,2 ,2

(1 上海交通大學制冷與低溫工程研究所 上海 200240； 2 上海市高效冷卻系統(tǒng)工程技術(shù)中心 上海 200240)

國內(nèi)很多學者研究了蒸發(fā)器過熱度對系統(tǒng)或部件性能的影響。梁彩華等[1]運用模型仿真和實驗驗證方法研究了過熱度變化對風冷螺桿熱泵機組的性能影響，結(jié)果發(fā)現(xiàn)降低蒸發(fā)器出口過熱度對系統(tǒng)性能有較大提高。梁莉等[2]利用軟件對不同流路布置方式的翅片管蒸發(fā)器進行模擬計算,分別對比了R22、R134a、R410A在不同出口過熱度下蒸發(fā)器的換熱量，結(jié)果表明蒸發(fā)器出口過熱度越大，制冷量越小，制冷劑R410A的換熱性能最佳。嚴瑞東等[3-4]研究了過熱度對R134a車用空調(diào)系統(tǒng)性能的影響，結(jié)果表明蒸發(fā)器能力隨蒸發(fā)器出口過熱度的減小而增大，系統(tǒng)中蒸發(fā)器的能力最多提升19.4%。朱宇驍?shù)萚5]對平行流蒸發(fā)器進行了設計研究。盡管上述研究方法各異，但結(jié)果都表明對于蒸發(fā)器而言，蒸發(fā)器出口過熱度越小，蒸發(fā)器內(nèi)的兩相區(qū)越大，換熱器的傳熱面積利用率越大，換熱能力越強，而且隨著過熱度減小，制冷量增大的幅度逐漸減小，直到蒸發(fā)器出口無過熱，出口干度控制在0.95左右時，可以在達到最大制冷量的同時保證壓縮機安全穩(wěn)定運行[6-7]，實現(xiàn)快速降溫。此外，蒸發(fā)器出口溫度隨蒸發(fā)器出口過熱度的減小而減小，蒸發(fā)器進出口溫差隨之減小，有利于改善蒸發(fā)器表面溫度分布的均勻性，從而改善蒸發(fā)器出風溫度的均勻性。

CO2是一種ODP=0，GWP=1的天然物質(zhì)，成本低、不可燃、體積熱容高、密度大[8]。CO2微通道蒸發(fā)器扁管內(nèi)孔徑比其他制冷劑小得多，現(xiàn)有CO2蒸發(fā)器公開文獻主要集中于模型的建立、理論計算、微管內(nèi)CO2流動狀態(tài)的微觀機理研究[9-14]，對于過熱度對CO2蒸發(fā)器制冷能力和出風溫度的影響的相關(guān)研究較少，相比于其他制冷劑，CO2是否具有不同的結(jié)果, 在實際運行中表現(xiàn)出的規(guī)律未得到揭示。因此，本文基于CO2作為制冷劑使用的特殊性，自行搭建了CO2汽車空調(diào)微通道蒸發(fā)器實驗臺，參照德國汽車工業(yè)協(xié)會頒布的CO2蒸發(fā)器測試實驗工況[15]，研究了蒸發(fā)器出口過熱度對蒸發(fā)器性能的影響，對CO2微通道蒸發(fā)器的設計優(yōu)化、出風溫度的控制以及CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)零部件的匹配具有一定的指導作用。

1 關(guān)鍵參數(shù)對CO2蒸發(fā)器性能的影響

CO2微通道蒸發(fā)器在運行中的性能主要受入口干度、蒸發(fā)溫度、出口過熱度及風量的影響，當這些參數(shù)保持不變，蒸發(fā)器能力即可確定。因此研究蒸發(fā)器單體性能，需要先從理論上分析這些因素的影響規(guī)律，可進行如下假設：1)系統(tǒng)中只存在節(jié)流機構(gòu)的壓降；2)節(jié)流過程為等焓過程；3)壓縮過程為等熵過程；4)系統(tǒng)與外界沒有熱量交換，沒有熱量損失。

