R290在大功率商用冷冻冷水机组的应用

R290在大功率商用冷冻冷水机组的应用

Vol. 39, No. 4August, 2018

文章编号:〇253 -4339(2018) 04 - 0099 - 07 doi:10. 3969/j. issn. 0253 -4339. 2018. 04. 099

R290在大功率商用冷冻冷水机组的应用

柳慈舯1史俊茹2

乌云2

施骏业1葛方根2

陈江平1

(1上海交通大学机械与动力工程学院上海200240 ; 2浙江盾安人工环境股份有限公司杭州310053)

摘要本文建立了 R290大功率冷水机组的充注量模型并进行了实验验证，模型误差在3%以内。基于此模型，分析了 R290 在系统各部件内的质量分布。实验对比了 R290与R22大功率冷水机组在不同环境温度、不同出水温度下的性能变化趋势。结 果表明：R290主要存在于系统冷凝器中，制冷剂占比为56. 95%，而系统液体管路中制冷剂占比为7. 37%，所以减小系统冷凝器 内容积并缩短系统液体管路是降低系统充注量的有效方法。当出水温度一定时，R290在髙温工况下具有显著优势，系统COP较 R22系统提升了 13. 9%。当环境温度一定时，出水温度的变化对R22与R290系统性能的影响趋势一致。关键词R290;充注量模型;商用冷水机组;极限工况中图分类号:TB; TB657; TU831. 4 文献标识码：A

Application of RLiu Cichong1

290 in High-powered Commercial Water Chiller

Ge Fanggen2 Chen Jiangping1

Shi Junru2 Wu Yun2 Shi Junye1

(1. School of Mechanical Engineering，Shanghai Jiao Tong University，Shanghai，200240，China;2. Zhejiang DunAn

Artificial Environment，Hangzhou，310053， China)

Abstract In this article，a model used to predict the R290 refrigerant charge in a high-powered commercial water chiller was developed， and the error is within 3% . Meanwhile，the influences of the ambient temperature and outlet water temperature on a commercial high-pow­ered water chiller system have been studied by applying R290 and R22. The results show that when the system is in operation，the major refrigerant is stored in a condenser and liquid pipes，with 56. 95% and 7. 37% of the total refrigerant charge，respectively. Based on the experimental results，it is easy to conclude that under high ambient temperature， R290 has a huge advantage compared to R22. At the same water outlet temperature，the R290 system COP is improved by 13. 9% compared to R22 at an ambient temperature of 50 丈，where- as the R22 and R290 systems have the same tendency with an increase in water outlet temperature.Keywords R290; refrigerant charge model； commercial water chiller； extreme high temperature

在过去几十年R22作为一种性能优越的制冷 剂,被广泛应用于家用和商用空调领域。然而，1987 年签署的《蒙特利尔议定书》对R22的禁用期限做出 了明确规定，因此R22的替代工作已迫在眉睫。对 于R22的替代问题，国际上现在主要有两个方向：一 是主张采用HFCs作为替代产物，代表国家以美国、 日本为主;而我国及欧洲大部分国家则主张采用以

R290为代表的天然制冷剂作为替代产物。

R290相比于R22,其可燃性和爆炸性一直是制

等[3]研究了 R290在直膨式太阳能热泵系统中的分 布与迁移特性。李廷勋等[4-5]研究了 R290灌注式 替代R22的空调整机性能。张网等[6]研究了分体式 空调器使用R290作为制冷剂的泄漏情况。钟志锋 等[7]从碳氢制冷剂的热力学循环性能出发，分析了 碳氢制冷剂应用于小型商用冷柜的理论和实验进展, 介绍了压缩机、润滑油及其他相关方面的研究现状。 在已有研究中，R290在大功率冷水机组的应用研究 较为缺乏,且没有可以准确估算R290在大功率冷水 机组中的制冷剂分布的模型。该研究建立R290大 功率冷水机组的充注量模型，并在不同工况对R290 灌注式替代R22进行了系统实验,分析了 R290在替 代R22应用于大功率冷水机组的过程中，其充注量 在系统各部件内的制冷剂分布及R290与R22系统 的性能，为R290在商用冷水机组中的替代与应用提

冷学者们探讨的重要课题。R290虽被归类于A3类 制冷剂，但在实际应用中，只有在空气中达到一定浓 度才会燃烧或爆炸。因此R290在制冷系统上的充 注量研究一直是R290系统推广的课题。谭易君 等[1-2]以微通道冷凝器作为研究对象，分析了不同流 路布置方案对冷凝器性能及充注量的影响。孔祥强

