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极端润湿性微细通道内R141b的流动沸腾压降特性罗小平;廖政标;周建阳;王文;张霖【摘要】以制冷剂R141b为实验工质,在截面尺寸为1 mm×2 mm,壁面接触角分别为67°、0°和156°的普通亲水、超亲水及超疏水矩形微细通道进行流动沸腾实验,并对3种表面微细通道沿程测点压力进行对比,分析极端润湿性(超亲水和超疏水)微细通道内R141 b的流动沸腾压降特性.研究结果表明:极端润湿性微细通道内各压降分量比例和普通亲水微细通道大致相同,单位长度两相摩擦压降均随着质量通量、入口温度和热流密度的增大而增大;超疏水表面微细通道进出口总压降最大,是超亲水表面的1.08~1.17倍,且在单相流动区域内的沿程测点压力曲线斜率最小,两相流动区域内的沿程测点压力曲线斜率最大;引入壁面表面能参数s对Qu-Mudawar模型进行修正,能更好地预测实验值,平均绝对误差为10.7%.%By using the refrigerant R141b as the experimental working fluid, a flow boiling experiment was con-ducted in the ordinary hydrophilic, super-hydrophilic and super-hydrophobic rectangular micro-channels with cross-sectional size of 1 mm ×2 mm and wall contact angles of 67°, 0°and156°respectively, the pressure of three kinds of surface micro-channel along the measuring point was also compared so as to analyze the pressure drop characte-ristics of R141 b flow boiling in micro-channels with extreme wettability ( super-hydrophilic and super-hydropho-bic) .The results showed that the ratio of pressure drop components in the extreme wetting micro-channel is ap-proximately the same as that of an ordinary hydrophilic micro-channel, and the friction pressure drop of unit length all increase with the rise of mass flux, inlet temperature and heat flux density;The total pressure drop of micro-channels with the super-hydrophobic surface is the maximum, which is 1.08~1.17 times of the super-hydrophilic surface, and the slope of the pressure curve in the single-phase flow area is the smallest and the slope of the pres-sure curve in the two-phase flow area is the largest;The Qu-Mudawar model was revised by introducing the surface energy parameter s , the new correlation can better predict the experimental value and the average absolute error is 10.7%.