第１ ７卷第６期 ２ ０ １ ７年６月 创痔 室调 １－５ ＲＥＦＲＩＧＥＲＡＴ１０Ｎ ＡＮＤ ＡＩＲ—Ｃ０ＮＤＩＴＩＯＮＩＮＧ ＳＳＤＰ模型和ＥＶＡＰ－ＣＯＮＤ模型用于波纹 翅片管式蒸发器计算的比较 ＊ 张婷＂ 蔡姗姗Ｄ 陈焕新¨ 应必业 摘要唐小波 白韦 古汤汤 ’ ”（华中科技大学） 。’（宁波奥克斯空调有限公司） 利用ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型对某波纹翅片管式蒸发器的换热及压降性能进行模拟，并与试验结果进 行对比，由于流路中存在空管和一点三线的流程结构，ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型计算所得换热量和压降最大误差 均高于５Ｏ 。将ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型的传热原理运用到传统的ＳＳＤＰ模型中建立ＳＳＤＰ模型，使其对波纹翅 片管式蒸发器有更准确的模拟，该模型计算的换热量误差范围为０～６ ，制冷剂侧压降误差范围０～２０ 。 这表明对于存在空管等复杂流路时，ＳＳＤＰ模型比ＥＶＡＰ－ＣＯＮＤ模型有更好的可靠性。 关键词蒸发器；翅片管式；ＳＳＤＰ模型；ＥＶＡＰ—Ｃ０ＮＤ模型；换热量；压降；误差 Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎ ｏｆ ＳＳＤＰ ａｎｄ ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ ｍｏｄｅｌ ｆｏｒ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｗａｖｙ ｆｉｎｎｅｄ＿ｔｕｂｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ Ｚｈａｎｇ Ｔｉｎｇ ’ Ｃａｉ Ｓｈａｎｓｈａｎ Ｔａｎｇ Ｘｉａｏｂｏ Ｃｈｅｎ Ｈｕａｎｘｉｎ ’ Ｙｉｎｇ Ｂｉｙｅ。 Ｇｕ Ｔａｎｇｔａｎｇ Ｂａｉ Ｗｅｉ （Ｈ ｕａｚｈｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ） （Ｎｉｎｇｂｏ ＡＵＸ Ａｉｒ—ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．） ＡＢＳＴＲＡＣＴ Ｂｙ ｕｓｉｎｇ ｔｈｅ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ，ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｃｈａｒａｃ— ｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｗａｖｙ ｆｉｎｎｅｄ—ｔｕｂｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ａｒｅ ｓｉｍｕｌａｔｅｄ ａｎｄ ｃｏｍｐａｒｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｔｅｓｔ ｒｅｓｕｌｔｓ． Ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｅｒｒｏｒｓ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｒａｔｅ ａｎｄ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ｂｙ ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ ｍｏｄｅｌ ａｒｅ ｂｏｔｈ ｈｉｇｈｅｒ ｔｈａｎ ５０ ，ｄｕｅ ｔｏ ｔｈｅ ｅｘｉｓｔｅｎｃｅ ｏｆ ｅｍｐｔｙ ｐｉｐｅ ａｎｄ ｏｎｅ ｐｏｉｎｔ—ｔｈｒｅｅ ｌｉｎｅ ｉｎ ｔｈｅ ｆｌｏｗ ｐａｔｈ．