收稿日期:2017年

8月5

日

—99 —

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制冷学报

Vol. 39 ,No. 4August, 2018

供了基础。的性能，设计了在水流量为0. 172 m3/(kW*h)时的8 组实验工况，如表2所示。分析了室内侧温度及出水 温度对R290系统性能的影响。

表1实验台精确度分析

Tab. 1 Experiments measurement accuracy实验台参数温度传感器压力传感器电子秤不确定度±0.5 K±10 kPa±10 g1实验台架

为了研究R290商用冷冻冷水机组在不同工况 下的性能，对原R22商用冷冻冷水机组进行了替代 实验。原R22商用冷冻冷水机组由两套系统组成， 每套系统由涡旋压缩机、管翅式换热器、壳管式换热 器、热力膨胀阀、气液分离器、储液罐组成，原商用冷

冻冷水机组在GB/T 18430. 2—2008名义工况下，系 统制冷量为49.48 kW。实验在焓差室进行，焓差室 由一个蒸发室和一个冷凝室组成。蒸发室和冷凝室 分别放有一个风洞，用来调节进风量及采样和测量干 湿球温度。蒸发室和冷凝室的温湿度环境各由一台 制冷机组、电加热器及加湿器组成。在原机管路上， 分别在各部件前后打孔用来测量系统压力及温度以 观察系统情况。实验原理及装置分别如图1、图2所 示。实验台精确度分析如表1所示。

图2实验装置

Fig. 2 Experiment device

为了分析R290商用冷冻冷水机组在各工况下 一 100 —

功率计±0.2%空气喷嘴压差

±2 Pa

表2实验工况

Tab. 2 Experiments test conditions

工况出水温度/°C

环境温度/°C

1750274331535412355735653577288

7

21

2

制冷剂分布模型

系统中的制冷剂的总质量为分布在系统内各部

件内的制冷剂质量之和：

M

= m1 + m2 + m3 + m4 + m5 + m

6 (1)

式中：％为管片式冷凝器中的制冷剂质量，kg;

m2为管壳式蒸发器中的制冷剂质量，kg; m3为压缩

机内的制冷剂质量，kg; m4为系统液体管路中的制冷 剂质量，kg; m5为系统气体管路中的制冷剂质量，kg;

m6为制冷剂系统内储液罐和气液分离器中的制冷剂

质量，kg。系统冷凝器和蒸发器中的制冷剂由两相态 和单相态两种状态构成。在系统冷凝器中，存在过冷 段、两相混合段及过热段;在系统蒸发器中，存在过热 段及两相混合段。计算系统两器中的制冷剂质量，可

以分别计算每段的平均密度，乘以各自的内容积后 相加。

2.1管片式冷凝器中制冷剂质量计算

冷凝器可分为过冷段、过热段和两相段3部分，

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冷凝器内制冷剂的质量可以计算为3段之和：

mi = (〇iPv +

相制冷剂所占的体积，m3。

将式(4)〜式(6)代入式（8)可得3部分的容积 比，如式(9)〜式（11)所示：

〇1

(2)式中：〇i为冷凝器中气相的体积比，〇i =

y ^ ( k为冷凝器中气相所占体积,m3; y_d_'condenser

vc

为

V1 = ^1 ^，' Q1 ，+ 込+Q3

V U1 AT1 U1 AT1 U2 AT2 U3 AT3

冷凝器内制冷剂所占总体积,m3) ; 〇2为冷凝器中两 相的体积比，〇2 = yyC〇nd (Kond为冷凝器中两相制冷

'condenser

(9)

V2 = Q2 / ( Q1 + Q2 + Q3 )V = U2 at/ U1 AT1 + U2 AT2 + U3 AT3 )

剂所占体积,m3) ; O3为冷凝器中液相的体积比，O3

(10)

=vVl ( K为冷凝器中液相制冷剂所占体积,m3);pv为制冷剂气相密度,k^/m3; p,为制冷剂液相密度, kg/m3; pcond为制冷剂冷凝段两相流密度，kg/m3 ,如

式（3)所示：

P_i = OK + (1 - a)Pi (3)

式中:a为空泡系数，用于计算两相状态下的制

冷剂密度，这里采用M. I. Ali等[8]的空泡系数模型 计算得到，适用于小管径内制冷剂充注量的计算。 在冷凝器中，气相、两相及液相3部分的换热如式(4)〜式(6)所示：