【期刊名称】《华南理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(046)002【总页数】9页(P109-117)【关键词】微细通道;极端润湿性;流动沸腾;两相摩擦压降;沿程测点压力【作者】罗小平;廖政标;周建阳;王文;张霖【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;广西高校临海机械装备设计制造及控制重点实验室培育基地,广西钦州535000;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】TK124科学技术的进一步发展对化工设备提出了更高要求，而换热器作为化工、能源、电子甚至航天领域等不可缺少的能量交换设备，近年来对换热性能的要求正在不断提高.特别在一些微电机领域，热流密度甚至高达 103 W/cm2，由此提出来的用于高热流密度散热的微细通道换热器在集成电路的热设计中扮演着很重要的角色，成为研究的热点[1- 2].微细通道换热器在带来高效热流密度的同时伴随着尺度效应、表面效应等问题，这导致传统的传热规律不能继续使用[3]，而且换热器尺寸变小会导致整个系统压降增大，从而带来能耗的增加，因此对微细通道换热器的研究有待进一步深入.近年来，许多学者对微细通道流动沸腾压降特性进行了研究，Choi等[4]以去离子水为实验工质，在接触角为120°和20°的微细通道进行流动沸腾实验，研究发现疏水通道压降高于亲水通道，且流型变化与壁面润湿性有密切关系.Phan等[5]采用电镀法制备不同润湿性单矩形微细通道，研究去离子水在常压下的压降特性，结果表明，润湿性对微通道两相压降具有显著影响，相同工况下，壁面越疏水其两相压降越大.目前，研究工质主要为去离子水，且对极端润湿性表面两相流动沸腾压降特性的研究较少，故文中以制冷剂R141b为实验工质，在截面尺寸为1 mm×2 mm，壁面接触角分别为67°、0°和156°的普通亲水、超亲水及超疏水矩形微细通道进行流动沸腾实验，探究极端润湿性(超亲水和超疏水)微细通道内制冷剂R141b的流动沸腾压降特性.1 实验设备与方法1.1 实验系统如图1所示，该实验系统由4部分组成：外部注液装置、实验管路系统、实验段和数据采集系统.外部注液装置主要由储液罐、液位计组成，其目的是防止空气进入系统；实验管路系统中制冷剂R141b流动的动力来自不锈钢磁力泵，泵出口减震软管可以减缓工质在管路中的波动，工质从泵出来后，经主旁路调节阀的共同作用达到实验需要的流量，过滤器可除去工质中可能存在的杂质，防止堵塞槽道.预热装置通过反馈调节使进入实验段的工质达到设定温度；实验段主要由铝制盖板、微细通道、底座和加热板构成，底座一侧壁面设有4对测温孔，另一侧壁同样位置设有4个测压孔，测温采用WRNK-291K型热电偶，测温范围为0～100 ℃，精度为0.2%，测压采用HC3160-HVG4压力传感器，量程为0～100 kPa，精度为0.5%，具体布置及实验段组装图如图2所示；微细通道中温度和压力则由数据采集系统中的热电偶、压力传感器测得，经ADAM-6017采集模块采集输入到计算机进行处理.1—不锈钢磁力泵；2—减震软管；3-1-3-5—调节阀；4—过滤器；5—涡轮流量计；6—预热水箱；7—恒温控制仪；8-1-8-2—视液镜；9—实验段；10—冷却水箱；11—储液罐；12—注液装置；13—工控机图1 实验系统简图Fig.1 Schematic diagram of experiment system1—透明钢化玻璃；2—密封垫片；3—进口测压孔；4—底座；5—工质入口;6—加热板；7—进口测温孔；8—壁面测温孔；9—出口测温孔；10—另一侧壁面测压孔；11—出口测压孔；12—工质出口；13—微细通道；14—密封垫；15—铝制盖板图2 实验段组装图Fig.2 Assemble diagram of test section1.2 微细通道的制备和表征微细通道用电火花切割加工制成，总共由12条平行的矩形截面微细通道组成，通道模型如图3所示.其中:微细通道整体长度L为240 mm，宽度W为40 mm，高度H为19 mm，单条通道宽度Wch为1 mm，深度Hch为2 mm，间距Ww为2 mm.本实验制备3种不同润湿性表面：原始表面Ⅰ由槽道经打磨除去氧化膜，加无水乙醇和四氯化碳除去油污灰尘，最后用超声波振荡仪清洗获得；采用CuCl2溶液在原始表面上刻蚀获得表面Ⅱ；在表面Ⅱ上通过添加质量分数为1%的氟硅烷-乙醇溶液进行修饰获得表面Ⅲ.对3种表面进行分析，通过扫描电镜(SEM)获得电镜图，如图4所示.由图4可见表面Ⅱ和表面Ⅲ有微纳米凹凸结构，相比表面Ⅰ更加粗糙，这种微纳结构会对微细通道的壁面润湿性产生影响[6- 7].