繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)流動(dòng)與傳熱的數(shù)值模擬研究

陽(yáng)大清，周紅桃

（1.國(guó)家知識(shí)產(chǎn)權(quán)局專(zhuān)利局專(zhuān)利審查協(xié)作廣東中心，廣東廣州　510530；2.華南理工大學(xué)環(huán)境與能源學(xué)院，廣東廣州　510006）

繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)流動(dòng)與傳熱的數(shù)值模擬研究

陽(yáng)大清1，周紅桃2

（1.國(guó)家知識(shí)產(chǎn)權(quán)局專(zhuān)利局專(zhuān)利審查協(xié)作廣東中心，廣東廣州510530；2.華南理工大學(xué)環(huán)境與能源學(xué)院，廣東廣州510006）

基于流體動(dòng)力學(xué)數(shù)值模擬軟件Fluent的應(yīng)用，分別選取了標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型、RNG k-ε模型對(duì)繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流進(jìn)行數(shù)值模擬。分析了繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流傳熱過(guò)程的換熱系數(shù)和壓力降梯度，并與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較。結(jié)果表明：繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流傳熱過(guò)程的數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相符，換熱系數(shù)為200～1000 W/（m2·K），壓力降梯度為500～5000 Pa/m，誤差為±20%，驗(yàn)證了數(shù)值模擬計(jì)算方法的準(zhǔn)確性。

數(shù)值模擬；繞管式換熱器；過(guò)熱蒸汽流；換熱系數(shù)；壓力降梯度

0　引言

繞管式換熱器是大型天然氣液化工廠首選的低溫?fù)Q熱器，在全世界范圍內(nèi)90%以上大型天然氣液化工廠所采用的均為美國(guó)空氣產(chǎn)品化學(xué)工程公司（APCI）和德國(guó)林德公司（Linde）設(shè)計(jì)制造。這種高效節(jié)能的換熱裝置在煉廠加氫、空氣分離、天然氣液化、低溫甲醇洗等工業(yè)領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用［1-5］。挪威的Fredheim［6］利用簡(jiǎn)化的纏繞管式換熱器試驗(yàn)裝置，測(cè)得了大量工況運(yùn)行的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，并與已有的換熱系數(shù)以及壓力降計(jì)算關(guān)聯(lián)式的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，得到了修正的計(jì)算換熱系數(shù)與壓力降的計(jì)算關(guān)聯(lián)式；2004年，挪威Neeraas等［7-8］也通過(guò)試驗(yàn)方法，使用多種工質(zhì)（氮?dú)狻⒓淄榈龋┮约八鼈儾煌鄳B(tài)對(duì)纏繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)流體流動(dòng)與傳熱特性進(jìn)行了研究，得到了大量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)；Gistau等［9-11］也先后研究了結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)流體流動(dòng)與傳熱特性的影響。國(guó)內(nèi)相關(guān)科研院所與學(xué)者亦有許多相關(guān)研究，李清海等［12-14］對(duì)繞管式傳熱進(jìn)行了初步研究。

國(guó)內(nèi)對(duì)于繞管式換熱器研究集中于結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化和液化節(jié)能可行性［15-24］。與試驗(yàn)研究相比，數(shù)值模擬技術(shù)具有自身優(yōu)勢(shì):方便靈活、直觀、可重復(fù)性、研究周期短等。因此，本文將利用Fluent數(shù)值模擬軟件，研究繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)制冷工質(zhì)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)與傳熱特性。

1　物理模型的建立

1.1模型設(shè)計(jì)

物理模型以Fredheim實(shí)驗(yàn)臺(tái)所使用的繞管式換熱器為參考原型，如圖1所示。設(shè)計(jì)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為:內(nèi)徑100mm，外徑160mm，高度350mm，共3層纏繞管。從內(nèi)到外分別由3，4，5根纏繞管并排纏繞而成，管層數(shù)分別為23，24，25。中心管層的纏繞管右旋，內(nèi)外兩個(gè)管層的纏繞管均左旋；中心管層的纏繞管為完整圓管，內(nèi)外兩個(gè)管層的纏繞管均為半圓管，纏繞管管徑12mm，纏繞角度約8°。纏繞管的管間距為定值，縱向管距14mm、軸向管距16mm。流體入口為30根小圓管，平均分布于直徑為128mm的圓周上，管徑為10mm。