Q1=A1U1 AT1(4)Q2=A2U2 AT2

(5)

Q3=A3U3 AT3

(6)

式中:01、込、込分别为气相、两相、液相换热的

换热量，W;^、毛、皂分别为气相、两相、液相换热的 传热面积,m2 ; R、％、％分别为气相、两相、液相换热 的传热系数,W/( m2 • K) ;47\\、4八、47；、分别为气相、 两相、液相制冷剂与空气的温差，K。

冷凝器中各段的传热系数的计算则由似。法计 算得到，如式(7)所示：

A 1 = 1 + ^ + 1

⑴

式中:Ar为制冷剂侧表面传热系数,W/( m2 • K);

Ar为铜管内侧传热面积，m2; A为管壁的导热系数, W/(m_K) ;n为翅片效率;\\为空气侧表面传热系

数,W/(m2 -K) ;Aa为空气侧传热面积,m2。

采用&NTU法建立管片式冷凝器模型[9]，制冷 剂侧采用J. R. Thome等[10]的关联式计算两相传热 系数，采用F. W. Dittus等[11]计算单相传热系数,C.

C. Wang等[12]的关联式用于计算空气侧的换热，计

算得到各相传热面积的比值。

因为冷凝器各段的管径相同，则各相的体积比等 于各相的传热面积的比值：

v1 ： V2 ： V3 = A1 ： A2 ： A3

(8)

式中：V1、V2、V3分别为冷凝器中气相、两相、液

3 = _ VV3 = _ QU3 A3 T3 / ( 1 QUA1 T1 + QU2 A2 T2 + QU3 A3 T3 )/

(11)

2.2壳管式蒸发器中制冷剂质量计算

蒸发器内部的制冷剂可分为过热段和两相段两 部分，蒸发器内的质量可以计算为两段之和：

m2 = ( 1Pv + 2Pevap ) Vevaporator ( 12 )

式中：0'1为蒸发器中气相的体积比，0'1 =

V'e一V

vapoLrator

( '为蒸发器中气相所占体积，m3 ; Veraporator

为蒸发器内制冷剂所占总体积,m3) ; 0、为蒸发器中

两相的体积比，0,2 = VeVva™porPa tor

(Vevap为蒸发器中两相

制冷剂所占体积,m3) ; Pevap为制冷剂蒸发段两相流

密度,kg/m3，如式（13)所示：

Pevap = aPv + (1 - a)Pi

(13)

蒸发器内过热段和蒸发段两部分的换热可以分

别由式（14)、式（15)计算得到：

Q\\ = A^1 U\\ AT^1 (14)Q，2 = A，2U，2 AT2

(15)

式中：Q^、Q\\分别为气相、两相换热的换热量，

W;A'、A、分别为气相、两相换热的传热面积，m2; U\\、U\\分别为气相、两相换热的传热系数, W/(m2_K) ;4广1、4。分别为气相、两相制冷剂与空

气的温差,K。

蒸发器中各段的传热系数的计算则由UA〇法计 算得到：

A

1

^ 1

A UA+ AA\\ +

(16)

式中^r为制冷剂侧表面传热系数,W/(m2 _K);

A\\为铜管内侧换热面积，m2;A„为水侧表面传热系

数,W/(m2 -K) ;Aw为水侧传热面积，m2。

通过&NTU法建立壳管式蒸发器模型[13]，制冷 剂侧采用K. E. Gungor等[14]的关联式计算两相传热 系数，采用B. S. Petukh〇v[15]计算单相传热系数。

D. Q. Kern[16]的关联式用于计算水侧的换热，计算

—

101 —

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Vol. 39，No. 4

August, 2018

得到各相传热面积的比值。

同理，因为蒸发器各段的管径相同，则各相的体 积比等于各相的传热面积的比值：

V、： V'2 = A^ : A'2

(17)

式中：V'pV'2分别为蒸发器中气相、两相制冷剂 所占的体积，m3。

将式（14)、式（15)代入式（17)可得3部分的容 积比，如式（18)、式（19)所示：

〇, _Vi -

^1

_

V

_

U

\\ AT、

Ur 1 Ar 1

+

Ur2仏 Ar 2 /

)

(18)

〇, _

V2 _ 仏 / (《1 + 仏)

2 _ V _ U2 AT2 U1 AT 1 U2 AT2 /

(19)

