R134a在微肋管內的冷凝換熱特性

(上海理工大學能源與動力工程學院 上海 200093)

隨著能源危機和環境污染的加重，能源的高效利用逐漸成為研究的重點。換熱器在石油、化工、電力、制冷等領域均得到廣泛應用，人們對換熱設備緊湊性、高效化、低成本的要求越來越高。微肋管自20世紀70年代出現以來，由最初的二維矩形、梯形肋發展到現在的三維強化管[1-2]，其內部復雜的幾何結構使得本已十分復雜的流動蒸發/冷凝換熱變得更加復雜[3]。針對現有制冷劑，如R22、R410A、R417A、R404A、R407C等，許多學者研究了在強化管外的換熱，并取得一定的成果[4-9]。

需特別指出的是R134a憑借其優越的熱物理性質已被廣泛應用于制冷空調領域[10]。很多學者實驗研究了R134a在各種強化管的強化機理，分析了在流動沸騰/冷凝換熱工況下，不同管型尺寸、水力條件對傳熱系數、壓降等指標的影響，并取得了很大成果。在K.Jatuporn等[11]微型多管道換熱器實驗中，當換熱通道從14銳減到8時，換熱器平均傳熱系數增加50%～70%，并對比了實驗結果與經典關聯式，選取相應工況下最佳預測公式。S.Kittipong等[12]調節實驗工況以保證微通道內制冷劑流型為環狀流，實驗結果表明表面傳熱系數隨蒸氣干度、質量密度、熱流密度的增加而增加，隨飽和溫度的增加而降低。在M.H.Al-Hajeri等[13]的研究中選取表面傳熱系數、壓降兩個評價指標，證實制冷劑表面傳熱系數和壓降均隨質量流量的增加而增加，隨飽和溫度的增加而降低。S.Kittipong 等[14]對壓降進行了實驗分析，在相應工況下摩擦壓降占總壓降絕大比例，并驗證：摩擦壓降隨質量流量、蒸氣干度的增加而增加，且飽和溫度、管徑尺寸對摩擦壓降也具有很大影響。G. G. Jr等[15]把壓降細分為摩擦壓降、加速壓降、膨脹壓降、重力壓降等，并實驗驗證了摩擦壓降約占總壓降的95%，除探究摩擦壓降受外界工況的影響外，還對比了實驗結果與相應關聯式，選出相應工況下最佳的預測公式。

有關微通道的研究大多針對某一特性進行實驗，并沒有提出一個綜合指標來對換熱器整體進行評價。本文以R134a為工質，在新型搭建的單管換熱實驗臺上進行實驗，對3種規格微肋管進行了流動冷凝實驗研究，在改變冷凝溫度、質量流量的工況下，研究強化管兩側換熱性能隨工況的變化，對兩種流體間的傳熱熱阻進行了詳細分析，此外還對管內表面傳熱系數/壓降受飽和溫度、質量流量、強化管結構參數等因素的影響進行了研究，以單位壓降內的表面傳熱系數為指標，對微肋管進行了綜合性能評價。

