車用微小通道蒸發(fā)器一維仿真與試驗(yàn)

劉 研，韓艷輝，徐云軒，孫柏林

(1. 吉林大學(xué) 汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，吉林 長(zhǎng)春 130025； 2. 吉林大學(xué) 汽車工程學(xué)院，吉林 長(zhǎng)春 130025； 3.上海交通大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200240)

車用空調(diào)蒸發(fā)器作為直接向車內(nèi)提供冷量和調(diào)節(jié)濕度的部件，其性能對(duì)于車內(nèi)環(huán)境的舒適性有著至關(guān)重要的影響[1].因此,對(duì)蒸發(fā)器傳熱及流動(dòng)的特性研究以及蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)的優(yōu)化就成了汽車空調(diào)領(lǐng)域研究的重要方向.本文汽車空調(diào)系統(tǒng)采用微通道換熱器，在滿足換熱量的前提下，能夠提高設(shè)備緊湊性，減輕設(shè)備重量，也使得制造成本降低.

本文從換熱器穩(wěn)態(tài)特性出發(fā)，基于有限體積法，采用穩(wěn)態(tài)模型中的分布參數(shù)模型[2]，針對(duì)制冷劑的液態(tài)過冷區(qū)、兩相區(qū)、汽態(tài)過熱區(qū)分別建立集中參數(shù)模型.使用效能-傳熱單元數(shù)法，采用合適的換熱及壓降關(guān)聯(lián)式，通過編程進(jìn)行迭代計(jì)算，對(duì)平行流蒸發(fā)器的性能進(jìn)行仿真研究分析.

1 平行流蒸發(fā)器模型建立

1.1 蒸發(fā)器幾何模型建立

圖1為平行流蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)示意圖.它具有4個(gè)流程，各個(gè)流程的扁管數(shù)分別為9、12、15、18，共54根扁管.扁管通道內(nèi)制冷劑蒸發(fā)換熱后從集流管流出，扁管通道外側(cè)為百葉窗翅片，空氣從翅片側(cè)流過被冷卻.

1.2 一維數(shù)學(xué)模型

基于此物理模型，假設(shè):①蒸發(fā)器翅片側(cè)空氣、微通道內(nèi)的制冷劑均為一維流動(dòng)；②同一流程內(nèi)各個(gè)扁管、各個(gè)微通道內(nèi)的制冷劑均勻分配，各通道之間沒有熱傳導(dǎo)；③忽略散熱損失.因此，每個(gè)流程可以取1根扁管進(jìn)行計(jì)算.沿扁管長(zhǎng)度方向，每6 mm取為1個(gè)計(jì)算單元，1根扁管共37個(gè)計(jì)算單元，將每個(gè)小單元看作1個(gè)換熱器，采用效能單元數(shù)模型進(jìn)行計(jì)算.

圖1 平行流蒸發(fā)器示意圖Fig.1 Schematic diagram of parallel flow evaporator

任意取其中1個(gè)計(jì)算單元作為1個(gè)基本控制體，傳熱過程示意圖可簡(jiǎn)化成圖2.

圖2 控制體內(nèi)傳熱示意圖Fig.2 Illustration of control unit

由于將每個(gè)控制體都看作1個(gè)換熱器，根據(jù)換熱器基本計(jì)算公式，數(shù)學(xué)方程可表示為

傳熱方程：

Φ=kAΔtm

熱平衡方程：

Φ=qmacpa(tao-tai)=ξqmrcpr(tro-tri)

式中：Φ為換熱量，W；k為傳熱系數(shù)，W·(m2·K)-1；A為換熱面積，m2；Δtm為對(duì)數(shù)平均溫差，℃；qma為空氣側(cè)質(zhì)量流量，kg·s-1；cpa為空氣定壓比熱，kJ·(kg·K)-1；tai、tao分別為空氣進(jìn)、出口溫度，°C；ξ為漏熱系數(shù)，本文中假設(shè)沒有漏熱，ξ為1；qmr為制冷劑質(zhì)量流量，kg·s-1；cpr為制冷劑定壓比熱，kJ·(kg·K)-1；tri、tro分別為制冷劑進(jìn)、出口溫度，°C.