图3 微细通道模型图Fig.3 Model diagram of microchannels图4 微细通道壁面SEM照片Fig.4 SEM images of microchannels wall3种表面的润湿性用静态接触角进行表征，使用JY-82视频接触角测量仪进行测量，因工质R141b易挥发会引起测量的困难，故采用去离子水为测试工质，用细微针头将液滴滴到微细通道的侧壁面和底面，在每个面上多次测量液滴的接触角，取其平均值作为该通道的接触角.其中表面Ⅰ的接触角为67°(<90°)，属于普通亲水表面；表面Ⅱ的接触角接近0°(<10°)，属于超亲水表面；表面Ⅲ的接触角为156°(>150°)，属于超疏水表面[8].利用角度测量法测得3种不同表面的接触角示意图，如图5所示.图5 微细通道表面液滴接触角示意图Fig.5 Schematic diagram of droplet contact on microchannels surface1.3 热平衡分析为了在实验中得到准确可靠的数据，防止热损失过大而造成实验结果的不准确，需进行热平衡分析实验，同时考虑到两相流进行热平衡实验计算的复杂性，文中采用单相流进行热平衡分析.对进出口工质温度和压力进行监测，确保工质实际温度低于该压力下的饱和温度，待工质单相流动稳定后采集数据，改变加热功率重复实验，计算出平均热损失率.定义热损失率为(1)式中:Qeff为微细通道从加热板获得的有效热量，J；Qf为工质吸收的热量，J.q为平均热流密度(W/m2)，通过傅里叶原理计算：式中：为材料导热系数，W/(m·K)；tdn-tup为实验段上、下端测温孔所测温度之差，℃；δ为实验段上、下端测温点距离，m.图6表示不同平均热流密度下实验段的热损失率，其中质量通量为550.34kg/(m2·s)，工质入口温度为25 ℃.计算得本实验平均热损失率为9.3%，说明热损失对实验结果影响不大，能够进行两相流的沸腾传热实验.图6 工质单相流动热损失率Fig.6 Heat loss rate of single-phase flow2 实验结果与分析2.1 实验数据处理实验中微细通道竖直放置，工质入口温度低于对应压力下的饱和温度，故工质处于单相流动状态，后经加热板不断加热开始产生汽泡，达到沸腾起始点ONB，此时工质仍以单相流动为主，直到沿流动方向某处产生的汽泡数量足够多，工质温度达到对应压力下的饱和温度，此时槽道中工质进入两相流动状态，从入口到此处的距离即为单相流动长度LS，可根据热平衡计算[9]：(3)式中：有效热流密度qeff=q(1-η)；Wch、Hch分别为槽道宽度和深度，mm；tsat为对应压力下工质的饱和温度，℃；tin为实验工质入口温度，℃；M为单个微通道的质量流量，kg/s；cp为工质R141b的液相比定压热容，J/(kg·K).总压降包括单相流动压降、两相流动压降、进口突缩压降和出口突扩压降4部分[10- 11]，即Δpt=Δps+Δpd+Δpi+Δpo(4)进口突缩压降和出口突扩压降Δpi和Δpo分别由下式计算：(5)(6)式中：G为质量通量，表示截面突缩比,N为微细通道槽道条数，Wp、Hp为进出口凹腔的截面尺寸，mm；ρ1、ρg为工质液相和气相的密度，kg/m3；out为工质出口干度值.单相流动压降Δps由下式计算：(7)式中：单个通道水力直径为单相重力压降，Pa；Δps,f为单相摩擦压降，Pa；fS 为单相摩擦因子；g为重力加速度，m/s2.两相流动压降Δpd的计算式如下：Δpd=Δpd,f+Δpd,g+Δpd,a(8)式中：Δpd,a、Δpd,g分别为两相加速度压降和两相重力压降，由下式计算[9]：(9)(10)式中，αout为微细通道出口地方的空泡份额，L为微细通道整体长度，mm.综上可得两相摩擦压降Δpd,f的计算式为Δpd,f=Δpt-Δps,f-Δps,g-Δpd,a-Δpd,g-Δpi-Δpo(11)由于实验中工况的改变会导致两相流动长度改变，所以定义单位长度的两相摩擦压降为(12)2.2 误差分析实验数据总是会存在一定的误差，为了验证实验数据的可靠性和精确性，需对实验进行误差分析.本实验误差涉及读数误差、外部环境误差和仪器测量误差3类.读数误差通过多次测量取平均值来减小；外部环境误差是因为有部分热量会与周围空气换热而造成，故通过求取平均热损失系数来减小；实验中仪器测量误差包括直接测量误差和间接测量误差，可以根据仪器本身的精度以及误差传递原理[12]，分别由式(13)和(14)求得：(13)(14)式中：ξ表示相对误差；Δj和j0分别为绝对误差和测量实际值；ξR为间接测量误差；R=f(j1，j2，…,jt)，为间接物理量；ji为与R有关的独立变量；ξji为第i个变量ji的标准差.主要物理量误差如表1所示，可见最大相对误差均较小，实验数据具有可信度. 