1 實驗裝置

本實驗在管內冷凝換熱實驗臺上運行，系統原理如圖1所示，實驗裝置包括4個循環：制冷循環、實驗段水循環、乙二醇水溶液循環、數據采集系統。

圖1 實驗裝置原理Fig.1 The principle of experiment device

在制冷循環中，選用型號為SJ3-M-200/2.8的隔膜泵代替壓縮機提供整個系統的循環動力，其額定流量范圍為0～200 L/h，測量精度為±1%。過冷制冷劑在隔膜泵的驅動下由儲液器流出，經脈動阻尼器、質量流量計進入預熱器，在預熱器內被加熱到設定狀態，并通過視液鏡觀察制冷劑所處狀態，過熱制冷劑蒸氣在實驗段完全冷卻完成冷凝實驗，由實驗段流出的過冷制冷劑經電子膨脹閥節流后經干燥過濾器進入儲液器，重復下一循環。實驗運行時，通過調節隔膜泵的運轉頻率、改變活塞行程相結合的方法改變制冷劑在系統內的循環流量，隔膜泵后設有旁通回路，可使制冷劑流回儲液器，同樣可起到對制冷劑流量的調節作用，測試段的飽和壓力則通過調節電磁膨脹閥的開度進行控制。儲液器壓力為整個系統的基準壓力，經室外風冷機組處理的乙二醇水溶液對儲液器內的制冷劑進行溫度過冷調節，進而實現大范圍的系統壓力實驗。其中，經室外風冷機組處理的乙二醇水溶液可提供-25 ℃的低溫熱源。實驗段水循環主要用于與制冷劑的熱量交換，滿足制冷劑在測試管內的冷凝工況要求，主要由電磁流量計、水泵、板式換熱器組成，在板式換熱器內，乙二醇水溶液與測試水換熱，帶走制冷劑冷凝放出的熱量。

實驗段制冷劑側及水側溫度均采用測量精度為0.1 ℃的PT100鉑電阻進行測量，使用前分別對其進行水浴標定，所得相對誤差均小于0.1%；為解決制冷劑管路中溫度、壓力測量的準確度與密封性問題，特別設計了溫度測量模塊與壓力測量模塊，剖面如圖2所示。測量中，制冷劑流體迎著鉑電阻的測溫頭，制冷劑管路與模塊通過納子連接以保證良好的密封性。測試段進出口壓力及儲液器壓力選用德魯克GE5072型號壓力變送器進行測量，量程為0～4.2 MPa，測量精度為0.2級；選用由RHM03傳感器與RHE14變送器組成的質量流量計測量制冷劑循環流量，量程為0.05～6 kg/min，測量精度為0.1%；選用控制-顯示一體型電磁流量計測量測試水流量，精度為0.5級;選用西門子PLC S7-300監控系統參數，用三維力控程序采集參數數據，觀察系統運行主要參數及參數趨勢。

(a)測溫模塊剖面圖 (b)測壓模塊剖面圖 圖2 測量模塊Fig.2 Measuring module

實驗段選用水平套管式換熱器，其密封裝配剖面如圖3所示，制冷劑在測試銅管內流動，測試水在管外環形通道內流動，呈逆向流。測試強化管選取外徑分別為6.35、7、8 mm的內螺紋強化管，在實驗段有效換熱長度為2 000 mm，結構參數見表1。不銹鋼套管裝有放氣閥，用以排除測試水中不凝結氣體，且管外包有隔熱層，減少實驗段與外界環境的漏熱損失。

1六角螺母；2端蓋；3密封圈；4不銹鋼套管；5實驗管；6水進口。圖3 實驗段密封裝配剖面圖Fig.3 The assembly section of test section

表1 測試管結構參數

實驗選用R134a為測試工質，其物性參數見表2。實驗運行時，實驗段冷凝溫度分別設定為35、40、45 ℃，根據不同外徑內螺旋管具體換熱情況，制冷劑質量流量的調節范圍為30～120 kg/h?？紤]到實驗設備的測試局限性，為方便制冷劑換熱量的計算，設定制冷劑在測試段進出口均保持3 ℃左右的過熱/過冷度，通過對測試段兩側視液鏡的觀察確保制冷劑處于單相狀態。

表2 R134a物性參數

2 實驗數據處理

由實驗儀表可得：制冷劑質量流量Gr、實驗段制冷劑進出口溫度trin/trout、測試水流量Gw、實驗段測試水進出口溫度twin/twout、實驗段壓差Δp。根據制冷劑在實驗段進、出口所測溫度、壓力值求得對應焓值，得：

制冷劑在實驗段的換熱量(W)為：

Φr=Gr(hrout-hrin)

(1)

測試水在實驗段吸收熱量(W)為：

Φw=Gwcp(twout-twin)

(2)

實驗段換熱量(W)為：

Φ=(Φr+Φw)/2

(3)

實驗段漏熱率：

n=|Φr-Φw|/φ

(4)