沿著流動(dòng)方向，若流體流動(dòng)結(jié)束一個(gè)流程要進(jìn)入下一個(gè)流程時(shí)，每根扁管中的制冷劑流量會(huì)發(fā)生改變，并且在每次轉(zhuǎn)彎時(shí)，都會(huì)產(chǎn)生局部阻力，示意圖見圖3所示.圖中：Gr1、Gr2、Gr3、Gr4分別為制冷劑1、2、3、4流程流量，m3·s-1；ΔP1、ΔP2、ΔP3分別為1、2、3流程中局部阻力損失，Pa.

圖3 流體流動(dòng)示意圖Fig.3 Schematic diagram of flow

在建立模型時(shí)，編程應(yīng)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制流量的改變,以及計(jì)算各控制體的局部阻力損失.

2 傳熱及壓降關(guān)聯(lián)式

2.1 制冷劑側(cè)傳熱及壓降關(guān)聯(lián)式

在流經(jīng)換熱器的過程中，制冷劑經(jīng)歷相變過程，相態(tài)不同換熱及壓降關(guān)聯(lián)式就不同.在蒸發(fā)器的一維模擬計(jì)算中按照制冷劑的相態(tài)區(qū)分，在過冷液體區(qū)、兩相區(qū)、過熱區(qū)三段控制體模塊內(nèi)采用不同的關(guān)聯(lián)式來(lái)計(jì)算.

2.1.1過冷液體區(qū)

過冷液體區(qū)屬于單相區(qū)，有層流與湍流之分，對(duì)于微小通道內(nèi)流動(dòng)采用Bhatti等[3]給出的方程作為判別標(biāo)準(zhǔn)

式中：Rec為臨界雷諾數(shù)；Vr采用Purday[4]總結(jié)式

m、n與微通道的縱橫比α(為通道的高度與寬度之比)有關(guān)，m=1.7+0.5α-1.4.當(dāng)α<1/3時(shí)，n=2；當(dāng)α≥1/3時(shí)，n=2+0.3(α-1/3).

通過計(jì)算，本文蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑流動(dòng)為湍流流動(dòng).針對(duì)湍流流動(dòng)，文獻(xiàn)[5-7]分別給出了傳熱關(guān)聯(lián)式.通過試驗(yàn)對(duì)比，文獻(xiàn)[7]給出關(guān)聯(lián)式的計(jì)算結(jié)果最為接近,故本文采用此預(yù)測(cè)關(guān)聯(lián)式，即

式中：Nu為努塞爾數(shù)；f為摩擦因子；Pr為普朗特?cái)?shù)；Dh,r為微通道當(dāng)量直徑，m；Lj為管長(zhǎng)，m.

制冷劑流動(dòng)過程中的壓降分為3個(gè)部分：由工質(zhì)的位能變化引起的重力壓降；由工質(zhì)動(dòng)能和壓力能間的轉(zhuǎn)化而引起的加速壓降；由工質(zhì)與管壁間的摩擦引起的摩擦壓降.通常加速壓降及重力壓降很小可忽略不計(jì)，故制冷劑總壓降為摩擦壓降.本文中過冷區(qū)壓降關(guān)聯(lián)式采用Blasius預(yù)測(cè)關(guān)聯(lián)式

式中：f1為單相區(qū)摩擦因子；L為扁管長(zhǎng)度，m；ρr為制冷劑密度，kg·m-3；vr為制冷劑流速，m·s-1.

2.1.2兩相區(qū)

兩相區(qū)傳熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式采用Kew-Cornwell關(guān)聯(lián)式

htp=30Relo0.857Bo0.714(1-x)-0.143λl/Dh

式中：Relo=GrDh/μl；Gr為制冷劑質(zhì)量流量，kg·s-1；Dh為水力直徑，m；μl為液體區(qū)動(dòng)力黏度，Pa·s；Bo=q/Grhfg，表征相變過程中汽化潛熱對(duì)換熱系數(shù)的影響；x為干度；λl為液體區(qū)導(dǎo)熱系數(shù)，W·(m·K)-1；hfg為汽化潛熱，kJ·kg-1.