圖1　繞管式換熱器殼側(cè)結(jié)構(gòu)示意

如圖1所示，試驗(yàn)中將繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)分為2個(gè)區(qū)域:過(guò)渡區(qū)與換熱測(cè)試區(qū)。后者為中間管層最下面的4層纏繞管（如圖1中黑框所示），管內(nèi)通過(guò)電阻絲加熱；中間管層的其他管層都為流場(chǎng)的過(guò)渡區(qū)，壓力降測(cè)試區(qū)為過(guò)渡區(qū)的中間數(shù)層纏繞管。換熱測(cè)試區(qū)主要研究換熱系數(shù)hc，壓力降測(cè)試區(qū)主要研究壓力降梯度Δp/L，計(jì)算表達(dá)式如下:

式中Q——熱流密度，W/m2

Tw——換熱測(cè)試區(qū)加熱管壁的平均溫度，K

Tin——換熱測(cè)試區(qū)流體的入口溫度，K

Tout——換熱測(cè)試區(qū)流體的出口溫度，K

式中p1，p2——壓力降測(cè)試區(qū)出口、入口平面的靜壓，Pa

ΔL——壓力降測(cè)試區(qū)出口、入口平面之間的距離，m

對(duì)網(wǎng)格劃分進(jìn)行分塊處理，采用T-Grid方式的四面體網(wǎng)格。取物理模型上的36°扇形區(qū)域作為計(jì)算域，對(duì)中間管層的管壁劃分邊界層并進(jìn)行網(wǎng)格加密處理。計(jì)算區(qū)網(wǎng)格與切面網(wǎng)格分別如圖2，3所示。

圖2　計(jì)算域網(wǎng)格

圖3　切面網(wǎng)格

1.2邊界條件

邊界條件定義如下:入口定義為質(zhì)量入口；初始?jí)毫υO(shè)置為0 Pa；質(zhì)量入口的流動(dòng)方向設(shè)置為與入口界面相垂直（由上往下）。流體的入口溫度根據(jù)試驗(yàn)工況的流體入口溫度確定；出口定義為自由出流。壁面邊界條件:殼側(cè)流場(chǎng)的測(cè)試換熱區(qū)的4層纏繞管設(shè)置為靜止、無(wú)滑移壁面，并定義為恒定熱流密度的熱邊界條件，忽略壁面厚度；其他壁面均設(shè)置為靜止、無(wú)滑移且不受熱的壁面邊界條件；操作條件設(shè)置為試驗(yàn)條件的壓力值，參考?jí)毫c(diǎn)設(shè)置在入口圓面的中心點(diǎn)，忽略重力影響；初始條件以入口條件作為計(jì)算流場(chǎng)的初始場(chǎng)。

1.3計(jì)算工況與物性參數(shù)

設(shè)計(jì)試驗(yàn)工況具體參數(shù)作為數(shù)值模擬計(jì)算工況，如表1，2所示。

1.4物理模型簡(jiǎn)化與網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

在設(shè)置相同的求解條件下，取過(guò)渡區(qū)為16，8，4層纏繞管建立3組計(jì)算域，分別進(jìn)行數(shù)值模擬，并將計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較來(lái)探討過(guò)渡管層數(shù)的影響，如表3所示。

表1　過(guò)熱蒸汽流的計(jì)算工況及重要參數(shù)

表2　過(guò)熱蒸汽流的物性參數(shù)

表3　過(guò)渡區(qū)不同的管層數(shù)目對(duì)殼側(cè)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的影響