式中：Gr為制冷劑質量流量，kg/s;hrin、hrout分別為制冷劑在實驗段進、出口焓值,kJ/kg;Gw為測試水質量流量，kg/s;tmin、twout分別為測試水在實驗段進出口溫度，℃;cp為測試水的定壓比熱容,kJ/(kg5K)。對于所有測試的任一工況，只有根據式(4)所計算得的n<5%時，才足以說明實驗段達到平衡效果，所測數據有效，然后以式(3)計算的Φ作為實驗段換熱量的計算標準。

測試管中制冷劑與測試水之間換熱的總熱阻等于管內側熱阻(制冷劑側)、管壁熱阻、管外側熱阻(測試水側)之和，考慮到測試管為新訂制銅管，故可忽略壁面結垢熱阻，即：

(5)

式中：Ai、A0分別為強化管內、外表面積，m2;λ為測試管導熱系數，W/(m5K);hr為制冷劑側表面傳熱系數，W/(m25K);hw為測試水側表面傳熱系數，W/(m25K)；δ為測試管厚度，m;Δt為測試管內外兩側溫差,℃。

總傳熱系數K,W/(m25K)：

K=Φ/(AoΔtm)

(6)

其中Δtm為對數平均溫差(℃)，定義為：

(7)

式中：ts為測試管內制冷劑飽和溫度，℃。根據實驗段出口所測壓力和實驗段壓差計算可得。

式(5)中的hw可由Dittus-Doelter[16]公式計算得到：

(8)

式中：k為測試水導熱系數，W/(m5K)；Dhw為環形管道水力半徑，m。

把由式(6)、式(8)計算所得的K、hw帶入式(5)即可得到hr。

本實驗的目的在于得到不同工況下實驗段的K、hwhr，為確保計算結果的準確性，利用式(9)[17]對其不確定度進行計算。

(9)

式中：?R為獨立變量R的不確定度；y為影響因素；?y為變量y的不確定度。

例如K的不確定度可由式(10)計算得到：

(10)

可得：K、hw、hr的不確定度均小于5%。實驗段壓降Δp由壓差變送器直接測得，不確定度小于0.14%。

3 實驗數據分析

微肋管內流動冷凝換熱的影響因素很多，工況調節參數主要包括測試水流量及進口溫度、制冷劑質量流量、飽和溫度。本實驗主要研究制冷劑質量流量、冷凝飽和溫度這兩個參數對R134a在強化管內的流動冷凝換熱的影響，并分析了微肋管結構參數對冷凝換熱的影響。

3.1 系統可靠性檢測

為確保實驗臺各測量參數值的準確性，選取實驗段制冷劑進出口溫度、壓力值，測試水進出口溫度值，制冷劑質量流量值，測試水流量值進行了重復性實驗。在此，僅以測試水流量值為例進行驗證。

對于測試水流量，選取1.1、1.0、0.9 m3/h三個值進行重復性測試，測試水質量流量隨時間的變化如圖4所示，測量誤差為±0.005 m3/h，完全符合實驗數據的精度要求。對于系統熱平衡檢測，選取8 mm強化管，45 ℃冷凝的工況條件進行驗證，取n為縱坐標，具體計算見公式(4)。由圖5可得， 取值為0.98～1.03，說明實驗段具有較好的保溫效果，符合實驗條件要求。

圖4 測試水質量流量隨時間的變化Fig.4 Water-testing mass flow changes with time

圖5 實驗段熱平衡檢測Fig.5 The thermal balance test

使用實驗臺對微肋管進行冷凝測試前，首先對φ12.7 mm光管進行了單相冷凝實驗，將所得數據與V.Gnielinski[18]公式計算值進行對比，發現實驗數據與理論計算數據相差在5%以內，進一步驗證了實驗臺的可靠性。

3.2 換熱特性的分析

圖6(a)、(b)、(c)分別為冷凝溫度保持在(35±0.3)℃、(40±0.3)℃、(45±0.3)℃時，三根微肋管總傳熱系數K隨制冷劑質量流量的變化，由圖6可知K隨質量流量的增加而增大，隨冷凝溫度的升高而降低，這是因為隨冷凝溫度的降低，R134a汽化潛熱值增大，在換熱面積、換熱溫差不變的情況下，K隨熱通量的增加而變大。此外，在相同冷凝溫度、質量流量下，3#微肋管的K大于2#微肋管，1#微肋管的K最低，這是因為在相同制冷劑流量下，管徑越小制冷劑在管內的流速越大，對應更強的湍流度，具有更好的換熱效果。