壓降關(guān)聯(lián)式采用文獻(xiàn)[8]推薦的摩擦因子關(guān)聯(lián)式

f=0.435Reeq0.12fl

式中：Reeq為兩相區(qū)雷諾數(shù)；ρl為液體區(qū)密度，kg·m-3。

2.1.3過熱區(qū)

本文中制冷劑在過熱區(qū)的對(duì)流換熱關(guān)聯(lián)式采用Ditus-Boeleter關(guān)聯(lián)式

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式中：hr為制冷劑側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)，W·(m2·K)-1；λr為制冷劑導(dǎo)熱系數(shù)，W·(m·K)-1.雷諾數(shù)Re=ρrνrDh,r/μr；ρr為過熱區(qū)密度，kg·m-3；νr過熱區(qū)運(yùn)動(dòng)黏度，m2·s-1；μr為液體區(qū)動(dòng)力黏度，Pa·s.

過熱區(qū)壓降關(guān)聯(lián)式采用與過冷區(qū)相同的壓降關(guān)聯(lián)式.

2.2 空氣側(cè)傳熱及壓降關(guān)聯(lián)式

文獻(xiàn)[9-11]在大量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)及文獻(xiàn)庫(kù)中已有的關(guān)聯(lián)式的基礎(chǔ)上總結(jié)出了通用性較強(qiáng)并得到廣泛認(rèn)可的關(guān)聯(lián)式.本文采用文獻(xiàn)[9]的關(guān)聯(lián)式進(jìn)行計(jì)算，即

要實(shí)現(xiàn)新技術(shù)條件下的課堂交互教學(xué)，首先要具備豐富的教學(xué)資源，對(duì)課綱要求的3D教學(xué)資源進(jìn)行整合，再通過教師的深加工，才能成為可利用的課堂教學(xué)資源，各院校專業(yè)可根據(jù)自身的條件，逐步實(shí)現(xiàn)教學(xué)資源庫(kù)建設(shè)等硬件建設(shè)。

(Tp/Lp)-1.904 5(Ll/Lp)1.715 9(Fb/Lp)-0.214 7(δ/Lp)-0.05

式中：j為因子；Rea為空氣側(cè)臨界雷諾數(shù)；θl為百葉窗角度；Fp為百葉窗肋片間距，m；Lp為百葉窗間距，m；Tp為百葉窗高度，m；Ll為百葉窗長(zhǎng)度，m；Fb為百葉窗肋片長(zhǎng)度，m；δ為百葉窗肋片厚度，m.

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)及進(jìn)口工況對(duì)蒸發(fā)器性能的影響

蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)對(duì)蒸發(fā)器的整體性能影響重大，是換熱器設(shè)計(jì)的重要內(nèi)容.本文從蒸發(fā)器的百葉窗翅片及蒸發(fā)器扁管出發(fā)，研究結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)蒸發(fā)器性能參數(shù)的影響，對(duì)平行流蒸發(fā)器進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化.蒸發(fā)器進(jìn)口工況參數(shù)見表1.

表1 蒸發(fā)器進(jìn)口工況參數(shù)Tab.1 Imports parameters

3.1 百葉窗翅片對(duì)流動(dòng)及換熱性能的影響

百葉窗翅片屬于間斷式翅片表面，百葉窗破壞表面空氣層流邊界層的發(fā)展，減小邊界層的厚度，達(dá)到強(qiáng)化傳熱的目的[12].早在上世紀(jì)50年代，工程上就已出現(xiàn)了百葉窗結(jié)構(gòu)在換熱器上的應(yīng)用.這種結(jié)構(gòu)極大地提高了空氣側(cè)的換熱性能.近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外很多學(xué)者對(duì)百葉窗的流動(dòng)和傳熱特性進(jìn)行了大量的試驗(yàn)研究，并在試驗(yàn)的基礎(chǔ)上整理得到了一些計(jì)算流動(dòng)和傳熱性能的經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式.本文采用Dong Junqi[9]的關(guān)聯(lián)式.