當保持蒸發(fā)溫度0 ℃，過熱度5 K，閥前溫度30 ℃不變時，通過改變閥前壓力來實現(xiàn)不同蒸發(fā)器入口干度調(diào)節(jié)，在lgp-h圖中畫出理論循環(huán)如圖1所示。可知隨著閥前壓力不斷升高，節(jié)流過程不斷左移，使經(jīng)節(jié)流后的兩相制冷劑干度變小。當蒸發(fā)溫度、出口過熱度不變時，單位制冷量不斷增大。圖2的理論計算證明了這一結(jié)果，也可以看出單位制冷量隨著蒸發(fā)溫度的減小而增大。但在實際運行過程中蒸發(fā)溫度不能過低，否則會出現(xiàn)結(jié)霜而影響蒸發(fā)器的性能。

圖1 隨蒸發(fā)器入口干度變化的CO2系統(tǒng)lgp-h圖Fig.1 lgp-h diagram of CO2 system varying with evaporator inlet quality

圖2 入口干度及蒸發(fā)溫度與蒸發(fā)器單位制冷量的關(guān)系Fig.2 Relations between evaporator inlet quality and unit cooling capacity under different evaporating temperatures

圖3 過熱度與蒸發(fā)器單位制冷量的關(guān)系Fig.3 Relations between superheat and evaporator unit cooling capacity

圖3所示為保持蒸發(fā)溫度0 ℃，閥前溫度30 ℃、壓力9 MPa不變時，改變蒸發(fā)器出口過熱度對單位制冷量的影響，可以看出單位制冷量隨著過熱度的增加而逐漸增大，但增大幅度不大，過熱度從1～10 K，單位制冷量增長9%。理論循環(huán)假設壓縮過程為等熵壓縮，而在實際壓縮過程中，吸氣過熱度增大導致排氣溫度迅速上升，對系統(tǒng)運行造成不利影響。蒸發(fā)器出口過熱度過大說明蒸發(fā)器有較大的過熱區(qū)，與兩相區(qū)沸騰換熱相比，過熱區(qū)的傳熱系數(shù)小很多[16]，造成蒸發(fā)器換熱面積浪費。此外，隨著蒸發(fā)器出口過熱度增大，CO2比體積增大，對于同一排量壓縮機而言，吸氣密度減小,蒸發(fā)器流量減小，使最終的制冷量結(jié)果無法預期，因此需要通過合理的實驗得出結(jié)論。由圖4可知，與R134a相比，CO2的密度隨過熱度變化的影響要大得多。

圖4 過熱度與制冷劑密度的關(guān)系Fig.4 Relations between superheat and density of refrigerants

2 蒸發(fā)器測試實驗臺

2.1 CO2微通道蒸發(fā)器樣件

CO2微通道平行流蒸發(fā)器采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝以及集流管新型設計而成，最大工作壓力可達11 MPa，克服了應用于CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)的技術(shù)挑戰(zhàn)。它由微通道鋁扁管和百葉窗翅片組成，共51列2排扁管，蒸發(fā)器樣件及其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如圖5和表1所示。

表1 蒸發(fā)器樣件結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 The structural parameters of evaporator sample

圖5 蒸發(fā)器樣件Fig.5 Evaporator sample

圖6所示為蒸發(fā)器內(nèi)部流量分配，共計6個流程，同側(cè)進出口，每一流程利用隔板隔開，扁管數(shù)分配為11-12-12-12-12-11，共51根兩排扁管，制冷劑從進口流入，流完一面后進入另一面，再從出口流出。