測試水側/制冷劑側傳熱系數隨飽和溫度、質量流量的變化分別如圖7(a)、(b)、(c)所示。實驗結果表明：hr隨質量流量的增加而增大，而hw隨質量流量的增加而稍有降低。

圖6 總傳熱系數K隨冷凝溫度、質量流量的變化Fig.6 Total heat transfer coefficient changing with condensation temperature and Gr

圖7 測試水側/制冷劑側傳熱系數隨冷凝溫度、質量流量的變化Fig.7 Surface heat transfer coefficient of water-testing/refrigerant changes with condensation temperature and Gr

實驗運行時，隨著制冷劑質量流量的增加，實驗段熱通量增大。為保持制冷劑在實驗段進出口設定狀態，保持實驗段內測試水流量不變，通過控制進水溫度來實現熱通量的控制。隨著質量流量的增加，測試水進口水溫降低，測試水黏度增大，最終導致水側換熱邊界層厚度增加，使hw隨質量流量的增加而稍有降低。

實驗所用微肋管內部均是滾軋出的與軸線成28°的螺旋槽，在管內壁形成凸出的螺旋線，齒高均在0.2 mm左右。當制冷劑在管內流動時，靠近內壁的工質將沿著螺旋面旋轉流動，還有部分工質在內壁沿軸線流動，在經過凸起的螺旋槽時形成周期性擾動，從而起到強化換熱的目的。由圖7可得，在相同冷凝溫度、質量流量下，2#微肋管的hr約為1#微肋管hr的1.5～3.5倍，3#微肋管的hr約為2#微肋管hr的1.5～2.5倍。這主要是因為：1)相同質量流量下，管徑越小對應的制冷劑流速越大，流體的湍流度更大；2)各微肋管除外徑不同外，其內部齒形參數完全相同，相同高度齒高在小外徑強化管內對制冷劑的擾動能力更強；3)微肋管外徑越小其內表面擴展倍率越大。此外還可發現：冷凝溫度越低，hr越大，且質量流量越大不同溫度間hr之間的差值越大。這是因為：1)對于R134a，隨著冷凝溫度的降低，氣液密度比值越大，氣液速度差值增大，氣液界面間剪切力的增大使換熱邊界層厚度減?。?)質量流量的增加對氣液速度差值的增大起到促進作用，能夠產生更大的氣液剪切力，增強換熱。

3.3 流阻特性的分析

圖8 壓降隨冷凝溫度、質量流量的變化Fig.8 Pressure drop changing with condensation temperature and Gr

微肋管內制冷劑壓降Δp隨冷凝溫度、質量流量的變化如圖8所示，Δp隨質量流量的增加而增大，隨冷凝溫度的增大而減小，且管徑越小、質量流量越大，冷凝溫度對壓降的影響越大。

對比不同外徑微肋管壓降的變化關系發現，在相同質量流量下，管徑越小其對應壓降越大，其中2#微肋管的Δp約為1#微肋管Δp的1.2～1.5倍，3#微肋管Δp約為2#微肋管Δp的1.2～1.4倍，且隨著質量流量的增加兩者的比值均逐漸增大。這是因為：1)Δp與流速的平方成正比，質量流量的增加表征管內流速的增大，且相同質量流量下，管徑越小流速越大，流體在管內流動的功耗增加；2)隨著飽和溫度的降低，制冷劑R134a的黏度增大，對壓降的增加起促進作用。

3.4 綜合性能評價

以強化管外表面為基準，對換熱器總熱阻進行明細化分析，由總傳熱系數K、測試水側表面傳熱系數hw以及制冷劑側表面傳熱系數hr，可得總傳熱熱阻R、制冷劑側傳熱熱阻Rr、測試水側傳熱熱阻Rw。對于同一類型強化管，其外徑等結構參數保持不變，即管壁導熱熱阻保持不變，在熱阻分析計算中可忽略不計。

