一种管道螺旋布置的降膜式换热器的制造方法
【专利摘要】本发明公开了一种管道螺旋布置的降膜式换热器，其特点是换热管道水平螺旋布置，壳程工质沿管道外壁面膜状流下。具体包括管壳，该管壳上设有流体A进口、气态流体A出口、液态流体A出口、流体B进口和流体B出口，该管壳内设有流体A分配器，并设有至少一层螺旋管道、以及与所述螺旋管道的出口连通的汇集管道；螺旋管道的进液口均与所述流体B进口连通；管道的螺旋形式为阿基米德螺旋线形式、线段渐开线形式、正多边形渐开线形式、圆渐开线形式、椭圆渐开线形式中的一种。管程流体的进液方式可为直接进液法、套管式进液法和软管式进液法。该新型降膜式换热器大大拓宽了常规降膜式换热器的工作场合和应用领域，具有很好的市场应用前景。
【专利说明】一种管道螺旋布置的降膜式换热器
【技术领域】
[0001]本发明属于降膜式换热器设计【技术领域】，具体是涉及一种管道螺旋布置的降膜式换热器。
【背景技术】
[0002]随着社会的快速发展，社会各个行业对于能源的利用和依赖程度逐步加深，为了更加有效的利用能源，社会对高效的换热装置的需求日益增加。高效的换热不仅能够提高能源的利用效率，并且通过适当的设计可以有效利用生活中的废热，因此对其研究具有重大意义。降膜式换热器作为一种具有巨大前景的换热器近年来受到广泛的关注和开发研究，它于20世纪90年代开始应用在制冷空调领域。总结国内外关于制冷用水平降膜式蒸发器的研究成果，可知它相比满液式蒸发器具有更大的优势；I)具有很高的换热系数:降膜式蒸发器的主要热阻是液膜，由于工质沿管道膜状流下，因此这部分的热阻很小，实验数据表明，降膜式蒸发的传热系数甚至比池沸腾要高。由于降膜式蒸发器具有这样的特性，装置的尺寸可以做的很小，节约成本；同时工质的流动主要的驱动力为重力，因此蒸发器中工质压力降低的很小，制冷剂前后的温差也较小；2)较少的制冷剂充注量:由大量的实验结果可知，在相同的冷量条件下，制冷剂的充注量可以减少约为25%，特别适用于性能优良但充注量不能太大的工质；3)回油性能好:流入蒸发器底部的制冷剂液体实际上是含油浓度较高的混合液体，经过再次提高后，就可以通过压缩机的进油口直接送进压缩机。
[0003]水平降膜式蒸发器虽然具有以上提到的诸多优点，但是它目前还存在着一些问题待解决。影响蒸发器的性能参数很多:制冷剂的流量，流态、管道的布置、表面结构、分配器的设计等。其中最关键的问题之一在于如何设计分配器使得喷淋的工质得到最大限度的均匀分布，因为若喷淋工质分布不均匀，那么管道表面就可能会出现干涸现象，干涸现象的出现大大恶化了蒸发器的换热性能。因此对分配器问题的进一步研究和探讨，对于推进降膜式蒸发器的商业应用具有重大的意义。同时，水平管道的降膜式蒸发器由于管道的结构和管道与分配器的相对位置的特殊性，换热器内部的体积利用率不高，在管道的侧面留有很大的空间。
[0004]立式降膜式蒸发器已经出现很久，目前的应用主要集中在空分、石油、化工、制药等行业，人们在其设计上已经积累了很多经验。立式降膜式蒸发器具有水平降膜式蒸发器所不具有的一些优势，它占地范围小，单位体积的换热量大，特别适用于大型的换热装置。常见的立式降膜式蒸发器采用的换热管多为竖直布置的直管，还有一部分采用的是螺旋管。后者虽然结构紧凑、换热效果好，但是由于管道之间的距离很小，再加上分配器与螺旋管道之间是采用焊接连接，因此管道的清洗和维护非常的困难。同时管程流体的选择也受到很大的限制，当采用烟气等作为热源时，烟气中的固体颗粒可能会在管内部出现沉积，进而出现堵塞的现象。另外当采用粘度较大的流体作为热源时，流动过程中的阻力很大，该蒸发器在运行过程中所耗费的泵功就会很大。