圖6 蒸發(fā)器內(nèi)部流程分配Fig.6 Evaporator internal flow distribution

2.2 CO2微通道蒸發(fā)器測試系統(tǒng)

CO2微通道蒸發(fā)器實驗在汽車空調(diào)焓差性能實驗臺上進行，整個測試臺分為氣冷器室和蒸發(fā)器室兩個環(huán)境室，每個環(huán)境室都有獨立的制冷機、加熱設備以及加濕設備，能夠?qū)崿F(xiàn)各環(huán)境室內(nèi)的干球溫度和濕球溫度的精確控制，環(huán)境室內(nèi)有標準風洞，通過標準噴嘴前后的壓差測量來分別獲得氣冷器和蒸發(fā)器的風量大小，氣冷器與蒸發(fā)器前后均有空氣采集設備，對各換熱器前后空氣的干濕球溫度進行采集和測量，從而得到換熱器前后空氣的焓差值，再通過噴嘴測出的空氣流量，即可算出蒸發(fā)器的空氣側(cè)換熱量。

針對所要測試的CO2微通道蒸發(fā)器，本文根據(jù)制冷量的大小進行了實驗系統(tǒng)零部件的開發(fā)匹配。圖7所示為CO2微通道蒸發(fā)器性能測試實驗系統(tǒng)。蒸發(fā)器為被測樣件，所用氣冷器是微通道平行流換熱器，采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝以及集流管新型設計等，氣冷器最大工作壓力達到15 MPa，芯體尺寸(寬×長×高)為645 mm×456 mm×16 mm；壓縮機排量為6 cm3/r，是直流變頻的滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，可以實現(xiàn)1 800～7 200 r/min的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)范圍；電子膨脹閥(EXV)為CO2專用電子膨脹閥，口徑為1.4 mm，開度調(diào)節(jié)范圍為0～500脈沖，通過控制器手動調(diào)節(jié)；CO2質(zhì)量流量計用來測量系統(tǒng)管路內(nèi)制冷劑流量，可以獲得蒸發(fā)器的制冷劑側(cè)換熱量，流量計量程為0～650 kg/h，安裝在EXV之前。蒸發(fā)器之后安裝了儲液罐，容積為600 mL；此外，在儲液罐之后增加了一個換熱器及風扇，用來提升壓縮機吸氣過熱度。特別當蒸發(fā)器出口無過熱，液相制冷劑較多時，可以通過調(diào)節(jié)風扇端子電壓改變風量，保證壓縮機的安全穩(wěn)定運行，以滿足蒸發(fā)器完整的過熱度實驗。圖7中標注了溫度壓力測點的位置，測量參數(shù)范圍及精度如表2所示，計算得到的蒸發(fā)器制冷量不確定度為±3%。

圖7 CO2微通道蒸發(fā)器性能測試實驗系統(tǒng)Fig.7 CO2 micro-channel evaporator performance test system

參數(shù)范圍精度溫度/℃-50～150±0.5高壓側(cè)壓力/kPa0～20 000±10.0低壓側(cè)壓力/kPa0～10 000±10.0制冷劑質(zhì)量流量/(kg/h)0～650±1.5空氣側(cè)壓差/Pa0～500±2壓縮機轉(zhuǎn)速/(r/min)1 800～7 200±6

2.3 實驗工況設計

CO2微通道蒸發(fā)器實驗工況如表3所示，并參考德國汽車工業(yè)協(xié)會DIN標準的最大制冷量測試工況[15]，通過手動調(diào)節(jié)電子膨脹閥控制器進行過熱度調(diào)節(jié)，同時控制壓縮機頻率以保證蒸發(fā)壓力不變，實驗中將過熱度逐漸從較大值18 K降到無過熱的狀態(tài)(蒸發(fā)器出口制冷劑干度控制在0.95±0.05)，研究整個過程蒸發(fā)器性能和出風溫度的變化規(guī)律。