Ｔｈｅ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆ ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ ｉｓ ａｐｐｌｉｅｄ ｔｏ ｔｈｅ ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ＳＳＤＰ ｍｏｄｅｌ ｔｏ ｅｓｔａｂｌｉｓｈ ｔｈｅ ＳＳＤＰ ｍｏｄｅｌ。ｗｈｉｃｈ ｍａｋｅ ｉｔ ｈａｖｅ ｍｏｒｅ ａｃｃｕｒａｔｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｆｏｒ ｗａｖｙ ｆｉｎｎｅｄ—ｔｕｂｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｕｇｇｅｓｔ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｅｒｒｏｒ ｒａｎｇｅ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｒａｔｅ ｉｓ ０～６ ａｎｄ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ ｉｓ ０～２０ ．Ｔｈｉｓ ｉｎｄｉｃａｔｅｓ ｔｈａｔ ＳＳＤＰ ｍｏｄｅｌ ｈａｓ ｂｅｔｔｅｒ ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ ｔｈａｎ ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ ｆｏｒ ｃｏｍｐｌｅｘ ｆｌｏｗ ｐａｔｈｓ ｗｈｉｃｈ ｈａｖｅ ｅｍｐｔｙ ｔｕｂｅ． ＫＥＹ ＷＯＲＤＳ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ；ｆｉｎｎｅｄ－ｔｕｂｅ；ＳＳＤＰ ｍｏｄｅｌ；ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ ｍｏｄｅｌ；ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｒａｔｅ；ｐｒｅｓｓｕｒｅ；ｅｒｒｏｒ 翅片管式换热器 作为家用制冷空调系统的 关键部件，在材质消耗、动力消耗及产品投资方面 占有很重要的份额。根据现有的压缩机、换热管 和翅片设计出性能优越的冷凝器和蒸发器，提高 制冷空调的性能系数、减小换热器尺寸、降低生产 总成本，不仅是空调器生产厂家追求的目标，也是 其开发能力以及技术水平的体现 。因此，换热器 流程设计和结构布置的数值计算与优化成为各空 调器生产厂家研究的重点。 笔者针对翅片管式换热器，利用ＳＳＤＰ（Ｓｔｅａｄｙ ＊国家自然科学基金（５１０７６０４８）． 收稿日期：２０１６－１２ １４ 作者简介：张婷，硕士研究生，主要研究方向为换热器的模拟与结构优化。 剖痔 室谰 １性能试验方案 第１ ７卷 Ｓｔａｔｅ Ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｅｄ—Ｐａｒａｍｅｔｅｒ，稳态分布参数）模型 和ＥＶＡＰ～Ｃ（）ＮＤ（Ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ—Ｃｏｎｄｅｎｓｅｒ，蒸发器一 冷凝器）模型进行数值模拟。分析这２个模型对翅 片管式换热器性能的预测能力，为翅片管式蒸发 器的研发和优化设计提供参考。 