[0005]一般来讲，在应用水平降膜式蒸发器时，更多的是关心壳程流体的温度变化或者浓度的变化，因此为了更好的实现对壳程换热过程的控制，对壳程流体的分配器都会进行优化设计，而对于管程的热源流体的分配策略则相对比较简单；典型的立式降膜式蒸发器则是对管程流体的流量分配进行优化，壳程的热源流体采用“单进单出”的方式，没有对应的流量分配的策略，这就在一定程度上限制了两种降膜式蒸发器的应用场合。结合降膜式换热的特点，同时强化换热管道两侧流体的换热效果和加强对两者流量的控制能够更好的发挥降膜式换热的优势。
[0006]目前对于降膜式蒸发器的改进主要是对其管道的布置和结构进行优化，例如专利文献(公布号CN102759225A)公布了一种立式旋流式的降膜式蒸发器，该专利通过设置螺旋折流板来强化了管道壁面的换热，减少了出现干涸的可能性。但是由于外壳内部空腔内的工质流动区域较大，工质在螺旋流动过程中由于流体扰动带来的强化效果并不明显，管道内部流体一侧的换热也没有采取强化措施；同时由于管束为竖直布置，因此在整个流道中工质与管壁降膜换热的时间相比传统的立式降膜式蒸发器并没有太大的提升，膜状换热的效果还有待进一步的挖掘。专利文献(CN102759227A)公开了一种制冷用水平降膜式蒸发器，特点是通过设置一段液态制冷剂过冷管道与完成换热的气态制冷剂进一步换热，以加大过冷度。该专利文献局限性在于管道的布置形式仍然采用传统布置，该布置使得蒸发器的空间利用率较低。专利文献(CN103153419A)公布了一种新型的降膜式蒸发器，该类型的蒸发器主要特征是蒸发器包括两个或者更多的管束，每个管束都配置有各自的管板和收集管道，改设计通过把管束布置为“子降膜式系统”能够较好的避免管道表面的干涸，但是由于管道两侧换热的物质接触时间仍然没有较好的得到延长，换热能力的提高有限。
[0007]由上所述可以看出，水平降膜式蒸发器和立式降膜式蒸发器都具有各自的优势和应用场合，同时也有各自的劣势。水平降膜式蒸发器的换热系数高，但是换热器内部的空间利用率较低；而立式降膜式蒸发器虽然空间利用率低，但是壳程流体和管程流体的换热时间过短。两种换热器只是对关心流体的流量采用分配策略，而对于另一股流体没有采用相应的策略。开发出能够集成两者的换热优势同时摒除劣势的新型降膜式换热器能够大大拓宽降膜式换热器的应用场合，将具有巨大的市场应用前景。
【发明内容】
[0008]本发明提供了一种管道螺旋布置的高效降膜式换热器，兼具立式降膜式蒸发器和卧式降膜式蒸发器的优点，传热系数高，换热效果好，同时对两股换热流体均采用了流量控制分配策略，进一步的提升了该降膜式换热器的灵活性。
[0009]一种管道螺旋布置的降膜式换热器，包括管壳，该管壳上设有流体A进口、气态流体A出口、液态流体A出口、流体B进口和流体B出口，该管壳内设有流体A分配器，所述的管壳内设有至少一层螺旋管道、以及与所述螺旋管道的出口连通的汇集管道；所述的螺旋管道的进液口均与所述流体B进口连通；所述的汇集管道一端封闭，另一端与所述流体B出口连通。
[0010]流体B在壳体的侧面进入换热器，在经过螺旋管道、汇集管道后，最后在壳体的底部流出换热器。而流体A从壳体的顶部的流体A进口进入换热器，液态流体A汇集于壳体的底部，从液态流体A出口排出，而气态的流体从壳体的侧面的气态流体A出口被引出。
[0011]为便于螺旋管道的设计和制作，作为优选，所述的螺旋管道采用的螺旋形式为阿基米德螺旋线形式、线段渐开线形式、正多边形渐开线形式、圆渐开线形式、椭圆渐开线形式中的一种。在螺旋管道与汇集管道的连接处和管道与壳体的连接处要对曲线进行适当的修正。具体采用哪种螺旋形式需要根据实际情况确定。所述的螺旋管道的直径涵盖微通道和制冷常用管道，当装置较小时，管道的直径可以取小值，而换热量要求较大时，管径可取大值。
[0012]所述的螺旋管道内外表面均可采用强化换热手段，外表面包括采用翅片、肋片、沟槽、螺旋等方式，内表面包括波纹和螺纹结构等，同时管道可以采用圆管、椭圆管、二次曲线管、高次曲线管道等。复杂表面能够有效的对液膜的形成产生扰动，减少边界层的厚度，从而强化换热效果。
