流體速度達(dá)到最大，最大流速均大于煙氣入口流速。對(duì)第一排和其后深層各排管的繞流狀況進(jìn)行對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)，深層管排迎面的來(lái)流具有更高的湍流度，與第一排相比，其脫體點(diǎn)的位置向流動(dòng)的下游方向移動(dòng)。其楔形區(qū)的流束較窄，而且返回流束具有更為復(fù)雜的流線圖形。圖中在繞流尾跡區(qū)形成的一對(duì)旋轉(zhuǎn)方向相反的對(duì)稱漩渦，稱為卡門渦街。當(dāng)殼程流體出現(xiàn)卡門渦街時(shí)，由于在管子兩側(cè)交替地釋放漩渦，其繞流情況是不一樣的，流動(dòng)阻力也不同，而且有周期變化。卡門渦街作用力方向的交變性是由于在管子尾跡流的卡門渦街中，兩列旋轉(zhuǎn)方向相反的漩渦周期性均勻交替脫落引起的。當(dāng)渦街作用力的交變頻率與設(shè)備管束彈性結(jié)構(gòu)的固有頻率相耦合發(fā)生共振時(shí)，造成了換熱器的振動(dòng)問(wèn)題。

圖4所示為換熱器X=110 mm，Y=1 230 mm，殼程Z向湍流強(qiáng)度。由圖4可以看出：湍流強(qiáng)度在渦流中心區(qū)域最大，且中心區(qū)域的換熱強(qiáng)度要明顯高于邊緣處。隨著流動(dòng)深度的增加，換熱器內(nèi)部的湍流強(qiáng)度越來(lái)越大，當(dāng)煙氣離開熱管區(qū)域時(shí)，湍流強(qiáng)度明顯減小。

2.2 仿真結(jié)果驗(yàn)證

仿真結(jié)果與現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)比見表 3。4個(gè)測(cè)點(diǎn)分布于熱管換熱器的中心，在Z向上變化，其中測(cè)點(diǎn)4的位置，位于最后一排熱管的下方120 mm處。由表3可知：誤差在10%范圍內(nèi)，證明用數(shù)值模擬方法是可行的。造成誤差的原因是多方面的，主要包括數(shù)值仿真計(jì)算中的誤差和測(cè)試中的誤差兩方面。

圖4 換熱器X=110 mm，Y=1 230 mm，殼程Z向湍流強(qiáng)度Fig.4 Turbulivity in shell side along Z-axis (X=110 mm,Y=1 230 mm)

表3 仿真值與測(cè)試值比較Table 3 Comparison of simulation results and test results

3 熱管換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

為了進(jìn)一步提高換熱器的技術(shù)性能，在現(xiàn)有模型的基礎(chǔ)上對(duì)換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化研究。由于翅片數(shù)目龐大，布置密集，要想實(shí)現(xiàn)整臺(tái)換熱器的實(shí)體模擬困難很大，根據(jù)換熱器管排和翅片布置的對(duì)稱性，在建模時(shí)應(yīng)用對(duì)稱邊界條件，選取一個(gè)代表性單元作為計(jì)算區(qū)域，使得實(shí)體模擬得以實(shí)現(xiàn)。結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化選用的模型如圖5所示，具體參數(shù)見表1，選取面1-1，2-2和面3-3，4-4所包圍的區(qū)域?yàn)橛?jì)算區(qū)域，局部網(wǎng)格放大圖如圖6所示。在模擬計(jì)算時(shí)，保持冷卻水入口流量和溫度穩(wěn)定，分別研究熱管管距、管外翅片高度、翅片間距的變化對(duì)換熱器單位壓降換熱系數(shù)α/ Δp 的影響規(guī)律。

3.1 熱管橫向管距

橫向管距變化下熱管出口煙溫與出口水溫變化規(guī)律如圖7所示。由計(jì)算結(jié)果可知：煙氣出口的平均溫度和冷卻水出口溫度都隨橫向間距的增加而變大。其中冷卻水出口溫度增加是由于進(jìn)口煙氣流速保持不變的情況下，隨著橫向間距的增大，進(jìn)口煙氣流量增大，換熱量增大所致。