由表3可以看出，物理模型中過(guò)渡區(qū)過(guò)渡管層數(shù)目變化由16減到4，計(jì)算域的網(wǎng)格量減少85.6%，但hc與Δp/L變化率低于7.7%?？傻贸鲞^(guò)渡管層數(shù)目對(duì)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)與換熱的影響較小。為提高計(jì)算效率，采用表3中過(guò)渡管層數(shù)目為4且總管層數(shù)目為8的物理模型進(jìn)行數(shù)值研究為宜。

在上述管層簡(jiǎn)化的基礎(chǔ)上，以不同網(wǎng)格密度的計(jì)算域進(jìn)行相同工況（N2）的數(shù)值模擬計(jì)算，進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，如表4所示。

由表4可以看出，計(jì)算域的網(wǎng)格數(shù)目由342679增加到526912，數(shù)值計(jì)算的換熱系數(shù)與壓力降梯度值分別增加10.5%與9.8%；網(wǎng)格數(shù)目由526912加密到664172，換熱系數(shù)與壓力降梯度值增加率分別為0.3%與0.2%；網(wǎng)格數(shù)目繼續(xù)增加到887068，兩者幾乎無(wú)增加值。因此，計(jì)算域網(wǎng)格數(shù)目526912可作為數(shù)值計(jì)算模擬選擇值，此時(shí)已呈現(xiàn)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性。

表4　換熱系數(shù)（hc）、壓力降梯度（Δp/L）與網(wǎng)格數(shù)目關(guān)系

2　殼側(cè)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)與傳熱數(shù)值模擬

2.1湍流模型對(duì)比

本文數(shù)值計(jì)算啟用三維單精度計(jì)算器，選用壓力基求解器，忽略重力影響，采用瞬時(shí)一階隱式計(jì)算（時(shí)間步長(zhǎng)為0.001 s），啟用能量方程，計(jì)算湍流模型選擇k-ε雙方程模型（具體子模型通過(guò)對(duì)比計(jì)算確定），壁面附近流動(dòng)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，壓力速度耦合采用SIMPLE算法，梯度離散采用Green-Gauss Cell Based離散格式，壓力離散采用PRESTO！離散格式，動(dòng)量方程、能量方程、湍動(dòng)能k方程以及湍流耗散率ε方程的離散均采用二階迎風(fēng)離散格式。

基于繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)具有很強(qiáng)的彎曲流線流動(dòng)的特性，分別選擇標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型和RNG k-ε模型進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，對(duì)比計(jì)算結(jié)果與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果的誤差，探討上述計(jì)算湍流模型的適用性，如圖4，5所示。

圖4　換熱系數(shù)誤差

圖5　壓力降梯度誤差

由圖4，5可以看出，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型和RNG k-ε模型進(jìn)行計(jì)算的換熱系數(shù)hc和壓力降梯度Δp/L與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果的誤差基本維持在20%以?xún)?nèi)，且采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型數(shù)值計(jì)算誤差更小。由此可得，對(duì)于繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)與傳熱數(shù)值模擬計(jì)算，計(jì)算湍流模型選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型計(jì)算結(jié)果更為準(zhǔn)確。

2.2切面邊界條件的設(shè)置

扇形求解域的切面邊界條件的設(shè)置為將上述切面的邊界條件分別定義為質(zhì)量入口（質(zhì)量流量為0 kg/s）和絕熱壁面（靜止且無(wú)滑移），如表5所示，其他求解條件設(shè)置相同，進(jìn)行數(shù)值計(jì)算并與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較。

表5　不同邊界條件的數(shù)值計(jì)算結(jié)果比較

由表5可以看出，將切面定義為質(zhì)量入口（質(zhì)量流量為0 kg/s）較定義為絕熱壁面（靜止且無(wú)滑移）計(jì)算結(jié)果誤差更小。這與實(shí)際流場(chǎng)中切面處存在流體運(yùn)動(dòng)且流體進(jìn)、出總量近乎平衡，切面處存在流體之間的換熱，而非流體與絕熱壁面的換熱相符合。因此，數(shù)值計(jì)算采用質(zhì)量入口（質(zhì)量流量為0 kg/s）的切面邊界條件。