[0013]由于在螺旋管道连接处需要承受较大的应力，为了加强装置的强度，实际安装时，在螺旋管道与管壳连接处，可根据需要设置支撑结构，支撑结构包括支撑柱、支撑梁或者是加厚的壁面等，以满足强度要求。
[0014]根据流体B性质的不同，流体B可采用多种进液形式，当流体B为气体时，可直接将气体输入到螺旋管道中即可，此种形式我们简称为直接式进液法。不需要额外增加分配器。当流体B为液态时，根据流体B流量大小以及使用场合的不同，又可分为另外两种形式，即套管式进液法和软管式进液法。此时，作为优选:所述的管道螺旋布置的降膜式换热器还包括流体B分配腔体，该流体B分配腔体上设有液体入口，该流体B分配腔体内设有流体B分配器、以及设置在流体B分配器与流体B进口之间的流体B分配管道。
[0015]当使用在空间较为狭小的空间时，作为优选，所述的流体B分配管道为至少两个，多个流体B分配管道的入口端部分相互套设，内部的流体B分配管道的出口端穿过外部的流体B分配管道与所述流体B进口相连。此种形式为上述的套管式进液法。
[0016]作为另一种优选，所述的流体B分配管道为相互独立的两个或多个柔性管。柔性管的数量与螺旋管道的数量相同。此种形式为上述的软管式进液法。
[0017]为便于柔性管的固定和更换，作为优选，所述的柔性管一端穿过所述流体B分配器的分配孔，该端端部设有与所述流体B分配器相互固定的法兰面。
[0018]为满足不同场合的需求，便于流体B分配腔体的更换和安装，作为优选，所述的流体B分配腔体与管壳之间为可拆卸连接。例如，可采用卡箍连接、螺纹连接等。
[0019]所述的汇集管道位于圆形壳体的中间，连接各个不同高度层的螺旋管道。汇集管道的直径比换热管道的直径大，具体可以通过流体B的流量判断范围。作为优选，所述的汇集管道的直径为螺旋管道直径的2?4倍。汇集管道的直径大于螺旋管道，便于流体B的顺利汇集排出，汇集管道的直径大小，需要根据流体B的流量确定。
[0020]螺旋管道在安装时可以水平安装或者倾斜一定的角度安装，相邻两个之间的距离也可以进行调节。作为优选，所述的螺旋管道与水平面之间的夹角为O?30°。螺旋管道在竖直方向上可以偏转一定角度布置，这样可以减少螺旋管道的干涸。相邻螺旋管道之间的距离管道也是可以调整的。偏离的角度与距离根据实际情况而定。
[0021]本发明中采用的分配器的结构可采用孔板式分配器、喷嘴式分配器、沟槽式分配器或其他复合式分配器。分配器的选择和具体的设计参数视情况而定。
[0022]本发明的管道螺旋布置的高效降膜式换热器，其所述的水平螺旋式降膜式换热器的工作原理为:本装置在工作时，流体A从换热器上部的流体A进口进入换热器，然后经过流体A分配器后，均匀的分布在螺旋的换热管道上，形成降膜式换热。液膜沿螺旋管道的外壁面流动，在滴落到下层螺旋管道表面时，液膜受到向上的力，竖直方向的速度发生改变，转而沿螺旋管道的周向运动，分别经历滞止流态、发展流态、完全发展流态，最后在螺旋管道的底部流下。由于液膜与螺旋管道中的流体B换热，在换热器中会形成气态的流体A，气态的流体A由布置在壳体侧面的蒸汽出口(气态流体A出口)引出换热器，而未来得及汽化的流体A则囤积在换热器的底部，当底部的液面高于预设值时，液态A经液态流体A出口流出换热器。流体B则先后流经流体B分配器，进液管道、螺旋管道、汇集管道、流体B出口。在水平螺旋管道时，与流体A的换热属于水平降膜式换热，相对运动为管道的周向；而在汇集管道与液体的换热属于立式降膜式换热，相对运动沿管道的轴向。
[0023]本发明中，流体B在进入汇集管道前，与流体A的换热属于水平降膜式换热，当流体进入汇集管道后，仍然与流体A进行换热，此时的换热形式类似于普通的立式降膜式蒸发器。在整个流动过程中，均参与换热，因此具有更长的换热时间和更高的换热性能。
[0024]与现有技术相比，本发明的新型的管道螺旋布置的高效降膜式换热器具有更大的优势:
[0025](I)管道是螺旋布置，管道的螺旋形式为阿基米德螺旋线形式、线段渐开线形式、正多边形渐开线形式、圆渐开线形式、椭圆渐开线形式中的一种，因此换热器中换热管的长度更长，单位体积内布置的管道也更长。一方面这就使得换热器能够在较小的体积时达到很大的换热量，具有很高的传热密度，因此较适用于大型的换热装置，当被应用于换热较少的场合上，此时的装置更易实现小型化；另一方面，由于螺旋管道之间既可以相互平行布置，也可以根据实际情况相对倾斜一定的角度布置，这样就能加大壳程流体在下落的过程中的扰动，减少液膜的厚度增强传热效果，同时也大大降低了管道表面干涸现象发生的可能性。(2)流体B的通道分为两个阶段，第一阶段是在螺旋管道中流动，第二阶段是在汇集管道中竖直流下。在第一阶段中，由于流体运动的轨迹为曲线，因此螺旋管道内的流体状态类似于弯头处的流动，会产生大量的二次流，二次流的存在大大加强了螺旋管道内部流体的扰动，促进了各流体层之间的动量和能量的交换，因此螺旋管道内部的换热效果较水平直管道或者弯头数目较少的管道更好。在第二阶段时，流体B是沿汇集管道膜状流下，与汇集管道外侧的流体A进行换热，换热的过程与立式降膜式蒸发器换热过程类似。由于竖直膜状换热时，液膜的厚度很薄，再加上在液膜流动方向上，汇集管道每隔一定距离又布置有进液口，由不同进液口流入的流体B破坏了上层液膜的边界层发展，降低了液膜的厚度。此时管道内壁面的换热系数较高。再次由于分配器的圆形外形设计，与管道的布置外形相近，因此管道外壁面的湿润效果很好，这也有利于该新型降膜式换热器工作的稳定性。
[0026](3)该发明针对流体B在竖直方向上均匀分配提出了三种进液方式方案，第一种为直接法，本方法适用于流体B为气体时。后两种为套管式进液法和软管式进液法，这两者适用于流体B为液体的情况。只要满足流体B能够滴落到下方对应层的管道中，即在管道与分配器连接处管径的大小与孔道的布置对应以外，其余管段的直径可以不一致，比如使得管径逐步的减小等，这就使得该种方法具有很大的灵活性。软管式进液法通过软管连接分配器和螺旋管道，理论上，可以分成很多的流道，而且可以通过控制孔道的大小和分布来精确的调节每个流道的流量，该方案具有很大的灵活性，在实际应用时可以根据各层管道换热效果的不同，流量不同、进口的位置等因素对该进液方案进行优化改进。同时，把软体管道与分配器的连接、软体管道与螺旋管道的连接、侧面空腔(即流体B分配腔体)与换热器主体的连接设计为可拆卸形式，不仅能够实现在工业应用非常方便灵活一拆卸清洗和更换相当的方便，同时也有利于实现流体B进口分配器形式、软体管道管径等的标准化。
【专利附图】
【附图说明】
[0027]图1为本发明的管道螺旋所采用的螺旋形式结构示意图。
[0028]图2为本发明的管道螺旋布置的降膜式换热器一种实施方式中流体B分配管道的布置结构图。
[0029]图3为图2所示布置结构图的俯视图。
[0030]图4为图2中C部分的局部放大图。
[0031]图5为本发明的管道螺旋布置的降膜式换热器另一种实施方式中流体B分配管道的布置结构图。
[0032]图6为图5中D部分的局部放大图。
[0033]图7为本发明的管道螺旋布置的降膜式换热器第三种实施方式的结构示意图。
[0034]图8为图7所示降膜式换热器的E-E面剖面图。
[0035]图9为图7所示降膜式换热器的F-F面剖面图。
[0036]上述附图中:
[0037]I为管壳；2为流体A进口；3为气态流体A出口；4为液态流体A出口；5为流体B进口；6为流体B出口；7为流体A分配器；8为螺旋管道；8 (a)为螺旋管道的进液口 ；8b为螺旋管道8的出口 ；9为汇集管道；10为流体B通道；11为流体B分配腔体；lla为进液口 ；12为流体B分配器；13为流体B分配管道；12a为孔道；13为软体管道。
【具体实施方式】
[0038]如图1、7?9所示:一种管道螺旋布置的降膜式换热器，包括管壳1，该管壳I上设有流体A进口 2、气态流体A出口 3、液态流体A出口 4、流体B进口 5和流体B出口 6，该管壳I内设有流体A分配器7，管壳I内设有至少一层螺旋管道8、以及与螺旋管道8的出口 8b连通的汇集管道9 ;螺旋管道8的进液口 8a均与流体B进口 5连通；汇集管道9 一端封闭，另一端与流体B出口 6连通。