實驗中初始充注量為0.9 kg，此時充注量過少，導致EXV調(diào)到最大時的過熱度依然很大，排氣溫度很容易到達限定值120 ℃。因此需要慢慢增加充注量，每次增加100 g，當充注量從0.9 kg增加到1.1 kg時，在滿足其他控制條件的情況下，發(fā)現(xiàn)過熱度可調(diào)節(jié)范圍越來越大，到1.1 kg時就能滿足所有過熱度工況的調(diào)節(jié)，隨后繼續(xù)充注發(fā)現(xiàn)過熱度降低，調(diào)節(jié)范圍也變小，到1.3 kg時充注量過大，控制蒸發(fā)壓力的條件下無論EXV如何調(diào)節(jié)，蒸發(fā)器出口都已無過熱。此外，在某一特定充注量下，若保持蒸發(fā)壓力不變，單純地依靠氣冷器側(cè)環(huán)境參數(shù)控制閥前狀態(tài)效果甚微，特別是當需要的閥前壓力較高且蒸發(fā)壓力保持不變時，閥前溫度很難達到特定的工況要求。可以在氣冷器后增加過冷器改善，但同時給實驗帶來很多不便，本文的實驗中采用改變制冷劑充注量實現(xiàn)閥前狀態(tài)的控制。綜上所述，實驗中需同時調(diào)節(jié)制冷劑充注量、EXV開度、壓縮機頻率、氣冷器側(cè)進風溫度和風量。還需時刻控制吸氣過熱度，可通過儲液罐后的風機端子電壓進行調(diào)節(jié)。

表3 CO2微通道蒸發(fā)器實驗測試工況Tab.3 Experimental conditions of CO2 micro-channelevaporator test

3 實驗結(jié)果及討論

3.1 計算方法

實驗中制冷劑側(cè)換熱量與空氣側(cè)換熱量計算結(jié)果存在一定偏差，因此需要多組實驗來驗證偏差的大小，從而選擇合適的換熱量作為結(jié)果。相關(guān)計算為：

空氣側(cè)制冷量：

Qa=ma(hai-hao)

(1)

式中：ma為濕空氣的質(zhì)量流量，kg/s；hai、hao分別為蒸發(fā)器進、出口空氣焓值，kJ/kg。

制冷劑側(cè)制冷量：

Qr=mr(heo-hei)

(2)

式中：mr為制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s；hei、heo分別為蒸發(fā)器進、出口制冷劑焓值，kJ/kg。

過熱度：

T=Teo-Teos

(3)

式中：Teo為蒸發(fā)器出口溫度，℃；Teos為蒸發(fā)器出口壓力所對應的飽和溫度，℃。

壓降：

p=pei-peo

(4)

式中：pei為蒸發(fā)器入口壓力，kPa；peo為蒸發(fā)器出口壓力，kPa。

在驗證了蒸發(fā)器空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的熱平衡誤差均小于5%的前提下，最終選擇空氣側(cè)換熱量作為蒸發(fā)器制冷量。

3.2 過熱度對CO2微通道蒸發(fā)器能力的影響

本文控制閥前溫度30 ℃，閥前壓力9 MPa的實驗條件(表3)，這也是實驗過程中相對容易實現(xiàn)的工況。同時，當充注量達到1.1 kg，滿足其他控制條件下，過熱度可以實現(xiàn)從10.5 K到無過熱的調(diào)節(jié)過程。圖8所示為蒸發(fā)器出口過熱度與系統(tǒng)流量的關(guān)系?？梢钥闯隽髁侩S過熱度的減小而增大，這是因為在降低過熱度的過程中主要依靠開閥實現(xiàn)，造成制冷劑流量增大，另外開閥的直接結(jié)果是低壓上升，高壓下降，為了保持蒸發(fā)溫度不變就必須調(diào)高壓縮機轉(zhuǎn)速，也增大了制冷劑流量。也可從圖4理論分析可知，無論采取何種措施，只要過熱度減小，CO2密度就會增大，系統(tǒng)流量變大。

圖8 蒸發(fā)器出口過熱度與系統(tǒng)流量的關(guān)系Fig.8 Relations between evaporator outlet superheat and system mass flow rate