表1 主要物理量误差Table 1 Deviation of the main physical quantities物理量最大相对误差/%温度0.50压力0.15质量通量0.54热流密度1.48干度2.43 2.3 极端润湿性微细通道的压降研究2.3.1 压降分量比例对比本实验总压降Δpt包括摩擦压降Δpf、加速度压降Δpa、重力压降Δpg和进出口压降Δpi+o 4部分，其中Δpf=Δps,f+Δpd,f，Δpa=Δpd,a，Δpg=Δps,g+Δpd,g，Δpi+o=Δpi+Δpo.实验过程保持工况为：入口温度40 ℃，实验段饱和压力170 kPa，入口质量通量310.47 kg/(m2·s)和热流密度15.30～22.81 kW/m2.对普通亲水表面、超亲水表面和超疏水表面3种通道进行流动沸腾实验，图7所示为3种通道中各压降分量所占比例以及随热流密度的变化情况.由图7可见，在极端润湿性微细通道中各压降所占比例和普通亲水微细通道中大致相同，其中摩擦压降所占比例最大，大约为58%～71%，重力压降次之，约为12%～30%，而加速度压降和进出口压降所占比例最小，约为4%～13%.对比3种微细通道对总压降起主导作用的摩擦压降可知，相同工况下超亲水表面微细通道中摩擦压降最小，超疏水表面微细通道中摩擦压降最大，最大可提升21.9%，这可能是因为超疏水表面容易形成大汽泡，导致汽泡和液体摩擦更加剧烈.3种微细通道中摩擦压降、加速度压降以及进出口压降均随着热流密度的增大而增大，而重力压降随着热流密度的增大而减小.图7 各压降分量对比Fig.7 Comparison of pressure drop components2.3.2 润湿性对两相摩擦压降的影响图8(a)、8(b)和8(c)分别为单位长度两相摩擦压降随质量通量、入口温度和热流密度的变化趋势.从图中可以看出随着质量通量、入口温度和热流密度的增加，极端润湿性和普通亲水表面微细通道的单位长度两相摩擦压降均增加，这是因为质量通量的增大会使汽泡脱离频率变快，从而加剧液体、壁面和汽泡之间的摩擦；入口温度的提高使得壁面活化点产生汽泡的过热度更低，从而导致汽泡数量变多，液相和气相摩擦加剧；而热流密度的提高一方面会让工质更快达到饱和沸腾，空泡率变大，另一方面也会使汽泡生长速率变大，这些都导致两相摩擦压降得到提高.在同一工况下，润湿性会对单位长度两相摩擦压降产生影响.从图8可以看出超疏水微细通道的两相摩擦压降均大于其他两种微细通道，比超亲水微细通道大了约25.8%，这主要是因为在润湿性差的超疏水通道内，汽泡受到的表面张力大，脱离频率变低，汽泡直径变大，从而导致大汽泡更容易形成，并发展成受限汽泡，汽泡和液膜以及壁面相互挤压使得两相摩擦压降变大.图8 单位长度两相摩擦压降的变化趋势Fig.8 Variation trend of two phase friction pressure drop in unit length2.4 微细通道沿程压力曲线在距微细通道入口48、96、144和192 mm处设置4个压力测口(测点1-4)，研究沿程测点压力的变化规律.图9所示为4种工况下普通亲水微细通道的沿程压力曲线，横坐标Z为测点到入口的距离，纵坐标p为测点处压力，可以看出4条曲线分别在测点1、测点2、测点3和测点4发生较大的转折.这是因为在不同工况下，微细通道单相长度发生改变，也就是饱和沸腾起始点发生改变，此后进入两相流动，导致压力下降速度变快，经过计算可得这4个测点正处于对应工况下饱和沸腾起始点附近.到达转折点后，压降变化斜率基本不变，这可能是由于测点间距离较小，同样工况下，在两相区相邻测点间汽泡数相差不大，导致以摩擦压降为主导的压降变化斜率基本不变.图9 普通亲水表面微细通道沿程测点压力曲线Fig.9 Pressure curve of ordinary hydrophilic surface microchannels along measuring point图10给出了3种表面微细通道在不同质量通量和热流密度下沿程测点压力的变化曲线，可见出口压力均近似为70 kPa,说明已达到饱和沸腾状态.在相同工况下，超疏水表面微细通道进出口总压降最大，是超亲水表面的1.08～1.17倍，进出口总压降均随质量通量和热流密度的增大而增大；曲线转折点会随着质量通量和热流密度的变化而改变，这是因为饱和沸腾起始点会随着质量通量的增大和热流密度的减小而推后.在入口到曲线转折点之间，超疏水微细通道的压力曲线下降斜率小于其他两种微细通道，这是因为单相段超疏水表面存在滑移减阻效应[13]，能够有效阻力的下降；而转折测点到出口处超疏水微细通道的压力曲线下降斜率最大，因为此阶段为两相流动区域，两相摩擦压降占主导地位，从前面分析可知超疏水表面微细通道的两相摩擦压降大于其他两种微细通道.