波纹翅片管式换热器如图１所示，制冷剂从下 至上流入．经过２排８根管后分成４个流程，存在 交叉流路。测试时间为冬季，包括１２个测试样本， 翅片间距范围为１．２～１．６ ｍｍ，翅片厚度范围为 一 Ｉ ｉ ８ 制出冷口刺 匪 １一．— 一 一 圜 一 鐾 一 剂进口 图ｌ 波纹翅片管式换热器结构示意图 （）．１１９５～（）．１０５ ｍｍ。换热器几何结构参数如表１ 所示，运行工况如表２所示。 表１ 蒸发器几何结构参数 参数 管排数， 排 管长，ｇｌｉｎｔ 管外径／ｍｎ１ 管内径 Ｆｎｒｎ 每排管数 根 数值 ２ ６８７ ７ ６．４４ ２３ 参数 管间距／ｍｎ１ 排间距／ｒａｍ 翘片Ｉ口ｌ１距／ｎ１ｍ 翅片厚度 ｈｉｍ 管内表面 数值 ２２ １９．０５ １．２～１．６ （１．１１９５～Ｉｌ＿１Ｏ５ 粗糙 单元制冷剂入口状态参数，当存在多个分路时，从 分路交叉点开始，分别计算每个分路直至下一单 元。在空气侧，迎风面每根管空气的状态参数相 同．后排管的空气流量取前排２根相邻管流量的均 值，空气状态由这２股空气混合后的状态确定。 确定制冷剂侧换热系数的方法：当于度小于 ０．８时，采用气液沸腾相变换热公式；当干度大于 １．１）时，使用气体强制对流换热公式；当干度在０．８ ～表２蒸发器运行工况参数 １．【）范围内时，采用沸腾相变换热公式和强制对 流换热公式参数线性拟合的方法计算。 ２．２输入参数 １）制冷剂选择Ｒ２２，输人参数包括：蒸发器的 几何结构参数、盘管设定和风量设定，数值模拟收 敛的约束条件，如制冷剂入口状态参数。 ２ ＥＶＡＰ－ＣＯＮＤ模型 ２）流路连接方式可以自由设定，图２中圆圈 下方数字为每根管的制冷剂出口温度，可通过选 择得到每根管的出口焓值和压力等。 ３）换热器的修正系数一般默认为Ｉ。本试验 采用试验的方法研究翅片管式蒸发器的特性 会耗费大量的时间和资金，且试验的蒸发器类型 和运行工况有限，运用ＥＶＡＰ—Ｃ（）ＮＤ软件 模拟 计算可有效缩短研究周期。 ２．１ 原理 蒸发器的流路存在空管和叉流，针对某一组试验 数据，取制冷剂侧换热修正系数为１．２，压降修正 系数为１．４，空气侧换热修正系数为１．１，换热量误 差为３．５４ ，制冷剂侧压降误差为一７．６６ ；当修 正系数不变，取另一组试验数据进行模拟时，换热 采用逐管计算的方法，每根管是独立的计算 单元，每单元需要输入制冷剂和空气的人口状态 参数及流量．每单元制冷剂出口状态参数为下一 第６期 张婷等：ＳＳＤＰ模型和ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型用于波纹翅片管式蒸发器计算的比较 ７９ｊＫｓ４＾＾３７￣ 第２６根管 鹅，、，、 ３，、３一３．３一２ ３ ．１ ．拈，、，、 ４，、 ，、如，、 ，、 ，、４．６ ４．４ ４３ ４．１ ｌ 拈 ３ ．３ ３一．２ ３ ．１ ３ ．５ ３ ．５拈ｌ ｔ ３ ．４ ３ ．４ ３ ．４ ３ ．３ ３ ．３ ３ ．２ Ｉ ’ 风 向 制冷剂出口 制冷剂出１３ 迎风面 图２管路连接图 量误差达一１４．８８ ，压降误差达一３９．４８ 。这 为避免空管存在，流程中的每排管数分别减 少一根，使其最大限度地接近试验管路连接的结 构。但是由于对空管的简化，导致迎风面积减小， 说明修正系数不能灵活地被运用，因此采用一般 情况，取修正系数为１。 ２．３结果对比 换热量降低，同时总管长减小，制冷剂侧压降 降低。 同时，由于存在一点三线，图２显示制冷剂经 第２６根管后，不是均分流人其他管，因此各流程的 流速不同，在制冷剂温度和管外空气温度一定时， 各管路的换热情况不同，阻力损失存在较大差异。 ３ ＳＳＤＰ模型 从图３可知，ＥＶＡＰ－ＣＯＮＤ模型的换热量误差 主要分布在一５０ ～５ 。从图４可知，制冷剂侧压 降的误差分布在一６０ ～０范围内。