2.3過(guò)熱蒸汽流動(dòng)數(shù)值模擬與分析

基于上述確定的計(jì)算湍流模型、切面邊界條件以及其他求解設(shè)置，進(jìn)行繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)數(shù)值模擬計(jì)算，計(jì)算結(jié)果與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果比較如圖6，7所示。

由圖6（a）可以看出，數(shù)值模擬計(jì)算的所有工況（包括氮?dú)狻⒓淄楹鸵彝槿N物質(zhì)）殼側(cè)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)數(shù)值計(jì)算的換熱系數(shù)基本在200～1000 W/（m2·K），質(zhì)量流量為0.05～0.30 kg/s時(shí)換熱系數(shù)為200～600W/（m2·K），大于0.30 kg/s時(shí)為 800～1000 W/（m2·K）。換熱系數(shù)與Fredheim的試驗(yàn)結(jié)果相比均存在一定的偏差，約為5.3%～28.5%，大部分低于20%，換熱系數(shù)與工質(zhì)質(zhì)量流量基本呈正相關(guān)。

圖6　過(guò)熱蒸汽流的數(shù)值模擬結(jié)果與Fredheim試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖7　過(guò)熱蒸汽流數(shù)值模擬值與試驗(yàn)值的誤差對(duì)比

由圖6（b）可看出，壓力降梯度變化范圍較大，為500～5000 Pa/m，質(zhì)量流量為0.10 kg/s時(shí)壓力降為500 Pa/m；質(zhì)量流量為0.15～0.30 kg/s時(shí)壓力降為 2000～2500 Pa/m；質(zhì)量流量為0.30 kg/s以上時(shí)壓力降增大，為3000～5000 Pa/m。數(shù)值計(jì)算的換熱系數(shù)和壓力降梯度與試驗(yàn)值的誤差在1%～23.5%以?xún)?nèi)，大部分在20%以下，說(shuō)明數(shù)值模擬穩(wěn)定性強(qiáng)。

同時(shí)，對(duì)換熱器殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的數(shù)值模擬計(jì)算的換熱系數(shù)與試驗(yàn)結(jié)果呈現(xiàn)負(fù)偏差的現(xiàn)象進(jìn)行分析。可能原因主要有:

（1）在數(shù)值計(jì)算過(guò)程中利用定物性來(lái)數(shù)值模擬換熱器殼側(cè)流場(chǎng)制冷工質(zhì)的過(guò)熱蒸汽流動(dòng)與換熱，存在物性上的一定誤差；

（2）在定義邊界條件時(shí)，對(duì)加熱壁面給定恒定熱流密度與Fredheim試驗(yàn)中用電阻絲給纏繞管加熱的壁面條件存在一定偏差；

（3）試驗(yàn)中通過(guò)熱電偶布點(diǎn)測(cè)溫以及壓力計(jì)測(cè)定壓力數(shù)據(jù)，而在數(shù)值計(jì)算的后處理過(guò)程是通過(guò)取面平均的溫度和壓力數(shù)據(jù)；

（4）試驗(yàn)結(jié)果本身存在10%左右的偏差。

由圖7可以看出，數(shù)值計(jì)算的換熱系數(shù)、壓力降梯度與 Fredheim試驗(yàn)結(jié)果的誤差基本都在-25%～20%，且壓力降梯度的誤差較小，換熱系數(shù)的誤差隨質(zhì)量流量的增大而減小。因?yàn)槔@管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)的結(jié)構(gòu)與流動(dòng)傳熱較為復(fù)雜，可認(rèn)為上述計(jì)算在誤差范圍內(nèi)，同時(shí)證明了針對(duì)繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)的過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的數(shù)值計(jì)算方法的正確性。