图10 微细通道沿程测点压力变化曲线Fig.10 Pressure variation curve of microchannels along measu-ring point 2.5 两相摩擦压降模型的对比与修正传统分相模型计算两相摩擦压降是由Lockhart提出的[14]，计算式如下：(15)式中，为两相摩擦因子，为Chishdm参数，X为Lockhart引入的Martinlli数. 对传统模型的改进主要是针对C值进行修正，Mishima和Hibiki将C值和水力直径Dh关联起来，提出M-H模型[15]:C=21(1-e-319Dh)(16)Qu和Mudawar针对质量通量对C值的影响，在M-H模型的基础上提出了Q-H 模型[16]来预测C值：C=21(1-e-319Dh)(0.004 18G+0.061 3)Zhang等则认为C值不仅和水力直径Dh有关，还与表面张力σN有关，用Laplace常数NL取代Dh，则Zhang模型[17]计算C值的计算式如下：(18)(19)将实验数据和以上3种模型预测值进行比较，根据下式计算两者的平均绝对误差ε：%(20)式中：Δpd,f,pred为模型的预测值，Pa；Δpd,f,exp为实验值，Pa;n为与预测值比较的实验数据个数.计算得M-H模型的ε为32.6%，Zhang模型的ε为23.9%，Q-M模型的ε为19.1%.由此可知，Q-M模型和Zhang模型相比M-H模型的平均绝对偏差较小，这是因为M-H模型将C值看成固定值，忽略了工质质量通量和物性参数等的影响，Q-M模型的预测值和实验值的偏差最小，考虑微细通道壁面润湿性的影响，引入壁面表面能参数s，由式(21)来计算[18- 19]:(21)式中,θ为壁面接触角,l为液体表面能参数.在Q-M模型的基础上，代入实验数据进行多项式非线性拟合，得到如下新的预测模型：C=21(1-e-319Dh)(0.004 18G+0.061 3)·s+1.419 7)为验证新模型的合理性，将两种模型与实验数据之间的误差大小进行对比.图11(a)和11(b)分别为改进模型和Q-M原模型与实验数据的对比结果，计算得ε值分别为10.7%和19.1%，由此可见改进模型的预测效果较好.图11 两种模型与实验数据的对比Fig.11 Comparison of two models with experimental data3 结论文中制备了极端润湿性(超亲水和超疏水)及普通亲水表面微细通道，以R141b为实验工质，在3种表面微细通道内进行流动沸腾传热实验，研究极端润湿性微细通道内的流动沸腾压降特性，得出以下主要结论：(1)极端润湿性表面和普通亲水表面微细通道中各压降分量相差不大，其中摩擦压降所占比例最大，约为58%～71%；单位长度两相摩擦压降均随着质量通量、入口温度和热流密度的增大而增大，相同工况下超疏水微细通道的两相摩擦压降均大于其他两种微细通道，比超亲水微细通道大了约25.8%.(2)相同工况下，超疏水表面进出口总压降大于其他两种表面，是超亲水表面的1.08～1.17倍；超疏水表面沿程测点压力曲线在单相段斜率最小，而在两相段斜率最大，这是因为超疏水表面微细通道在单相段存在滑移减阻现象，在两相段由于汽泡脱离直径大而导致两相摩擦压降增大；沿程测点圧力曲线转折点随质量通量的增大和热流密度的减小而靠近出口，这是因为质量通量增大和热流密度减小会使得饱和沸腾起始点推后.(3)对传统压降预测模型进行修正，在最小偏差Q-M模型的基础上，考虑壁面润湿性的影响，引入壁面表面能参数s，多项式拟合得到C值新的关联式，平均绝对误差为10.7%，表现出了更好的预测能力.参考文献：[1] YAVATKAR R,TIRUMALA M.Platform wide innovations to overcome thermal challenges [J].Microelectronics Journal,2008,39(7):930- 941. 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平行流微通道换热技术在热泵热水器上的应用分析作者：闫克江寇颖举来源：《科学与财富》2015年第21期摘要：本文对平行流微通道换热技术应用于热泵热水器产品进行性能分析，通过微通道流程设计和样机实际对比试验测试，分析了热泵热水器应用微通道换热技术对产品性能提升产生的有益效果。
结果表明，微通道换热器效率高，换热性能优于常规换热器，同时，微通道换热器与热泵热水器水箱也存在一定的关系。