圖5 換熱器計(jì)算區(qū)域示意圖Fig.5 Schematic diagram of heat exchanger computational domain

圖6 同軸徑向熱管換熱器的局部三維網(wǎng)格圖Fig.6 Local three-dimensional mesh of radial heat pipe heat exchanger

圖7 橫向管距變化下熱管出口煙溫與出口水溫變化規(guī)律Fig.7 Export smoke and water temperature under different transverse spaces of heat pipe

由圖7可以看出：保持縱向間距120 mm不變，橫向間距在105～120 mm之間時(shí)，兩者溫壓最小，換熱器效率在此處較大；在壓降方面，換熱器壓降隨著熱管橫向間距增加，壓降呈線性減小，且降幅明顯，熱管橫向間距由102 mm增加到114 mm，壓降平均可減小105 Pa，降幅明顯。因此，橫向間距對(duì)換熱器阻力影響顯著。

以換熱器的單位壓降換熱系數(shù)α/Δp為優(yōu)化目標(biāo)。圖8所示為橫向管距變化下單位壓降換熱系數(shù)。由圖8可知：在橫向間距120 mm處，單位壓降換熱系數(shù)達(dá)到最大值，換熱器性能最優(yōu)。根據(jù)換熱器的設(shè)計(jì)計(jì)算公式，橫向管距 ST=1.02～1.5df，df為翅片外直徑，本文所用換熱器df為96 mm，橫向管距的范圍為98～144 mm。綜上所述，換熱器橫向管距的最優(yōu)值在114～120 mm 之間。

圖8 橫向管距變化下單位壓降換熱系數(shù)Fig.8 Heat transfer coefficient of unit pressure drop under different transverse spaces of heat pipe

3.2 熱管縱向管距

熱管換熱器熱管布置設(shè)計(jì)時(shí)，在主流方向，熱管應(yīng)該選擇適當(dāng)?shù)拈g距；隨著縱向間距的增大，熱管的排列方式越接近于順排。在叉排管束中，阻力隨縱向管距的增加而減小，因?yàn)橘囈孕纬射鰷u的管間容積大小主要取決于縱向管距。當(dāng)縱向管距減小到很小時(shí)，它對(duì)流通截面的影響更大。

圖9 縱向管距變化時(shí)，熱管出口煙溫與出口水溫變化規(guī)律Fig.9 Export smoke and water temperature under different longitudinal spaces of heat pipe

圖9所示為縱向管距變化時(shí)，熱管出口煙溫與出口水溫變化規(guī)律?？梢姡簱Q熱器管排總數(shù)不變時(shí)，縱向管距越大，煙氣在換熱器中停留的時(shí)間越長(zhǎng)，換熱量增大。以單位壓降換熱系數(shù)為優(yōu)化目標(biāo)，縱向管距越大，殼程內(nèi)部流動(dòng)越接近于管子的順排，壓降減小，所以單位壓降換熱系數(shù)增大，但是縱向管距增大，同時(shí)也減小了流動(dòng)的湍流強(qiáng)度，殼程換熱系數(shù)降低，對(duì)設(shè)備的緊湊性同樣有較大的影響。圖 10所示為縱向管距變化下?lián)Q熱器單位壓降換熱系數(shù)。由圖10可得出最佳的縱向管距在120～125 mm之間。

圖10 縱向管距變化下?lián)Q熱器單位壓降換熱系數(shù)Fig.10 Heat transfer coefficient of unit pressure drop under different longitudinal spaces of heat pipe

3.3 翅片高度

用翅片擴(kuò)大換熱管表面積和促進(jìn)介質(zhì)的紊流，從而提高傳熱效率。在選擇翅片高度時(shí)，除了追求效率高之外，還應(yīng)盡可能與翅片厚度相匹配。圖 11所示為翅片高度變化下局部對(duì)流換熱系數(shù)變化規(guī)律。由圖11可知：翅片的高度越小，翅片管表面附近的流動(dòng)狀況也就越接近與無(wú)翅片管的狀況，隨著翅片高度的增加，翅片間的流動(dòng)越具有明顯的間隙流動(dòng)特征。翅片高度在 25 mm時(shí)，局部對(duì)流換熱系數(shù)達(dá)到最大，之后翅片高度增加對(duì)換熱的影響并不明顯，若考慮到換熱器壓降性能，此時(shí)，熱管換熱器翅片高度不應(yīng)高于26.5 mm。