这是因为 ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ软件的局限性，管路连接中不能存在 空管或一点三线（同根管不能有３个出入口连接）。 ＥＶＡＰ～ＣＯＮＤ运用于存在空管等复杂流路时 芝 模拟效果并不理想，因此笔者将ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ的 传热原理运用到传统的ＳＳＤＰ模型中。制冷剂侧 是 叫 换热系数主要受制冷剂干度、流量、流型等因素的 影响，当管内沿程干度逐渐增大时，制冷剂换热系 数先增后减。当干度增大时，流速会加快，当干度 增大到某个特定值继续增大时，会出现缺液区沸 腾恶化现象。因此笔者对制冷剂侧换热系数做了 １ ０００ １ ２００ １ ４００ １ ６００ １ ８００ ２ ０００ ２ ２００ ２ ４００ ２ ６００ 试验值／ｗ 图３ ＥＶＡＰ－ＣＯＮ￣换热量 细致的划分。 ３．１基本模型 ＳＳＤＰ模型在蒸发器建模时有３点主要假 设＿＿１ ：制冷剂与空气处于逆流状态；管壁径向温度 一致，对于沿管长的每个微元，将制冷剂侧、空气 侧和管壁的物性视为一致，不考虑管壁的热阻；从 简化模型算法的角度出发，考虑到过热区较短且 加速压降较小，忽略过热区压降。 １）制冷剂侧换热方程 Ｑ ＝ （ “一ｈｒ２）：ｈ。Ａ。（ｆ 一ｔ ） （１） 式中：Ｑ 为制冷剂侧换热量（ｗ）；／Ｔｔ 为制冷剂质量 试验值／ｋＰａ 图４ ＥＶＡＰ－ＣＯＮ￣制冷剂侧压降 流量（ｋｇ／ｓ）；ｈ 为制冷剂进口焓值（Ｊ／ｋｇ）；ｈ 为制 冷剂出口焓值（Ｊ／ｋｇ）；ｈ 为制冷剂侧换热系数（ｗ／ 剖挎 室调 第１７卷 （ｍ ・Ｋ））；Ａ 为管内表面积（ｍ ）；ｔ 为管壁温度 （ｏＣ）；ｔ 为制冷剂平均温度（℃）。 对于两相区，不同于文献［１０］制冷剂侧换热 系数采用Ｗａｎｇ 川的公式，而是采用文献［１２］中的 公式，在空气降温除湿过程中，制冷剂从入口到出 口经历相变过程，根据相变特点分为３个阶段：两 相区、过渡区和过热区。两相区指制冷剂干度为 ０．２左右到０．７～０．９的部分；过渡区指两相区出 口到制冷剂干度为１．０的临界点所属部分；此后到 盘管出口为过热区。 当１×１０ ＜ＲＰ 。Ｋｆ＜１．７×１０ 时，两相区换 热系数由式（２）＿１ 计算： … 一： 。单 — （２）／Ｊ 式中：ｈ： 为两相区换热系数（ｗ／（ｍ。・Ｋ））；Ｒｅ 为 雷诺数；ｋ 为饱和液态制冷剂导热系数（ｗ／（ｍ・ Ｋ））；ｄｉ为盘管内径（ｍ）；Ｋｔ 瓮（其中，Ａｓｃ为 干度变化值，ｉ 为制冷剂汽化潜热（ｋＪ／ｋｇ），ｇ为 重力加速度（ｍ／ｓ。），△Ｌ为管长微元段（ｍ））。 当Ｒｅ ＞６ ０００时，过热区换热系数可由式 （３） １ 计算： ｈ ＝０．０１０ ８Ｇｒｃ ， 邝ｋ ｒ ２／３ 一。邝Ｒｅ ’ （３） 式中：Ｇｒ为格拉晓夫数；Ｃ 为制冷剂比热容（Ｊ／ （ｋｇ・Ｋ））；ｋ 为制冷剂导热系数（ｗ／（ｍ・Ｋ））；／１ 为动力黏度（ｋｇ／（ｍ・ｓ））。 过渡区的传热系数可由两相区与过热区通过 式（４）ｌ＿＾ 得出： ｈ ＝ｈ ｓｉｎ［－（１一是）— ｌ＋ ｃｏｓ［（１一是）寺ｌ（４） 式中：是＝ — ， 为过渡区入口、两相区出口的 制冷剂干度；ｚ为微元段的制冷剂干度；ｃ为常数。 ２）制冷剂侧压降方程 对于两相区的每个微元来说，压降方程即动 量方程， △Ｌ ＝箐ｄ十譬（ ，Ｌ＼ ｐ者一者）２／ ㈣ … 式中：Ｐ 和Ｐ：分别为微元进、出口压力（Ｐａ） 和 ｐ：分别为微元进、出口密度（ｋｇ／ｍ ）；ｆ为摩擦 因子。 过渡区的压降与两相区的压降计算方法相 同；过热区的压降较两相区小一个数量级，其对出 口过热度的影响也很小 。因此，忽略过热区的 压降并不会对模型精度带来明显影响，同时可以 减少计算量。 ３）空气侧换热方程 Ｑ ＝ｍ （ｈ 一ｈ ）＝ ｈ…Ａ（ｔ 一ｔ ） （６） 式中：ｈ。 为空气侧显热换热系数（ｗ／（ｍ ・Ｋ））； ｈ 和ｈ 分别为空气进、出口焓值（Ｊ／ｋｇ）； 为析湿 系数；ｔ 为空气侧平均温度（℃）；Ａ。为管外表面 积（ｍ ）。 对于三角形波纹翅片，当５８（）＜ＲＰ＜５ ０００时， 传热性能关联式 如下： Ｎ ＝０．６８７ Ｒ ‘５ （ ） 。 （ ） 。 ㈩ 式中：Ｓ为翅片间距（ｍ）；ｄ。为管外径（ｍ）；Ｎ为管 排数；Ｓ：为管间距（ｍ）。 阻力性能关联式 如下： ｆ＝５．４４（）Ｒｇ ”。ｆ÷）＼ ｏ／ （８） 式（７）拟合偏差范围为＋１１．９ ～一１０．０ ， 均方根误差为３．８８ ；式（８）拟合偏差范围为 ＋１３．１％～一１２．８Ｖｏ，均方根误差为４．３０ 。 ４）空气侧与制冷剂侧换热量关系 Ｑ ＝），Ｑ （９） 式中：７取决于具体情况，一般可取０．９。 ５）微元长度方程 管内表面积：Ａ ＝７（ Ｌ 管外表面积：Ａ。＝￡７ｃ ｄ Ｌ 式中ｓ为管外翅片表面积与管外表面积的比值。 ３．２算法设计 蒸发器分布参数仿真流程如图５所示，其详细 的描述如下ｌ１。］： ①假设制冷剂出口焓值。上限是空气进口温 度及制冷剂入口压力对应的过热状态下的制冷剂 焓值，下限是制冷剂入口焓值。假定值采用二分 法取这２个值的算术平均值。 ②假定制冷剂两相区压降。下限是０，上限取 蒸发器入口压力的１／２（内螺纹取１／２，光管取１／ ４）。假定值取两者算术平均值。 ③将假定制冷剂出口焓值与两相区出口压 力对应的饱和状态焓值比较，确定是否存在过 热区。 ④综上，可计算各相区每个微元的长度，即得 到总管长。两相区：需要析湿系数，首先假定壁 温，假定值处于微元制冷剂出口温度和对应的空 气温度之间，通过管内、外换热方程分别计算２个 第６期 张婷等：ＳＳＤＰ模型和ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型用于波纹翅片管式蒸发器计算的比较 微元长度，当管内长度大于管外长度时，假定壁温 过低；反之假定壁温过高。由此调整壁温直到管 内外长度相等。 ⑤将两相区压降计算结果与假定值比较，如 果误差在收敛精度内，转⑥，否则考虑以下２步：计 算值大于假定值，则假定压降过小，将假定值作为 二分法下限；计算值小于假定值，则假定压降过 大，将假定值作为二分法上限。重新计算假定的 压降值，转向③。 ⑥比较管长计算值与真实值，如果误差在收 敛精度内，转⑦，否则考虑以下２步：计算值大于真 实值，则假定焓值过大，将假定值作为二分法的上 限；计算值小于真实管长，则假定焓值过小，将假 定焓值作为二分法的下限，转向②。 ⑦输出结果。 图５ 蒸发器仿翼算法流程图 ３．３结果对比 从图６和图７可知，ＳＳＤＰ模型在换热量和制 冷剂侧压降的模拟上有较好的精确度，换热量误 差主要分布在０～６ 范围内，制冷剂侧压降误差 主要分布在０～２０ 范围内。因此，在换热量和压 降的模拟上，ＳＳＤＰ模型的模拟结果均较接近试验 数据。这是因为ＳＳＤＰ模型有效地克服了ＥＶＡＰ— ＣＯＮＤ局限性：首先对于空管，总迎面风量是一定 的，保持５根管风量不变，但换热面积由５根管对 应的面积改为４根管对应的面积；其次编写程序 时，较容易完成流量均分流人。 图６ ＳＳＤＰ模型－换热量 图７ ＳＳＤＰ模型－制冷剂侧压降 ４ 结论 利用ＳＳＤＰ模型和ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型对某波 纹翅片管式换热器的换热性能及压降特性进行模 拟，并将模拟结果与试验验数据进行对比分析，主 要结论如下： １）ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ模型的运行速度较快，管路 连接操作界面可视化，设计过程灵活方便。