关键词：热泵热水器；性能；平行流；微通道；换热技术0 引言热泵热水器作为新一代的热水器产品，其运行性能及性能系数越来越受到关注，特别是国家实施能效备案和能效领导者制度以来，各生产厂商着力推出高能效产品，以在热水器行业内占用更大的市场。
而单纯依靠提高系统中的零部件性能（如使用高效压缩机，高效风机）或增加换热器的面积以提高产品的性能系数，势必增加了产品的成本，造成大量不可再生资源的浪费，同时也增加了消费者购买的成本。
热泵热水器水箱侧冷凝器的换热性能决定了水加热能效，也影响着产品的运行可靠性。
现有热泵热水器大多还是采用常规铜管或铝管盘管式换热器，由于其是圆形管状结构，与水箱内胆的接触面积较小，换热性能很难有较大的提升。
采用平行流微通道换热器，可明显地降低热水器的制造成本，提高产品的市场竞争力；随着新型铝材，新技术及加工工艺的开发，微通道换热器正逐步应用于家用和商用空调行业。
1 热泵热水器的性能评价指标热泵就是以冷凝器或其他部件放出的热量来供热的制冷系统[1]。
热泵热水器与周围环境在能量上的相互作用是从低温热源吸热，然后放热至高温热源，以冷凝器放出的热量来加热生活用水。
热泵的经济性指标是用热泵系数φ表示热泵效率[1]。
式中，为热泵向高温热源的输送热量，W为热泵机组消耗的外功，为制冷系数。
由上式可见，热泵系数永远大于1，所以，热泵从能量利用角度比直接消耗电能或燃料获取热量的要节能[1]。
热泵系数就是指热泵热水器的性能系数（COP），热泵在名义工况和规定条件下运行时，热泵制热量和热泵制热消耗功率之比，其值用W/W表示[2]。
微通道换热器空调系统性能试验分析张 蕾3(上海日立电器有限公司技术研究部,上海201206)【摘 要】 本文通过对两套采用微通道换热器的KFR-72L W空调器样机(1号机:室内外换热器均采用微通道换热器;2号机:室外机为微通道换热器,室内机为管翅式换热器),分别进行性能测试,对比分析采用微通道换热器与管翅式换热器的空调器性能差异。
试验结果分析显示:微通道换热器空调器具有高效(强制冷性能)、减排(减少制冷剂充注量)、低成本(换热器小型化)等优点;但制热工况下,因室外机采用微通道换热器,换热面积大幅度减小,蒸发压力过低,导致制热效果不良、系统频繁除霜等问题,有待于进一步研究解决。
【关键词】 微通道换热器 管翅式换热器 制冷性能 制冷剂充注量 高效A n a lys is o f p e rfo r m a n c e o f a ir c o n d itio n e rsw ith m ic ro-c h a n n e l h e a t e xc h a n g e rsZhang Lei(H itachi Electrical App liances Co1,L td1,Shanghai201206,China)【Abstract】 This paper p resents the capability difference bet w een t w o KFR-72L W air conditi oners(No11unit with indoor and outdoor m icr o-channel heat exchangers and No12unit with indoor fin-tube heat exchanger and outdoor m icr o-channel heat exchanger)by testing the perf or mance of both air conditi oners1The test results show that the air conditi oner with m icr o-channel heat exchanger is higher-efficiency,less refrigerant charge and l ower cost1But due t o the greatly reducti on of the area of the outdoor m icr o-channel heat exchanger it have the deficiency of l ower heating capacity and frequent defr osting cycle1These p r oble m s need t o be concerned and s olved1【Keywords】 m icr o-channel heat exchangers;fin-tube heat exchanger;refrigerating perf or mance;refrigerant charge;high-efficiency0 引言我国于2009年将要实施家用空调器的新能效标准,对空调器的能效比提出了相当高的要求:空调器制冷量<4500W的能效等级必须达到标准规定的2级,即能效比312。