從圖8中還可以看出，不同充注量下過熱度的可調(diào)節(jié)范圍不同。當充注量過少時，過熱度始終較大且無法降低，一方面是充注量過少吸氣過熱度會增大，排氣溫度很容易達到限定值120 ℃，另一方面受壓縮機轉(zhuǎn)速的限制，繼續(xù)開閥無法保持蒸發(fā)溫度不變，導致過熱度調(diào)節(jié)范圍較小；當充注量過大時，過熱度始終較小，很容易達到無過熱的狀態(tài)，此時吸氣過熱度需要通過風扇端子電壓來保證，過熱度調(diào)節(jié)范圍同樣較小。該系統(tǒng)中，只有當充注量在1.1 kg左右時，才能實現(xiàn)過熱度較大范圍的調(diào)節(jié)，后續(xù)研究都將在此充注量下進行。

圖9所示為過熱度對蒸發(fā)器壓降的影響。壓降是評判蒸發(fā)器性能的重要指標，在保證蒸發(fā)器制冷能力的同時需盡量減小壓降，但兩者往往又是相悖的。由圖9可知，壓降隨著過熱度減小不斷增大，最大達到170 kPa，這是因為隨著過熱度減小，蒸發(fā)器內(nèi)流量增大，流動阻力隨之增大。

圖9 過熱度對蒸發(fā)器壓降的影響Fig.10 Impacts of superheat on evaporator pressure drop

圖10 過熱度對蒸發(fā)器制冷量的影響Fig.10 Impacts of superheat on evaporator cooling capacity

圖10所示為蒸發(fā)器出口過熱度對制冷量的影響。在1.1 kg CO2充注量下，隨著閥的開度增大，調(diào)高壓縮機轉(zhuǎn)速保持蒸發(fā)溫度，同時調(diào)節(jié)氣冷器室環(huán)境參數(shù)保證閥前狀態(tài)不變，過熱度不斷下降，直至蒸發(fā)器出口干度維持在0.95左右，可知整個過程蒸發(fā)器制冷量不斷上升，最多提升57.9%。此外，隨著過熱度減小，制冷量提升可以大致分為3個階段：階段Ⅰ過熱度大于8 K，蒸發(fā)器中存在較大的過熱區(qū)，過熱度對制冷量的影響不大；階段Ⅱ過熱度逐漸減小直至2 K，制冷量呈加速增長，主要是因為兩相區(qū)核態(tài)沸騰的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)遠大于過熱區(qū)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，蒸發(fā)器中兩相區(qū)隨過熱度減小相對越來越大；階段Ⅲ過熱度小于2 K，制冷量增長速度減慢逐漸趨于平穩(wěn)，此時通過風側(cè)的換熱量推算出制冷劑側(cè)換熱量，得到制冷劑焓差，進而計算得到蒸發(fā)器出口干度維持在0.95左右，實際上已無過熱。

查詢已有公開文獻可以得到過熱度對其他制冷劑蒸發(fā)器性能的影響[2]，如圖11所示。選取一定基準，以制冷量提升百分比的形式比較4種不同制冷劑的差異，顯然過熱度對CO2蒸發(fā)器的影響比R22、R134a、R410A都大得多，一方面從理論分析來看，CO2的密度隨過熱度變化比其他制冷劑更加敏感，因此造成的系統(tǒng)流量隨過熱度的影響更大；另一方面CO2蒸發(fā)器的扁管孔徑小，隨著過熱度的增大，氣相占據(jù)越來越大的空間，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)降低，對換熱性能造成非常大的影響，相比于其他孔徑較大的蒸發(fā)器，這種影響就顯得更為明顯。

3.3 過熱度對出風溫度的影響

實驗過程中采用紅外熱像技術(shù)拍攝蒸發(fā)器表面溫度分布。如圖12所示，蒸發(fā)器出口過熱度分別為10 K、6 K、3 K、無過熱(蒸發(fā)器出口干度為0.95)，可以看出隨著過熱度的減小，蒸發(fā)器表面溫度分布越趨均勻一致。