[0039]如图1所示，螺旋管道8可采用多种螺旋形式，常用的形式为阿基米德螺旋线形式(如图1 (c)所示)、线段渐开线形式(如图1 (b)所示，)、正多边形渐开线形式(如图1 (d)所示，图1 (d)为正方形渐开线形式)、圆渐开线形式(如图1 (a)所示)、椭圆渐开线形式中的一种。图1中8a为螺旋管道8进口。
[0040]汇集管道9的直径为螺旋管道8直径的2?4倍。螺旋管道8与水平面之间的夹角为O?30°。螺旋管道8为圆管、椭圆管、二次曲线管、高次曲线管。螺旋管道8的内表面和外表面可以采取强化换热手段。螺旋管道8也可以采用强化换热管道，包括波纹管、螺旋管、椭圆管、翅片管等。在螺旋管道8与管壳I连接处，设置有支撑结构，支撑结构包括支撑柱、支撑梁等，以满足强度要求。
[0041]流体的换热通道包括流体A通道和流体B通道，流体A和流体B通过水平布置的螺旋管道和竖直方向布置的汇集管道进行热量的交换。流体A先后流经流体A进口、分配器、螺旋管道外壁面、流体A出口(包括气态流体A出口和液态流体A出口)，流体B经过流体B分配器、进液管道、螺旋管道、汇集管道和流体B出口。在螺旋管道和汇集管道处，两流体发生热量的交换。由于换热管道的螺旋布置和流体B的进液进行了特殊设计，本发明能够提供更大的换热热流密度，同时装置的灵活性也大大提高。下面结合具体实例说明本发明应用在工业应用上的优势所在。
[0042]实施例1
[0043]如图7、8、9本实例适用于制冷空调领域内的蒸发器，流体A选为制冷剂，流体B(空气)选为载冷剂。流体A在进入该换热器之前为气液混合状态，由顶部的流体A进口 2进入换热器后，流体A经过流体A分配器7后均匀的喷淋到螺旋管道8的外壁面，在螺旋管道8的外壁面成膜状下流，由于制冷剂A (本实施例1中流体A与制冷剂A指代同一物质)的温度低于载冷剂B (本实施例1中流体B与载冷剂B指代同一物质)，因此热量从载冷剂传向制冷剂，载冷剂温度降低。产生的制冷剂蒸汽从在壳体I侧面布置的气态流体A出口 3被引出，送到压缩机。而在换热器底部的浓稠液体为制冷流体和油的混合液体，含油浓度较高，直接通过液态流体A出口引出到下一个工作部件。载冷剂经过流体B通道10后被分配到工作区域。由于采用降膜式换热，因此蒸发器的压力降低小，温度变化小，故在相同的蒸发温度时，传热温差可以设置较低。
[0044]在本实施例中，根据制冷剂A与载冷剂B的换热特点不同，可以分为两个不同阶段，第一个阶段两者的换热是在螺旋管道8两侧相对流动完成的，此阶段制冷剂A在螺旋管道8外侧形成液膜，由于每一层的螺旋管道8都是螺旋布置的，因此在单位制冷剂下落高度上换热管道的长度要显著大于常规水平降膜式蒸发器，不仅减少了换热器腔体内部的换热“死体积”，而且使得换热面积更大，当其他条件一样时，换热面积大意为着换热量更大。再者螺旋管道8中的载冷剂B是沿螺旋管道运动的，其运动方向一直在变化，运动过程中产生的大量二次流极大的强化了内部的扰动，使得边界层不易发展而变薄，从内部也强化了传热系数，从而大大增强了换热。第二个阶段的换热是在汇集管道9的两侧，此时两股流体均沿竖直方向成膜状流下，由于螺旋管道8的布置特点，使得边界层的发展只能在两层管道中间才能持续发展，而在管道的连接处被打断，重新形成新的边界层。综合以上两个特点可知，本发明应用于该实例时不仅大大延长了制冷剂和载冷剂的换热时间，同时也从机理上大大强化了换热效果。