2.3系统其他部件内制冷剂充注量计算

系统其他部件主要包括压缩机、液体管路、气体 管路、储液罐、气液分离器。其中，压缩机内充注量可由式（20)获得，其中 %ii(kg)为系统中的油循环量为制冷剂在油中溶 解的质量百分比[17]:

m3

_ P v V4 + m

oil W

(20)液体管路中制冷剂充注量：

m4

_ piV5

(21 )

气体管路中充注量为：

m5 _ P v V6 (22)式中：V4为压缩机的内体积，m3，V5为液体管路

的内体积，m3; V5为气体管路的内体积，m3。

正常运行时，气液分离器中的制冷剂存量可以认 为是0,但高压储液罐中的制冷剂存量将受工况变化 影响，具有柔性特点。计算时储液罐中制冷剂充注量 通过R22系统标定得到。

3

充注量匹配及模型验证

原R22系统充注量为10 kg，R290系统最佳充注

量的决定方法为：系统在GB/T 18430. 2—2008名义 工况下运行，初始制冷剂为原R22系统的40%，初次 充注后，待系统稳定等待10 min，记录系统制冷量与

COP,然后加充，每次加充后，重复上述步骤，通过对

比各充注量下的系统制冷量与COP，系统最高COP 的充注量为系统最佳充注量。

通过上述测试方法，得到系统制冷量与COP随 系统充注量的变化分别如图3与图4所示。

由图3和图4可知，随着系统充注量的增加，系 统制冷量和COP均随系统充注量的增加先升高后降 低。系统最佳制冷量与COP都出现在充注量为6 kg 一 102 —

图3系统COP随R290充注量的变化

Fig. 3 System COP change with R290 refrigerant amount

^ 42 _ 39

M

36

3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 6.5 7.0

充注量/kg

图4系统制冷量随R290充注量的变化

Fig. 4 System cooling capacity change with R290

refrigerant amount的充注点上。R290系统最佳充注量为R22系统的 60%。

表3所示为模拟与实验结果的对比，通过对R22 系统充注量的分析，可以看到除储液罐中的制冷剂约 为8. 25 kg，而系统的总充注量为10 kg，因此估算在 储液罐中的制冷剂约为1.74 kg，约占17.44%，在系 统其他部件中制冷剂约占82. 56%，将此结果代入

R290系统充注量的计算中。

表4为R290系统充注量的计算结果，可以看 到，通过将系统其余各部件的制冷剂质量假设为系统

充注量的82. 56%，R290系统总充注量为5. 82 kg，与 实验结果6 kg相近，误差仅为3%，其中冷凝器中制 冷剂占比56. 56%，蒸发器中制冷剂占比13. 68%，液 体管路中制冷剂占比7. 08%。同时，模拟计算R290 系统在名义制冷工况及名义制热工况下的系统充注 量，如表5所示。通过对比发现除储液罐中的制冷 剂，在名义制冷工况和名义制热工况下的系统充注量 之差仅占名义制冷工况下系统充注量的7%，而估算 系统储液罐中的充注量大于两者之差，因而可满足系 统在制冷制热工况切换下的充注量需求。

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,

8表3 R22系统充注量理论模型计算结果

Tab. 3 Refrigerant charge amount simulation results for R22系统部件理论充注量/kg

除储液罐的百分比/%

冷凝器5.7970. 19蒸发器1.2515. 13压缩机0.344. 15液体管路0.809.69气体管路0.070.83储液罐一一总充注量

8.25

100

表4 R290系统充注量理论模型计算结果

Tab. 4 Refrigerant charge amount simulation results for R290系统部件理论充注量/ 除储液罐的

kg

百分比/%总百分比/%冷凝器3.29

68.5156.56蒸发器0.8016.5813.68压缩机0.265.424.47液体管路0.418.587.08气体管路0.040.920.76储液罐1.02一17.44总充注量

5.82

100

100

表5 R290名义制冷工况VS名义制热工况系统充注量

Tab. 5 Refrigerant charge amount simulation results for nominal cooling condition VS nominal heating condition系统部件名义制冷 名义制热充注量/kg充注量/kg冷凝器3.293.蒸发器0.800.62压缩机0.260.22液体管路0.410.39气体管路0.040.04除储液罐总充注量