圖11 過熱度對不同制冷劑蒸發(fā)器制冷量的影響比較Fig.11 Impacts of superheat on evaporator cooling capacity with different refrigerants

圖12 過熱度對CO2微通道蒸發(fā)器表面溫度分布的影響Fig.12 Impacts of superheat on the temperature distribution on CO2 evaporator surface

應用紅外線熱像拍攝的方法只能拍到蒸發(fā)器的進風側(cè)，而另一側(cè)處在風洞中，無法拍到出風側(cè)的溫度分配情況，因此在蒸發(fā)器表面以等距離d均勻布置熱電偶，上下左右距離換熱器邊界為d/2，共布置了30個熱電偶溫度測點如圖13所示。最終把每個過熱度工況下得到的30個測點溫度的均方差作為均勻性的指標，如圖14所示，30個熱電偶測得的溫度均方差隨過熱度減小而降低，說明蒸發(fā)器出風側(cè)溫度均勻性不斷改善，當蒸發(fā)器出口干度在0.95左右時均勻性最好。圖15所示為出風溫度隨時間的變化，可知出風溫度隨時間的增加而降低，在10 min左右穩(wěn)定，此時最低溫度為9.6 ℃。圖16所示為過熱度對蒸發(fā)器出風側(cè)溫度分布的影響，蒸發(fā)器出口過熱度分別為10 K、6 K、3 K、無過熱(蒸發(fā)器出口干度為0.95)，隨著過熱度的減小，蒸發(fā)器出風溫度分布越趨均勻一致。

圖13 蒸發(fā)器表面熱電偶溫度測點布置Fig.13 The layout of thermocouples on evaporator surface

圖14 過熱度對出風溫度均勻性的影響Fig.14 Impacts of superheat on uniformity of air outlet temperature distribution

圖15 出風溫度隨時間變化Fig.15 The air outlet temperature varying with time

圖16 過熱度對CO2微通道蒸發(fā)器出風溫度分布的影響Fig.16 Impacts of superheat on the temperature distribution on air outlet side of CO2 evaporator

4 結(jié)論

本文利用CO2電子膨脹閥對蒸發(fā)器出口過熱度進行精準調(diào)節(jié)，研究了出口過熱度對CO2微通道蒸發(fā)器性能的影響，結(jié)果表明：CO2微通道蒸發(fā)器制冷能力隨出口過熱度的減小而提升，隨著過熱度的減小，制冷能力的提升存在3個具有顯著差異的階段，制冷量增長速度各異，在過熱度范圍內(nèi)蒸發(fā)器的能力最多提升57.9%，與其他制冷劑相比，過熱度對CO2的影響更大；減小蒸發(fā)器出口過熱度能夠顯著改善出風溫度均勻性。

[1] 梁彩華,張小松,徐國英.過熱度變化對制冷系統(tǒng)性能影響的仿真與試驗研究[J].流體機械,2005,33(9):43-47.(LIANG Caihua, ZHANG Xiaosong, XU Guoying. Simulative and experimental studies on the effect of superheat degree on the refrigeration system performance[J].Fluid Machinery, 2005,33(9):43-47.)

[2] 梁莉,王偉,劉吉營,等.過熱度對翅片管蒸發(fā)器性能影響的模擬研究[J].建筑節(jié)能,2017,45(2):105-108. (LIANG Li, WANG Wei, LIU Jiying, et al. Simulation of the influence of superheat on fin-tube evaporator performance[J].Building Energy Efficiency, 2017,45(2):105-108.)

[3] 嚴瑞東,施駿業(yè),陳江平.蒸發(fā)器出口過熱度對汽車空調(diào)性能影響的實驗研究[J].制冷學報,2014,35(3):86-89. (YAN Ruidong, SHI Junye, CHEN Jiangping. Experimental study on the effect of superheat on performance of automotive air-conditioning[J].Journal of Refrigeration, 2014,35(3): 86-89.)