圖11 翅片高度變化下局部對(duì)流換熱系數(shù)變化規(guī)律Fig.11 Local convection heat transfer coefficient under different fin heights

3.4 翅片間距

煙氣的具體流體力學(xué)狀況，決定了外側(cè)肋化表面的換熱強(qiáng)度。了解翅片管周圍流體的流動(dòng)，才能對(duì)翅片局部換熱系數(shù)的變化做出充分的解釋。由計(jì)算結(jié)果可知，當(dāng)翅片間距由8 mm到4 mm，隨著翅片間距減小，換熱面積增大，換熱效果增強(qiáng)。圖 12所示為不同雷諾數(shù)和翅片間距下局部對(duì)流換熱系數(shù)變化規(guī)律。從圖12中可以看出：翅片間距在6 mm(兩翅片表面之間的距離為5 mm)以內(nèi)時(shí)，換熱隨翅片間距的加大而明顯增強(qiáng)，但繼續(xù)加大時(shí)翅片間距時(shí)，換熱效果增強(qiáng)不明顯。這是翅片間距的增大，換熱面積減小的結(jié)果；隨著 Re的增大，翅片間距對(duì)換熱的影響逐漸減弱。這是由于 Re的增大，使邊界層厚度變小，在較小的翅片間距值之下，換熱系數(shù)即達(dá)到峰值。綜上所述，翅片間距為6 mm時(shí)，換熱效果較為理想。

圖12 不同雷諾數(shù)和翅片間距下局部對(duì)流換熱系數(shù)變化規(guī)律Fig.12 Local convection heat transfer coefficient under different Re and fin spaces

4 結(jié)論

(1) 換熱器殼程中煙氣離熱管壁面越近，溫度梯度越大。在熱管兩側(cè)邊緣處的煙氣溫度高于管束尾部的煙氣溫度。這是因?yàn)樵谶吔鐚觾?nèi)流體微團(tuán)互相推擠，造成熱管尾部湍流度增加，換熱增強(qiáng)。

(2) 煙氣流經(jīng)換熱器殼程時(shí)，在管束尾部形成一個(gè)楔形的渦流區(qū)，速度在流體出現(xiàn)脫體的地方達(dá)到最大值。湍流強(qiáng)度在中心區(qū)域也是最大，因此，中心區(qū)域的換熱強(qiáng)度明顯高于邊緣處。

(3) 換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化結(jié)果是：橫向管距為114～120 mm；縱向管距為120～125 mm；翅片高度不應(yīng)高于26.5 mm；翅片間距為6 mm。

[1] 莊駿, 張紅. 熱管技術(shù)及其工程應(yīng)用[M]. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2000: 33-38.ZHUANG Jun, ZHANG Hong. Technology and engineering applications of heat pipe[M]. Beijing: Chemical Industry Press,2000: 33-38.

[2] Vafai K,Wanga W. Analysis of flow and heat transfer characteristics of an asymmetrical flat plate heat pipe[J]. Int J Heat Mass Transfer, 1992, 35(9): 2087-2099.

[3] Wang Y, Vafai K. An experimental investigation of the thermal performance of an asymmertrical flat plate heat pipe[J]. Int J Heat Mass Transfer, 2000, 43(15): 2657-2668.

[4] Peretz R, Bendescu J. The influence of the heat pipe heat exchanger's geometry on its heat transfer effectiveness[J].Journal of Heat Recovery Systems, 1983, 3(1): 23-34.

[5] Peretz R, Horbaniuc B. Optimal heat pipe heat exchanger design[J]. Journal of Heat Recovery Systems, 1984, 4(1): 9-24.