4.81

5. 16

4

变工况特性

确认系统最佳充注量后，在不同冷凝侧温度及出

水温度下进行系统测试。图5和图6所示分别为出 水温度为7 C时，不同冷凝侧温度下的系统制冷量 与 COP。

由图5和图6可知，相比于R22系统，R290系统在不同环境温度下，制冷量略有下降而系统COP有 一定提升。当出水温度一定时，在环境温度为50、

5o

45 4

o

53

C0

图5系统制冷量随环境温度的变化 Fig. 5 System cooling capacity change with

ambient temperature

15 25 35

45 55

环境温度/°C

图6系统COP随环境温度的变化

Fig. 6 System COP change with ambient temperature43、35、28、21 °C时，系统制冷量分别为R22系统的 94. 9%、94. 6%、92. 2%、92. 2%、90. 0%，而系统 COP 则分别为 R22 系统的 113. 9%、113.0%、109. 1%、 109. 1%、107.0%。可以看出在高温工况下，R290相 比于R22具有较大优势，尤其系统COP提升了 13.9%。

图7和图8所示分别为环境温度为35 C时，不 同出水温度下的系统制冷量与COP。

由图7和图8可知，相比于R22，R290系统在不 同出水温度下，制冷量略有下降而系统COP则有一 定提升。在环境温度一定时，在系统出水温度为15、 12、7、5 C时，系统制冷量分别为R22系统的92. 0%、 92. 6%、92. 2%、92. 1% ;而系统 COP 则分别为 R22 系统的 112. 5%、112. 5%、109. 1%、108. 3%。由此 可知，在系统环境温度稳定时，系统出水温度对R22 与R290系统影响一致。

5

结论

1)本文建立了 R290大型冷冻冷水机组的系统

一 103 —

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Xiaoping，et al. Performance optimization of R290 micro­channel condenser and analysis on its refrigerant charge [J]. Refrigeration and Air-conditioning， 2013, 13 (3):

97 -100,104.)[2] 王颖，徐博，陈江平，等.微通道换热器用于家用柜机空

调时整机性能的对比实验研究[J].制冷学报，2015, 36(I) ：24 -29. (WANG Ying，XU Bo, CHEN Jiangping，et al. Experimental research of microchannel heat exchanger on packed air conditioning system[ J]. Journal of Refrigera­图7系统COP随出水温度的变化 Fig. 7 System COP change with outlet water temperature56 52 48 444〇

4____ 6i_ ___8i_ ___1i_0 ___1i_2 ___1i_4 ___1i6

出水温度/°C图8系统制冷量随出水温度的变化

Fig. 8 System cooling capacity change with outlet water temperature充注量模型，与实验结果的误差在3%以内。

2) 在GB/T 18430. 2—2008标准工况下采用上

述充注量模型对R290在系统各部件内的制冷剂分 布进行了计算。结果表明：R290主要存在于系统冷 凝器中，制冷剂占比为56. 95%，系统蒸发器虽为管 壳式换热器，内容积较大，但制冷剂占比仅为

13. 91%，而系统液体管路中制冷剂占比为7. 37%，

所以减小系统冷凝器内容积并且缩短系统液体管路

是降低系统充注量的方法。

3) 实验对比分析了在不同环境温度及不同出水

温度下，R290与R22系统的性能差异。结果表明：当

环境温度为35 °C时，系统出水温度对R22与R290

系统性能的影响趋势一致；当出水温度为7 °C时，在 高温工况下，相比于R22，R290的优势显著。参考文献

[1]谭易君，庄嵘，涂小苹，等.R290微通道冷凝器性能优 化及其充注量分析[J].制冷与空调（北京），2013，13 (3) ： 97 - 100，104. (TAN Yijun，ZHUANG Rong，TU—104 —

tion， 2015, 36(1)：24 -29.)[3] 孔祥强，李俊枭，杨允国，等.R290直膨式太阳能热泵系

统工质分布和迁移特性模拟[J].太阳能学报，2016, 37

(10)： 2585 - 2592. (KONG Xiangqiang，LI Junxiao,

YANG Yunguo，et al. Distribution and migration character­

istics simulation of working fluid R290 of direct expansion solar-assisted heat pump system[ J]. Acta Energiae Solaris Sinica，2016, 37(10) ：2585 -2592.)[4 ]李廷勋，杨九铭，曾昭顺，等.R290灌注式替代R22空调

整机性能研究[J].制冷学报，2010,31 (4) ：31 -34. (LI Tingxun，YANG Jiuming，ZENG Zhaoshun，et al. Experi­ment on R290 substituting for R22 in a room air-conditioner[J] . Journal of Refrigeration，2010，31 (4) ： 31 -34.)