带矩形重入腔的直肋微通道内流动沸腾换热特性目录一、内容概括 (2)1.1 研究背景与意义 (2)1.2 国内外研究现状及发展趋势 (3)二、理论基础 (5)2.1 微通道内流动沸腾换热的物理原理 (6)2.2 带矩形重入腔的直肋微通道结构特点 (7)三、实验方法与装置 (8)3.1 实验材料与参数 (9)3.2 实验过程与步骤 (10)3.3 数据采集与处理方法 (11)四、实验结果与分析 (12)4.1 不同工况下的流动沸腾换热特性 (13)4.2 不同操作参数对流动沸腾换热特性的影响 (14)4.3 矩形重入腔对流动沸腾换热特性的影响 (15)五、优化设计与性能提升策略 (16)5.1 设计优化方案 (18)5.2 性能提升措施 (19)六、结论与展望 (20)6.1 主要研究结论 (21)6.2 研究局限性与未来研究方向 (22)一、内容概括引言：简要介绍微通道流动沸腾换热的背景和研究意义，以及带矩形重入腔的直肋微通道结构的设计和制造现状。
微通道和矩形重入腔结构描述：详细阐述微通道以及矩形重入腔的结构特征，包括尺寸、形状、材料等。
流动沸腾实验设置：介绍实验系统、实验介质、操作条件以及数据测量方法。
流动沸腾换热特性分析：分析带矩形重入腔的直肋微通道内流动沸腾的换热性能，包括传热系数、温度分布、压力降等参数的变化规律。
影响因素研究：探讨结构参数、操作条件等因素对流动沸腾换热特性的影响。
结果与讨论：对实验结果进行分析和讨论，总结带矩形重入腔的直肋微通道内流动沸腾换热的优势和潜在问题。
本文还将涉及到数值模拟方法在流动沸腾换热研究中的应用，以及对现有文献的综述和分析，以更全面地了解带矩形重入腔的直肋微通道内流动沸腾换热的特性和机制。
1.1 研究背景与意义随着科技的不断发展，对于高效、紧凑的换热器的需求日益增加。
在这种背景下，微通道换热器因其具有高传热系数、紧凑的结构和轻量化的特点而受到了广泛关注。
在传统微通道换热器的应用中，面临着一些挑战，如流动沸腾换热性能不足、易结垢等问题。
纳米流体在小通道板式换热器中的性能实验和数值研究Dustin R. Ray 1, Debendra K. Das ⇑, Ravikanth S. Vajjha2摘要：在乙二醇和水的混合物中做氧化铝、氧化铜和二氧化硅这三种纳米流体的理论研究来比较他们在一个紧凑的小通道换热器中的性能。
稀释的研究表明,当粒子体积浓度为1%时,所有的纳米流体相对于他们的基本流体都得到了改善。
在三个重要参数都相同的基础上做出比较，分别是在板式换热器中用相同的质量流率、相同的传热速率和相同的泵功率。
每种情况下，在板式换热器所需的传热系数相同的情况下三种纳米流体都提高了对热传热系数、减少体积流率和降低泵功率。
冷却剂,hfe - 7000在热交换器冷流体端被研究,具有在极低的温度应用的潜能,但并没有在文献中被广泛研究。
确认了测试中使用水作为基本循环液的小通道板式换热器中测得的实验数值与预测的传热系数和总传热系数惊人的一致。
从含有0.5%氧化铝纳米流体的实验中，初步导出了在PHE中努塞尔特数和摩擦系数的相关性。
这个装置将用来测试不同种类的纳米流体，以最终确定参数对紧凑换热器的影响如：体积浓度、粒度和基础热流体性质和流体动力学性能文章信息文章历史收到的日期2013年8月2日收到修订后的版本的日期²2013年12月25日通过日期2013年12月28日网上时间2014年1月25日关键字：紧凑换热器、板式换热器、对流传热、摩擦系数、纳米流体、努赛尔数、普朗特数、雷诺数、热物理性质1.介绍纳米流体是稳定的纳米级颗粒的悬浮液,不到100纳米,常见的基础液体有水,乙二醇、丙二醇、石油和其它液体。
添加高导热金属纳米粒子如铜或铝来增加胶体导热率的解决方案,提高他们的整体传热能力。
从1995年Choi和Eastman的最初研究开始,过去的十五年目睹了丰富的实验以及数值研究探索纳米流体作为传热介质相对于传统的液体的优势。
Das等人汇编了一本关于各个方面研究纳米流体的科学和技术且有广泛体积量书，在他们的书中覆盖到了2006的进展。
２０２０年第３期 总第２３５期低 温 工 程ＣＲＹＯＧＥＮＩＣＳＮｏ ３ ２０２０Ｓｕｍ Ｎｏ ２３５微通道蒸发器的传热性能实验研究孙 帅 陈 华 段鼎立（天津商业大学天津市制冷技术重点实验室 天津 ３００１３４） 摘 要：采用实验的手段，探究了制冷剂侧流速改变（雷诺数）对微通道蒸发器流量分配、压降、传热系数以及制冷剂侧换热特性（努塞尔数）的影响。