圖9 水側/制冷劑側熱阻隨冷凝溫度、質量流量的變化Fig.9 Thermal resistance of water-side/refrigerant changes with condensation temperature and Gr

微肋管制冷劑側與水側熱阻占總熱阻的比值變化如圖9所示，由圖可得：1)在實驗的研究范圍內，制冷劑側熱阻小于水側熱阻，且管徑越小，兩者的差值越大；2)隨著制冷劑質量流量的增加，水側熱阻占總熱阻得比值逐漸增加，而制冷劑側所占比值逐漸減小，達到一定條件下，影響傳熱阻值的主導因素將發生轉變；3)冷凝溫度越低，水側熱阻與制冷劑側熱阻所占總熱阻之間的比值差值越大。這與劉啟斌等[19]采用R123在水平雙側強化管外池沸騰換熱的研究結果相吻合。

考慮到換熱器換熱性能的增加一般伴有系統能耗的增加，在選擇換熱器時，要對換熱器的換熱能力和流阻特性進行綜合考慮，本文采用單位壓降內的傳熱系數hr/Δp這一指標來評價換熱器綜合性能。

圖10 單位壓降表面傳熱系數隨冷凝溫度、質量流量的變化Fig.10 Surface heat transfer coefficient per pressure drop changes with condensation temperature and Gr

微肋管hr/Δp隨飽和溫度、質量流量的變化如圖10所示，由圖可得：1)在實驗的研究范圍內，三種規格微肋管的hr/Δp隨質量流量的增加呈先減小后增大的變化趨勢，且管徑越小、飽和溫度越低，這一變化趨勢越明顯；2)在相同工況下，hr/Δp隨著飽和溫度的降低而增大，且管徑越小其增大的比例越大；3)在特定冷凝溫度、質量流量下，管徑越小越大，hr/Δp越大，其中3#微肋管的hr/Δp約是2#微肋管的0.9～1.5倍，2#微肋管的hr/Δp約是1#微肋管的0.8～1.6倍。

綜上所述：飽和溫度、質量流量對表面傳熱系數、壓降均產生一定影響，但質量流量占主導地位。結合圖10所示，hr/Δp隨質量流量的增加呈減小趨勢說明質量流量增加引起的壓降增加比例大于表面傳熱系數的增加比例，hr/Δp呈增大趨勢則說明質量流量增加引起的壓降增加比例小于表面傳熱系數的增加比例。冷凝溫度通過改變制冷劑氣液密度值來影響，通過改變制冷劑黏度來影響壓降，而隨著質量流量的增加，冷凝溫度對hr影響逐漸增大，說明隨著質量流量的增加，制冷劑氣液密度值對換熱器綜合性能的促進作用要優于因制冷劑黏度引起的阻礙效果。

4 結論

本文研究了R134a在水平微肋管中的冷凝換熱特性，獲得實驗段中總表面傳熱系數K、測試水側表面傳熱系數hw、制冷劑側表面傳熱系數hr以及壓降Δp隨制冷劑質量流量、冷凝溫度、微肋管的幾何尺寸等因素的變化關系，并根據實驗數據對微肋管進行了熱阻分析、綜合性能評價，為強化換熱器的研究方向提供了一定的理論依據。

1)K、hr、Δp均隨質量流量的增加而增大，且對應冷凝溫度越低、管徑越小其值越大，其中，2#微肋管hr、Δp分別約為1#微肋管hr、Δp的1.5～3.5倍、1.2～1.5倍，3#微肋管hr、Δp分別約為2#微肋管hr、Δp的1.5～2.5倍、1.2～1.4倍；水側表面傳熱系數hw隨質量流量的增加而稍有降低，冷凝溫度對其值影響并不大。

2)熱阻分析中，隨制冷劑質量流量的增加，水側熱阻占總熱阻的比值逐漸增加，而制冷劑側所占比值逐漸減小，但制冷劑側熱阻總小于水側熱阻，且冷凝溫度越低，管徑越小，兩者的差值越大。

3)綜合性能評價中，三種強化管的hr/Δp均隨質量流量的增加呈先減小后增大的變化趨勢，并隨著冷凝溫度的降低、管徑的減小，其值逐漸增大；其中在特定冷凝溫度、質量流量下，3#微肋管的hr/Δp約為2#微肋管的0.9～1.5倍，2#微肋管的hr/Δp約為1#微肋管的0.8～1.6倍。

本文受上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室開放基金(13DZ2260900)資助。(The project was provided by the Opening Project of Shanghai Key Laboratory of Multiphase Flow and Heat Transfer in Power Engineering(No.13DZ2260900).)