但由 于软件局限性，对于流路中存在空管或一点三线 的流程结构，流程图必须简化处理，换热量的最大 误差达５３．８４ ，压降的最大误差达５８．６５ 。 ２）将ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ的传热原理运用到传统 的ＳＳＤＰ模型中，对于有空管和一点三线的流路， 编写程序能够有效避免ＥＶＡＰ—ＣＯＮＤ的局限性。 （下转第１４页） ・１４ ・ 剖玲 室谰 第１７卷 ］ ］ 吸收压力与蒸发压力高于制冷过程中的吸收压力 与蒸发压力，所以在系统初始搭建过程中系统吸 为例ＥＪ］．生态学报，２０１０，３０（２０）：５６７７—５６８６． Ｅ３］ 肖林刚，王彦，邹平，等．温室资源高效利用技术研究 收器与蒸发器以两种工况下承压较大的工况为基 础进行制作与选取。 ３ 结束语 ［Ｊ］．中国农机化学报，２０１３，３４（４）：１６２—１６４，１８１． ［４］曹娓，王渊，姜卫兵，等．农业观光温室项目发展现状 与开发对策ＥＪ３．江苏农业科学，２０１０（３）：２３５—２３７． Ｅ５］张丽，刘娜，王国强，等．温室农业雨水集蓄利用工程 规模优化ｌＪ］．北京农业，２０１３（１５）：２４８ ２５２． 笔者针对所提出的用于温室的空调系统，建 立能量守恒、质量守恒、溴化锂质量分数守恒方 ［６］许安祥．我国温室农业的发展现状与趋势［Ｊ］．排灌机 械工程学报，２０００，１８（１）：４－５，８． ［７］王世明，王冰．现代农业温室系统［Ｊ］．山西农业科学， ２（）（）８，３６（９）：６９ ７３． 程，运用ＥＥＳ软件中溴化锂溶液物性参数进行简 单的热力计算，计算结果表明，这套系统作为温 室资源最大利用的生态循环系统是可行的，而 其冬夏季共用一套设备也可节约设备成本与 投资。 参考文献 ［１］ 杨敏丽，白人朴，刘敏，等．建设现代农业与农业机械 化发展研究ＥＪ］．农业机械学报，２００５，３６（７）：６８—７２． Ｅ２］ 刘安钦，王艳，许彬，等．中国不同气候区温室农业生 态系统服务价值比较——以华北区和长江中下游区 Ｅｓ］路源，徐震，肖云汉，等．开式吸收式热泵内冷型吸收 器的实验研究［Ｊ］．太阳能学报，２０１ ２，３３（３）： ３６８ ３７３． ［９］魏瑶，肖云汉，张士杰，等．开式吸收式热泵降膜吸收 器热质传输研究［Ｊ］．太阳能学报，２０（）９，３０（５）： ５９１—５９５． ［１（）］尉迟斌，卢士勋，周祖毅．实用制冷与空调工程手册 ［Ｍ］．２版．北京：机械工业出版社，２０１１：２８５ ２９１． 业 业业 业 业业 业 业 妇业 业 自 必坐，ａｌ，ｅ业业 鲁 船出 窖 ｝船业业 ｝ （上接第５页） 模拟结果可知ＳＳＤＰ模型有较好的稳定性，换热量 误差主要范围为０～６ ，制冷剂侧压降误差主要 范围为０～２０ 。 Ｐ Ａ，ＹＡＳＨＡＲ ＩＪ．ＫｌＭ Ｍ．Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｅ７］ Ｄ（）ＭＡＮＳＫＩｏｆ ａ ｆｉｎｎｅｄ——ｔｕｂｅ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｆｏｒ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｒｅ—— ｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ ａｎｄ ｉｔｓ ｅｆｆｅｃｔ ｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒ— ｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ 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