3　結(jié)論

通過(guò)對(duì)繞管式換熱器殼側(cè)流場(chǎng)的物理模型簡(jiǎn)化處理，選擇了合適的計(jì)算湍流模型和邊界條件，建立了適于過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的數(shù)值模擬計(jì)算方法。得到如下結(jié)論:

（1）數(shù)值計(jì)算的換熱系數(shù)與壓力降梯度分別為200～1000 W/（m2·K），500～5000 Pa/m，誤差基本在20%以?xún)?nèi)。

（2）對(duì)模擬結(jié)果進(jìn)行分析得到過(guò)渡區(qū)管層數(shù)目對(duì)于殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的換熱和流阻影響較小，hc與Δp/L變化率低于7.7%；且標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型對(duì)于殼側(cè)流場(chǎng)過(guò)熱蒸汽流動(dòng)數(shù)值計(jì)算具有較好的適用性。

（3）過(guò)熱蒸汽流動(dòng)的hc與Δp/L與工質(zhì)質(zhì)量流量呈正相關(guān)。在流動(dòng)阻力的合理范圍內(nèi)，應(yīng)盡量增大工質(zhì)的質(zhì)量流量，以強(qiáng)化換熱。

［1］王楚琦，馬穎.繞管式換熱器在天然氣處理中的應(yīng)用淺析［J］.石油與天然氣化工，2014，43（6）:602-606.

［2］浦暉，陳杰.繞管式換熱器在大型天然氣液化裝置中的應(yīng)用及國(guó)產(chǎn)化技術(shù)分析［J］.制冷技術(shù)，2011（3）:26-29.

［3］黃慶軍，任俊超，蘇是，等.中國(guó)換熱器產(chǎn)業(yè)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)［J］.石油與化工設(shè)備，2010，13（1）:5-8.

［4］陳永東，張賢安.煤化工大型纏繞管式換熱器的設(shè)計(jì)與制造［J］.壓力容器，2015，32（1）:36-44.

［5］張周衛(wèi)，汪雅紅，薛佳幸，等.低溫甲醇用系列纏繞管式換熱器的研究與開(kāi)發(fā)［J］.化工機(jī)械，2014，41（6）:705-711.

［6］Fredheim A O.Thermal design of coil-wound LNG heat exchangers shell-side heat transfer and pressure drop［D］.Trondheim:Norwegian University of Science and Technology，1994:1-12.

［7］Neeraas B O，Arne O.Experimental shell-side heat transfer and pressure drop in gas flow for spiral wound LNG heat exchanger［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2004，47（1）:32-33.

［8］Muhammad M A B，Nasir H，Muhammad H B.CFD applications in various heat exchangers design:A review［J］. Applied Thermal Engineering，2012，32（3）:1-12.

［9］Gistau G M.Operational experience with the 1.75 Ktore supra refrigerator［J］.Advances in Cryogenic Engineering，2008，35（4）:607-615.

［10］Roussel P，Girard A.The 400W at1.8 K test facility at CEA-grenoble［J］.Advances in Cryogenic Engineering，2006，51（2）:140-147.

［11］Flavio M，Andres R，Carlo P，et al.Systematic staging design applied to the fixed-bed reactor series for methanol and one-step methanol ether synthesis［J］. Applied Thermal Engineering，2014，70:1228-1237.

［12］李清海，楊瑞昌，施德強(qiáng).纏繞管式換熱器并管傳熱模型及實(shí)驗(yàn)［J］.清華大學(xué)學(xué)報(bào)，2005，6（1）:73 -79.

［13］郭崇志，林橋.管殼式換熱器殼程流動(dòng)與傳熱的數(shù)值模擬與驗(yàn)證［J］.化工進(jìn)展，2011，30（10）:2131 -2140.

［14］魏江濤，曾桃.纏繞管換熱器殼程傳熱特性的數(shù)值研究［J］.化學(xué)工程與裝備，2015（2）:21-23.