[6] 董其伍, 王丹, 劉敏珊. 余熱回收用熱管及熱管式換熱器的研究[J]. 工業(yè)加熱, 2007, 36(4): 37-40.DONG Qi-wu, WANG Dan, LIU Min-shan. Research on heat pipe and heat Pipe heat exchanger for waste heat recovery[J].Industrial Heating, 2007, 36(4): 37-40.

[7] 鄧斌, 陶文銓. 管殼式換熱器殼側(cè)湍流流動(dòng)的數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)研究[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)版, 2003, 37(9):889-893.DENG Bing, TAO Wen-quan. Numerical simulation and experimental study on turbulent flow in shell side of shell-and-tube heat exchangers[J]. Journal of Xi'an Jiaotong University: Natural Science, 2003, 37(9): 889-893.

[8] 黃興華, 王啟杰, 陸震. 管殼式換熱器殼程流動(dòng)和傳熱的三維數(shù)值模擬[J]. 化工學(xué)報(bào), 2000, 51(3): 297-302.HUANG Xing-hua, WANG Qi-jie, LU Zhen. Three dimensional numerical simulation of fluid flow and heat thransfer in shell-and-tube heat exchanger[J]. Journal of Chemical Industry and Engineering (China), 2000, 51(3): 297-302.

[9] 黃興華, 陸震, 劉冬暖. 換熱器殼側(cè)紊流流動(dòng)特性的數(shù)值研究[J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)版, 2000, 34(9):1191-1194.HUANG Xing-hua, LU Zhen, LIU Dong-nuan. Numerical study of turbulent flow characteristics in shell side of shell-and-tube heat exchangers[J]. Journal of Shanghai Jiaotong University:Natural Science, 2000, 34(9): 1191-1194.

[10] 孫世梅, 張紅. 熱管換熱器流動(dòng)與傳熱的 CFD模擬及試驗(yàn)研究[J]. 南京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào): 自然科學(xué)版, 2004, 26(2): 62-66.SUN Shi-mei, ZHANG Hong. Analysis of CFD simulation with experiment of heat transfer and pressure drop for heat pipe heat exchanger[J]. Journal of Nanjing University of Technology:Natural Science, 2004, 26(2): 62-66.

[11] 孫世梅, 張紅. 熱管換熱器傳熱性能及溫度場(chǎng)數(shù)值模擬研究[J]. 化工學(xué)報(bào), 2004, 55(3): 472-475.SUN Shi-mei, ZHANG Hong. Numerical simulation of thermal performance and temperature field in heat exchanger[J]. Journal of Chemical Industry and Engineering (China), 2004, 55(3):472-475.

[12] 袁達(dá)忠. 熱管換熱器的兩相流模型與耦合傳熱的研究[D]. 大連: 大連理工大學(xué)化工學(xué)院, 2008: 62-102.YUAN Da-zhong. Two phase flow model and conjugate heat transfer for heat pipe heat exchanger[D]. Dalian: Dalian University of Technology. School of Chemical Engineering,2008: 62-102.

[13] 陳丹. 高溫?zé)峁軗Q熱器的模擬優(yōu)化研究[D]. 南京: 南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院, 2002: 30-35.CHEN Dan. Research on simulation and optimization of high temperature heat pipe heat exchanger[D]. Nanjing: Nanjing University of Technology. School of Mechanical and Power Engineering, 2002: 30-35.

[14] 趙安林. R600a在重力熱管散熱器中的工作實(shí)驗(yàn)研究[D]. 重慶: 重慶大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院, 2002: 13-19.ZHAO An-lin. Experimental investigation of thermalsiphon radiator for refrigerant R600a[D]. Chongqing: Chongqing University. School of Power Engineering, 2002: 13-19.

[15] 郭雪華. 熱管式真空蒸發(fā)器的設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究[D]. 大連: 大連理工大學(xué)化工學(xué)院, 2000: 30-32.GUO Xue-hua. The design and experimental studies on heat pipe vacuum evaporator[D]. Dalian: Dalian University of Technology.School of Chemical Engineering, 2000: 30-32.