如圖4所示，在百葉窗開度為25°～40°的范圍內(nèi)，隨著百葉窗開度的增加，通風(fēng)阻力增加，增加規(guī)律呈線性變化，百葉窗開度每增加1°，通風(fēng)阻力平均約增加3.1 Pa，總變化由128.6 Pa增加到158.4 Pa.而隨著開度的增加，空氣出口溫度降低，下降趨勢(shì)也幾乎呈線性變化，百葉窗開度每增加1°，空氣出口溫度平均降低0.082 ℃，總變化由12.22 ℃降低到10.99 ℃.降低的通風(fēng)阻力及降低的出口溫度(在空氣進(jìn)口溫度不變的情況下，出口溫度越低表示蒸發(fā)器的制冷能力越高)是需要同時(shí)優(yōu)化的目標(biāo)，而這兩者間又存在矛盾.這就需要根據(jù)實(shí)際工程需求選擇百葉窗角度，使得通風(fēng)阻力及制冷能力都在設(shè)計(jì)需求范圍內(nèi).

圖4 百葉窗開度對(duì)流動(dòng)及換熱性能的影響Fig.4 Influence of Louver opening degree on evaporator performance

如圖5所示，翅片間距在1.5～6.5 mm的范圍內(nèi)，隨著翅片間距的增加，蒸發(fā)器的通風(fēng)阻力降低，但下降率逐漸降低，開始下降很快，在翅片間距為1～3 mm時(shí)，翅片間距每增加1 mm，通風(fēng)阻力降低58 Pa左右;而翅片間距達(dá)到5.0～6.5 mm時(shí)，通風(fēng)阻力下降很少，1.5 mm的變化范圍才下降了2 Pa左右.而相反地，隨著翅片間距的增加，空氣出口溫度呈現(xiàn)上升的趨勢(shì)，但增加率也逐漸降低，開始增長(zhǎng)很快，翅片間距從1 mm增加到3 mm時(shí)，空氣出口溫度增加了6.89 ℃;而從5.0 mm增加到6.5 mm時(shí)，溫度僅增加了1.09 ℃.

圖5 翅片間距對(duì)流動(dòng)及換熱性能的影響Fig.5 Influence of fin spacing on evaporator performance

如圖6所示，隨著翅片高度的增加，通風(fēng)阻力及空氣出口溫度均降低.但要考慮到，翅片高度的增加，對(duì)應(yīng)的扁管間距也相應(yīng)增加，若不減小換熱面積，即不減少扁管數(shù)，那么整個(gè)蒸發(fā)器的體積將會(huì)隨之增加，這又與換熱器的緊湊性相矛盾.因此，在設(shè)計(jì)需求蒸發(fā)器體積范圍一定時(shí)，這種降低阻力增加換熱能力的方法也有很大的限制.

圖6 翅片高度對(duì)流動(dòng)及換熱性能的影響Fig.6 Influence of fin height on evaporator performance

3.2 不同扁管尺寸對(duì)制冷劑側(cè)流動(dòng)及制冷能力的影響

考慮到扁管的寬度不變，因此在通道寬度不變的條件下，通道數(shù)目不能無(wú)限增加.本文中扁管寬度為17.4 mm，通道寬度為0.96 mm，考慮極限情況，通道數(shù)最多只能是17個(gè)，因此本文對(duì)5～17個(gè)通道結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析.如圖7所示，制冷劑流量不變時(shí)，隨著通道數(shù)增加，單個(gè)通道內(nèi)的制冷劑流量降低，流速下降，而通道高寬不變，因此制冷劑側(cè)壓降降低，但下降率逐漸減小.在通道數(shù)由5個(gè)增加到8個(gè)時(shí)，壓力下降很快，壓降減小176.1 kPa，而之后下降趨勢(shì)趨于平緩;在由14個(gè)增加到17個(gè)時(shí)，壓降只減小10 kPa.制冷能力隨著通道數(shù)的增加呈現(xiàn)先增加后下降的趨勢(shì)，在通道數(shù)為14個(gè)時(shí)，制冷能力達(dá)到峰值4 602 W.這是因?yàn)?，通道?shù)的增加，換熱面積相應(yīng)增加，使得制冷劑的流速降低，導(dǎo)致?lián)Q熱系數(shù)下降.因此，制冷能力不是一直上升或一直降低，而是在兩種因素的作用下，存在一個(gè)最優(yōu)點(diǎn).