[5] 杨林德，吴建华，候杰.分体式房间空调器R290R1270替代R22实验研究[J].制冷学报，2013，34 (2)：

9- 14. (YANG Linde，WU Jianhua，HOU Jie. Experi­

mental study of split room air conditioner charged with R290 and R1270 as substitutes to R22 [ J ]. Journal of Refrigera­

tion， 2013,34(2) ：9 -14.)

[6] 张网，杨昭，王婕，等.分体式空调器使用R290作为冷剂的泄漏研究[J].制冷学报，2013,34(6)：42 -47.

(ZHANG Wang，YANG Zhao, WANG Jie，et al. Leakage

research of split-type air-conditioner using R290 as refriger- ant[J]. Journal of Refrigeration，2013,34(6) ：42 -47.)[7] 钟志锋，胡杰浩，冯卉，等.碳氢制冷剂在小型商用冷柜

上应用分析[J].制冷学报，2015,36 (2)： 8 - 13. (ZHONG Zhifeng，HU Jiehao, FENG Hui，et al. The ap­plication of hydrocarbons as refrigerants on small commer­cial freezers[ J]. Journal of Refrigeration，2015,36 (2)：

8 -13.)

[8] ALI M I，SADATOMI M，KAWAJI M. Two-phase flow in

narrow channels between two flat plates [ J] . Journal of

Chemical Engineering，1993，71(5) ：657 -666.

[9] 赵宇.R1234yf汽车空调系统性能研究[D].上海:上海交通大学，2013. (ZHAO Yu. Study on the performance of

automotive air conditioning systems with R1234yf [ D ].

Shanghai：Shanghai Jiao Tong University，2013.)

[10] THOME J R，EL HAJAL J，CAVALLINI A. Condensation

in horizontal tubes， part 2： new heat transfer model based on flow regimes [ J] . International Journal of Heat Mass

和制

第39卷第4期2018年8月

R290在大功率商用冷冻冷水机组的应用

Vol. 39, No. 4August, 2018

Transfer, 2003, 46(18) ：3365 -3387.[11 ] DITTUS F W, BOELTER M L K. Heat transfer in automo­bile radiators of the tubular type [ J] • International Commu­

nications in Heat and Mass Transfer, 1985,12(1) ： 3 -22.[12] WANG C C, LEE C J, CHANG C T, et al. Heat transfer

and friction correlation for compact louvered fin-and-tube

heat exchangers[ J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1998, 42(11) ： 1945 -1956.[16] KERN D Q. Process heat transfer [ M ]. New York ：

MacGraw-Hill, 1965.

[17] 杨瑞杰，杨忠学，孙蓉，等.自然制冷剂R290与冷冻机

油的相溶性研究[J].制冷学报，2013,34(5) ：23 -27. (YANG Ruijie, YANG Zhongxue, SUN Rong, et al. In­vestigation on the miscibility of lubricants with natural re­frigerant R290[ J]. Journal of Refrigeration, 2013,34(5)： 23 -27.)通信作者简介陈江平，男，教授，博士生导师，上海交通大学制冷与低温工程 [13] 徐博.微通道换热器在家用分体空调应用的关键问题研

究[D].上海：上海交通大学，2014. (XU Bo. Study on key issues of microchannel heat exchanger used in residen­tial split-type air conditioner[ D] . Shanghai： Shanghai Jiao Tong University, 2014. )[14] GUNGOR K E, WINTERTON R H S. Simplified correla­

tion for saturated flow boiling and comparisons of correla­tions with data, transactions of the institute of chemical en­gineers [J ]. Chemical Engineering Research and Design,1987, 65： 148 -156.[15 ] PETUKHOV B S. Heat transfer and friction in turbulent

pipe flow with variable physical properties [ J] . Advanced Heat Transfer, 1970,6 ：503 - 5.

研究所，（021) 34206775 ,E-mail： jpchen_sjtu@ 163. com。研究 方向:车用空调、节能环保技术、换热器设计优化。About the corresponding authorChen Jiangping, male，professor，Ph. D. supervisor, Institute of Refrigeration and Cryogenics, Shanghai Jiao Tong University, +86 21-34206775，E-mail ： jpchen_sjtu@ 163. com. Research fields ： automotive air-conditioning, energy saving and environmental pro­

tection technology, thermal design and optimization of heat ex­changers.

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