[0045]本发明的优势也可以通过以下对比计算进行定量的说明，因为该实例应用在空调中的蒸发器中，因此对比对象选为常规水平降膜式蒸发器:设对比满液式蒸发器的长度为1000mm,主体部分的直径300mm,管排数为6排,一共布置有管道数55根,每个管道的直径为10mm，长度为900mm，并假设内外流体的对数传热温差为10°C ;当采用本实施例时，换热器的高度为1000mm，主体直径为300mm，每个螺旋管道的直径也为10mm，每一根管道的长度为1.20m，螺旋管道的层数为45，汇集管道的直径为30mm，高度为900mm。同时，膜状换热的时间为0.5s,其余不在管道上运动时为自由落体运动。在没有采用强化换热管道时,选择换热器的换热系数为1000W/(m2K)，本实施方式的水平螺旋式换热器为1100W/(m2K)。下面为对比两种换热器的计算结果汇总表:由表I的计算结果可以看出，该水平螺旋蒸发器不仅能够大大延长两股流体之间的换热时间，同时也能够利用增加的换热面积来提高换热量，对比优势相当明显。[0046]表1管道螺旋换热器与满液式蒸发器性能对比
【权利要求】
1.一种管道螺旋布置的降膜式换热器，包括管壳(I)，该管壳上设有流体A进口(2)、气态流体A出口( 3 )、液态流体A出口( 4 )、流体B进口( 5 )和流体B出口(6)，该管壳内设有流体A分配器(7)，其特征在于，所述的管壳(I)内设有至少一层螺旋管道(8)、以及与所述螺旋管道(8)的出口连通的汇集管道(9);所述的螺旋管道(8)的进液口均与所述流体B进口(5)连通；所述的汇集管道(9) 一端封闭，另一端与所述流体B出口(6)连通。
2.根据权利要求1所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的螺旋管道(8)采用的螺旋形式为阿基米德螺旋线形式、线段渐开线形式、正多边形渐开线形式、圆渐开线形式、椭圆渐开线形式中的一种。
3.根据权利要求1所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，还包括流体B分配腔体(11),该流体B分配腔体上设有流体入口(11a)，该流体B分配腔体内设有流体B分配器(12)、以及设置在流体B分配器与流体B进口之间的流体B分配管道(13)。
4.根据权利要求3所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的流体B分配管道(13)为至少两个，多个流体B分配管道(13)的入口端部分相互套设，内部的流体B分配管道的出口端穿过外部的流体B分配管道与所述流体B进口(5)相连。
5.根据权利要求3所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的流体B分配管道(13)为相互独立的两个或多个柔性管。
6.根据权利要求5所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的柔性管一端穿过所述流体B分配器的分配孔，该端端部设有与所述流体B分配器相互固定的法兰面(15)。
7.根据权利要求6所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的流体B分配腔体(11)与管壳(I)之间为可拆卸连接。
8.根据权利要求1?7任一权利要求所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的汇集管道(9)的直径为螺旋管道(8)直径的2?4倍。
9.根据权利要求1?7任一权利要求所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的螺旋管道(8)与水平面之间的夹角为O?30°。
10.根据权利要求1?7任一权利要求所述的管道螺旋布置的降膜式换热器，其特征在于，所述的螺旋管道(8)为圆管、椭圆管、二次曲线管、高次曲线管。
【文档编号】F25B39/02GK103822409SQ201410028802
【公开日】2014年5月28日 申请日期:2014年1月22日 优先权日:2014年1月22日
【发明者】韩晓红, 王学会, 郑豪策, 袁晓蓉, 陈光明 申请人:浙江大学