[4] 仲華,唐雙波,陳芝久,等. 轎車空調(diào)中蒸發(fā)器過熱度及蒸發(fā)溫度對送風溫度的影響研究[J]. 流體機械,2001,29(4):50-52. (ZHONG Hua, TANG Shuangbo, CHEN Zhijiu,et al. The study on effect of evaporator superheat on evaporator and wind temperature[J]. Fluid Machinery, 2001,29(4):50-52.)

[5] 朱宇驍,梁媛媛,陳江平. 客車空調(diào)平行流蒸發(fā)器研制[J]. 制冷學報,2017,38(1):47-53,72. (ZHU Yuxiao, LIANG Yuanyuan, CHEN Jiangping. Development of micro-channel evaporators for bus air conditioner[J].Journal of Refrigeration, 2017,38(1):47-53,72.)

[6] 虞中旸,陶樂仁,王超,等.變制冷劑流量制冷系統(tǒng)過熱度振蕩機理實驗研究[J].制冷學報,2017,38(1):100-106,112. (YU Zhongyang, TAO Leren, WANG Chao,et al. Experiment on hunting mechanism of superheated temperature of a variable refrigerant volume refrigeration system[J]. Journal of Refrigeration, 2017,38(1):100-106,112.)

[7] 虞中旸,陶樂仁,王超,等. 低頻率下電子膨脹閥調(diào)節(jié)對制冷系統(tǒng)性能的影響[J].制冷學報,2016,37(6):91-96. (YU Zhongyang, TAO Leren, WANG Chao, et al. Effect of electronic expansion valve adjustment on performance of refrigeration system at low compression frequency[J].Journal of Refrigeration, 2016,37(6):91-96.)

[8] 陳江平,穆景陽,劉軍樸,等.二氧化碳跨臨界汽車空調(diào)系統(tǒng)開發(fā)[J].制冷學報,2002,23(3):14-17. (CHEN Jiangping, MU Jingyang, LIU Junpu, et al. Development of the trans-critical carbon-dioxide automotive air-conditioning system[J]. Journal of Refrigeration, 2002,23(3):14-17.)

[9] 金紀峰.采用微通道換熱器的二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)研究[D].上海:上海交通大學,2011. (JIN Jifeng. Research on a carbon dioxide automobile air conditioning system using microchannel heat exchangers[D]. Shanghai:Shanghai Jiao Tong University, 2011.)

[10] 張會勇,李俊明,王補宣.過熱度和高壓壓力對跨臨界CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)的影響[J].清華大學學報(自然科學版),2005(11):133-136.(ZHANG Huiyong, LI Junming, WANG Buxuan. Effects of superheat temperature and high pressure on trans-critical automobile air conditioning system using carbon dioxide as refrigerant[J]. Tsinghua Science and Technology(Science and Technology), 2005(11):133-136.)

[11] 趙宇.R1234yf汽車空調(diào)系統(tǒng)性能研究[D].上海:上海交通大學,2013.(ZHAO Yu. Study on the performance of automobile air conditioning systems with R1234yf[D]. Shanghai: Shanghai Jiao Tong University, 2013.)

[12] ZHAO Y, OHADI M M, FRANCA F H R, Experimental heat transfer coefficients of CO2in a microchannel evaporator[J].ASHRAE Transactions, 2003, 109 (1):533-541.

[13] YOON S H, CHO E S, HWANG Y W, et al, Characteristics of evaporative heat transfer and pressure drop of carbon dioxide and correlation development[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(2):111-119.

[14] PETTERSEN J. Two-phase flow patterns in microchannel vaporization of CO2at near-critical pressure[J]. Heat Transfer Engineering, 2004, 25(3), 52-60.

[15] Road vehicles-R744 air-conditioning systems: evaporator-DIN SPEC 74113—2015[S]. Germany: VDA, 2015.

[16] ZHAO Y, MOLKI M, OHADI M M, et al. Flow boiling of CO2in microchannels[J].ASHRAE Transactions, 2000, 106:437-445.