圖7 微通道數(shù)對(duì)制冷能力及制冷劑側(cè)壓降影響Fig.7 Influence of the number of mini-channel on evaporator performance

同樣，在通道個(gè)數(shù)不變的條件下，通道的寬度也不能無(wú)限增加，考慮到極限情況，通道寬度最大為1.15 mm.本文對(duì)通道寬度在0.65～1.15 mm變化范圍進(jìn)行分析.由圖8可知，若制冷劑流量不變，隨著通道寬度增加，制冷劑側(cè)壓降降低，但下降率逐漸減小，原因與前面分析通道個(gè)數(shù)增加時(shí)相同.制冷能力也隨著通道寬度的增加而先增加后降低，在通道寬度為1.01 mm時(shí)，達(dá)到峰值4 535 W.分析原因認(rèn)為，通道數(shù)增加，換熱面積增加，但當(dāng)通道寬度增加到一定值時(shí)，傳熱機(jī)理可能就不再符合微小通道的傳熱機(jī)理，強(qiáng)化傳熱的作用減弱,再加上流速降低，使得換熱系數(shù)下降，從而導(dǎo)致制冷能力開始下降.

圖8 微通道寬度對(duì)制冷能力及制冷劑側(cè)壓降的影響Fig.8 Influence of the width of mini-channel on evaporator performance

4 平行流微小通道蒸發(fā)器的試驗(yàn)研究

本文在一維仿真計(jì)算中，假設(shè)微通道中制冷劑均勻分配，因此需要通過不同結(jié)構(gòu)及工況的試驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)驗(yàn)證所建立的仿真模型的準(zhǔn)確性與實(shí)用性.

4.1 試驗(yàn)系統(tǒng)介紹

本文試驗(yàn)系統(tǒng)采用空氣焓差法，這種方法的測(cè)試原理是根據(jù)通過進(jìn)出口處空氣的干濕球溫度及空氣壓力確定的進(jìn)出風(fēng)的焓差來(lái)計(jì)算制冷量[13].這種試驗(yàn)方法試驗(yàn)費(fèi)用相對(duì)較低，試驗(yàn)時(shí)間短，目前在汽車空調(diào)試驗(yàn)中已普遍應(yīng)用.試驗(yàn)系統(tǒng)如圖9所示.

圖9 汽車空調(diào)系統(tǒng)性能試驗(yàn)臺(tái)Fig.9 Test bench for automotive air conditioning system performance

試驗(yàn)時(shí)蒸發(fā)器安裝在蒸發(fā)器風(fēng)洞的前端，風(fēng)洞的尾端裝有引風(fēng)機(jī)，用于向風(fēng)洞內(nèi)引風(fēng)并調(diào)節(jié)蒸發(fā)器風(fēng)量.蒸發(fā)器前后端裝有溫度測(cè)量裝置及空氣壓差計(jì)，用于測(cè)量蒸發(fā)器進(jìn)出口的干球溫度、濕球溫度及蒸發(fā)器空氣側(cè)壓降.風(fēng)洞內(nèi)設(shè)有格柵來(lái)平穩(wěn)風(fēng)洞內(nèi)的氣流.風(fēng)洞內(nèi)的噴管壓差計(jì)通過測(cè)量噴管兩側(cè)壓差來(lái)測(cè)量風(fēng)洞內(nèi)的空氣流量.蒸發(fā)器風(fēng)洞及主要測(cè)量設(shè)備示意圖如圖10所示.

在蒸發(fā)器的進(jìn)出口都設(shè)有壓電傳感器，用于測(cè)量蒸發(fā)器進(jìn)出口壓力.在膨脹閥進(jìn)口也設(shè)有壓電傳感器，并且還有鉑電阻溫度計(jì)，這樣通過膨脹閥進(jìn)口溫度及壓力就可以知道膨脹閥進(jìn)口制冷劑的焓值，忽略膨脹閥熱損失，認(rèn)為其為絕熱節(jié)流，則膨脹閥進(jìn)口焓值即為蒸發(fā)器進(jìn)口焓值.再根據(jù)蒸發(fā)器進(jìn)口壓力即可判定蒸發(fā)器進(jìn)口的熱力學(xué)狀態(tài).制冷劑由安裝在蒸發(fā)器室外的壓縮機(jī)注入蒸發(fā)器，制冷劑流量可通過閥門控制，精確數(shù)值由液體流量計(jì)測(cè)量.