研究表明：随着制冷剂侧流量的增加，微通道蒸发器第一流程制冷剂的流量分配变得更加均匀，进出口的压降随之增大，传热系数及制冷剂侧努塞尔数也逐渐增大，换热效果不断增强。
关键词：微通道蒸发器 流量分配 压降 传热系数 努塞尔数中图分类号：ＴＢ６６３ 文献标识码：Ａ 文章编号：１０００ ６５１６（２０２０）０３ ００４８ ０６ 收稿日期：２０１９ ０９ １８；修订日期：２０２０ ０５ １８基金项目：天津市自然科学基金项目（１８ＪＣＹＢＪＣ９０３００），天津市企业科技特派员项目（１９ＪＣＴＰＪＣ５３２００）支持。
作者简介：孙 帅，男，２６岁，硕士研究生。
通讯作者：陈 华，女，４８岁，博士，教授。
Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｓｔｕｄｙｏｎｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｍｉｃｒｏ ｃｈａｎｎｅｌｅｖａｐｏｒａｔｏｒＳｕｎＳｈｕａｉ ＣｈｅｎＨｕａ ＤｕａｎＤｉｎｇｌｉ（ＴｉａｎｊｉｎＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，ＴｉａｎｊｉｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＣｏｍｍｅｒｃｅ，Ｔｉａｎｊｉｎ３００１３４，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｗａｓｃａｒｒｉｅｄｏｕｔｔｏｅｘｐｌｏｒｅｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｉｄｅｆｌｏｗｒａｔｅｃｈａｎｇｅ（Ｒｅｙｎｏｌｄｓｎｕｍｂｅｒ）ｏｎｆｌｏｗｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ，ｐｒｅｓｓｕｒｅｄｒｏｐ，ｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔａｎｄｒｅ ｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｉｄｅｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ（ｎｕｓｓｅｌｔｎｕｍｂｅｒ）ｏｆｍｉｃｒｏ ｃｈａｎｎｅｌｅｖａｐｏｒａｔｏｒ．Ｔｈｅｒｅ ｓｅａｒｃｈｓｈｏｗｓｔｈａｔ：ｗｉｔｈｔｈｅｉｎｃｒｅａｓｅｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｉｄｅｆｌｏｗｒａｔｅ，ｔｈｅｆｌｏｗｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒ ａｎｔｉｎｔｈｅｆｉｒｓｔｓｔａｇｅｏｆｍｉｃｒｏ ｃｈａｎｎｅｌｅｖａｐｏｒａｔｏｒｂｅｃａｍｅｍｏｒｅｕｎｉｆｏｒｍ，ｔｈｅｐｒｅｓｓｕｒｅｄｒｏｐｂｅｔｗｅｅｎｉｎｌｅｔａｎｄｏｕｔｌｅｔｉｎｃｒｅａｓｅｓ，ｔｈｅｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔａｎｄｔｈｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｉｄｅｎｕｓｓｅｌｔｎａｍｂｅｒａｌｓｏｉｎｃｒｅａｓｅｄｇｒａｄｕａｌｌｙ，ｈｅｎｃｅｔｈｅｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｅｆｆｅｃｔｗａｓｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙｅｎｈａｎｃｅｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｍｉｃｒｏ ｃｈａｎｎｅｌｅｖａｐｏｒａｔｏｒ；ｆｌｏｗｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ；ｐｒｅｓｓｕｒｅｄｒｏｐ；ｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｃｏｅｆｆｉ ｃｉｅｎｔ；ｎｕｓｓｅｌｔｎｕｍｂｅｒ１ 引 言微通道换热器主要由集管、扁管、翅片等构成，通常来说是指当量直径在１０—１０００μｍ之间的换热器。