［15］Zeng Min，Zhang Gaopeng，Li Ye，et al.Geometrical parametric analysis of flow and heat transfer in the shell side of a spiral-wound heat exchanger［J］. Heat Transfer Engineering，2015，36（9）:790-805.

［16］Lu Xing，Du Xueping，Zeng Min，et al.Shell-side thermal-hydraulic performances ofmultilayer spiral -wound heat exchangers under different wall thermal boundary conditions［J］.Applied Thermal Engineering，2014，70（2）:1216-1227.

［17］Zhang Gaopeng，Lu Xing，Wang Qiuwang，et al.Parametric study on flow and heat transfer performance of multi-flow spiral-wound heat exchanger［J］. Chemical Engineering Transactions，2014，39:319-324.

［18］Wang Tingting，Ding Guoliang，Duan Zhongdi，etal.A distributed-parameter model for LNG spiral wound heat exchanger based on graph theory［J］.Applied Thermal Engineering，2015，81:102-113.

［19］Cai Ping，Zhao Lijun，Liu Juan，et al.Study on inhomogeneity of heat transfer in tube-side for spiralwound heat exchanger［J］.Journal of Chemical and Pharmaceutical Research，2014，6（7）:449-454.

［20］賈金才.幾何參數(shù)對(duì)繞管式換熱器傳熱特性影響的數(shù)值研究［J］.流體機(jī)械，2011，39（8）:33-37.

［21］劉敏珊，杜慶飛，白彩鵬，等.基于三維實(shí)體模型的縱流殼程換熱器數(shù)值研究［J］.流體機(jī)械，2013，41（1）:21-25.

［22］吳金星，李亞飛，張燦燦，等.繞管式換熱器的結(jié)構(gòu)形式分析及應(yīng)用前景［J］.壓力容器，2014，31（2）: 38-42.

［23］劉克安.纏繞式換熱器節(jié)能特點(diǎn)分析［J］.石油化工建設(shè)，2011（6）:78-79.

［24］李健偉，曲萍，武艷芳，等.多股流繞管換熱器管板結(jié)構(gòu)分析［J］.壓力容器，2013，30（5）:18-22..

Study on Flow and Heat Transfer of the Shell Side in Spiral-wound Heat Exchangers Based on Numerical Simulation

YANG Da-qing1，ZHOU Hong-tao2
（1.Patent Examination Cooperation Center of the Patent Office，SIPO，Guangzhou 510530，China；2.School of Environment and Energy，South China University of Technology，Guangzhou 510006，China）

Based on the application of Fluentwhich was numerical simulation software in the fluid dynamics，standard k-εmodel，RNG k-εmodel were selected as the foundation of the numerical simulation model in the shell side of spiralwound heat exchangers for the flow turbulence of superheated steam.Heat transfer coefficient and pressure drop gradientwere studied in the heat transfer processwhich superheated steam flow in the heat exchanger.Compared with the Fredheim experiment results，the heat transfer coefficientwas200～1000W/（m2·K）and pressure gradientwas500～5000 Pa/m.The result errorwas less than±20%and itwas reasonable.

numerical simulation；spiral-wound heat exchangers；superheated steam；heat transfer coefficient；pressure drop gradient

TH123；TQ051.5

A

1001-4837（2015）11-0040-07

10.3969/j.issn.1001-4837.2015.11.007

2015-07-03

2015-10-20

陽(yáng)大清（1988-），男，主要從事機(jī)械與流體專(zhuān)利審查工作，通信地址:510053廣東省廣州市國(guó)家知識(shí)產(chǎn)權(quán)局專(zhuān)利局專(zhuān)利審查協(xié)作廣東中心，E-mail:ouyangdaqing@163.com。

周紅桃（1988-），男，主要從事工業(yè)廢水處理中能量回用與資源化研究工作，通信地址:510006廣東省廣州市華南理工大學(xué)環(huán)境與能源學(xué)院，E-mail:z.ht01@ mail.scut.edu.cn。