1—試驗(yàn)用蒸發(fā)器；2—蒸發(fā)器前空氣取樣器；3—蒸發(fā)器兩側(cè)壓差計(jì)；4—蒸發(fā)器后空氣取樣器；5—噴管壓差計(jì)；6—風(fēng)機(jī)；7—噴管；8—格柵

圖10蒸發(fā)器風(fēng)洞及主要測(cè)量設(shè)備示意圖
Fig.10Schematicdiagramofevaporatorwindtunnelandmeasuringequipment

4.2 試驗(yàn)方案

為了驗(yàn)證所建立的數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，本文從不同結(jié)構(gòu)蒸發(fā)器及不同試驗(yàn)工況入手，確定試驗(yàn)方案.對(duì)于蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)選取兩種流程布置進(jìn)行試驗(yàn)，分別定義為方案一及方案二，流程布置如表2所示，進(jìn)口工況參數(shù)設(shè)置如表3所示.本文還取方案一中的蒸發(fā)器試驗(yàn)件，設(shè)置制冷劑進(jìn)口質(zhì)量流量為164.0 kg·h-1，其他條件相同，定義為方案三.

表2 不同流程布置試驗(yàn)方案Tab.2 Flow arrangements of experimental program

試驗(yàn)時(shí)，保持蒸發(fā)器室內(nèi)干球溫度30.00 ℃、濕球溫度20.00 ℃、膨脹閥進(jìn)口溫度53.00 ℃、蒸發(fā)器進(jìn)口壓力1.52 MPa(表壓)、膨脹閥進(jìn)口過冷度5.4 ℃、蒸發(fā)器出口壓力0.19 MPa(表壓)，測(cè)量當(dāng)?shù)卮髿鈮毫?7.52 kPa.

4.3 仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比分析

將一維仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，兩種不同流程布置對(duì)比結(jié)果如表3所示.兩種方案中各個(gè)蒸發(fā)器性能參數(shù)的計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值的誤差均在5%內(nèi)，屬于工程中可接受誤差范圍.其中,制冷劑出口溫度誤差與空氣出口溫度誤差都在2%內(nèi)，制冷劑側(cè)阻力及通風(fēng)阻力誤差都在4%內(nèi)，制冷能力計(jì)算值比試驗(yàn)值偏大，誤差最大的方案二計(jì)算值比試驗(yàn)值大57 W，誤差為1.2%.分析表明,Kew-Cornwell、Ditus-Boeleter和Dong傳熱數(shù)學(xué)模型的精確度高.一維仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比結(jié)果表明，本文建立的數(shù)學(xué)模型雖然進(jìn)行了一定的假設(shè)及簡(jiǎn)化，但在工程應(yīng)用的許可范圍內(nèi),是可信的.

表3 一維計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值比較Tab.3 Comparison of one-dimensional calculationresults with experimental value

5 結(jié)論

本文基于有限體積法，把蒸發(fā)器簡(jiǎn)化為一維流動(dòng)，將扁管劃分成多個(gè)控制體單元，對(duì)每個(gè)控制體單元采用效能-傳熱單元數(shù)法，進(jìn)行編程迭代計(jì)算.應(yīng)用前人的流動(dòng)換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算主要性能參數(shù)(制冷能力、通風(fēng)阻力、蒸發(fā)器內(nèi)阻),并與試驗(yàn)值比較，發(fā)現(xiàn)制冷劑側(cè)兩相換熱區(qū)采用Kew-Cornwell換熱關(guān)聯(lián)式，過熱區(qū)采用Ditus-Boeleter換熱關(guān)聯(lián)式，空氣側(cè)采用Dong換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算時(shí)，與試驗(yàn)值吻合度較好，誤差均控制在5%以內(nèi).

本文還研究了結(jié)構(gòu)參數(shù)——百葉窗翅片的百葉窗開角、翅片間距、翅片高度，以及扁管的通道寬度、通道數(shù)對(duì)蒸發(fā)器性能的影響.綜合分析后，對(duì)蒸發(fā)器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，最后選取一個(gè)綜合性能最優(yōu)的方案，使得通風(fēng)阻力下降19%，蒸發(fā)器內(nèi)阻下將8.4%，制冷能力提高130 W.