[1] 吳曉敏,王曉亮.水平微肋管內流動蒸發換熱特性的實驗研究[J].化工學報,2003,54(9):1215-1219.(WU Xiaomin, WANG Xiaoliang. Flow evaporation heat transfer and pressure drop in horizontal micro-fin tubes[J]. CIESC Journal,2003,54(9):1215-1219.)

[2] 張定才,劉啟斌,陶文銓.R22在水平雙側強化管外的凝結換熱[J].化工學報,2005,56(10):1865-1868. (ZHANG Dingcai, LIU Qibin, TAO Wenquan. Condensation heat transfer of R22 outside horizontal doubly-enhanced tubes[J]. CIESC Journal,2005,56(10):1865-1868.)

[3] CAREY V P. Liquid-vapor phase-change phenomena[M]. New York: Hemisphere Publishing Corporation,1992.

[4] 賈傳林, 歐陽新萍, 陳建紅, 等.R22和R417A在水平強化管外的凝結換熱實驗研究[J].制冷學報,2009,30(4):31-35. (JIA Chuanlin, OUYANG Xinping, CHEN Jianhong, et al. Experimental investigation on condensation heat transfer of R22 and R417A outside horizontal enhanced tubes[J].Journal of Refrigeration, 2009,30(4):31-35.)

[5] 張定才, 田松娜, 冀文濤, 等. R417A在水平雙側強化管外沸騰換熱研究[J].制冷學報,2014,35(3):114-118. (ZHANG Dingcai, TIAN Songna, JI Wentao, et al. Study of boiling heat transfer of R417A on horizontal doubly-enhanced tubes[J].Journal of Refrigeration, 2014,35(3):114-118.)

[6] 歐陽新萍, 袁道安, 張同榮. R404A在水平強化管外的冷凝實驗及數據處理方法[J].制冷學報,2014,35(1):92-97.(OUYANG Xinping, YUAN Dao′an, ZHANG Tongrong. Condensing test of R404A outside horizontal enhanced tubes and method of data processing[J].Journal of Refrigeration, 2014,35(1):92-97.)

[7] 歐陽新萍, 劉超, 林夢. R404A和R407C在水平強化管外的凝結換熱實驗研究[J].制冷學報,2015,36(4):72-77.(OUYANG Xinping, LIU Chao, LIN Meng. Experimental investigation on condensation heat transfer of R404A and R407C outside horizontal enhanced tubes[J].Journal of Refrigeration, 2015,36(4):72-77.)

[8] 吳志光, 馬虎根, 蔡祖恢. R32/R134a水平內螺紋管內流動沸騰強化換熱實驗研究[J].制冷學報,2003,24(1):13-17. (WU Zhiguang, MA Hugen, CAI Zuhui. Experimental study of convective heat transfer of R32/R134a inside horizontal microfin tubes[J].Journal of Refrigeration, 2003,24(1):13-17.)

[9] 周光輝, 張定才. R134a在水平強化管外凝結換熱的實驗研究[J].制冷學報,2006,27(6):25-28. (ZHOU Guanghui, ZHANG Dingcai. Experimental study on condensation heat transfer of horizontal enhanced tubes for R134a[J].Journal of Refrigeration, 2006,27(6):25-28.)

[10] 張定才,王凱,陶文銓.R134a在水平雙側強化管外沸騰換熱[J].化工學報,2007,58(11):2710-2714. (ZHANG Dingcai, WANG Kai, TAO Wenquan. Boiling heat transfer of R134a outside horizontal doubly-enhanced tubes[J]. CIESC Journal,2007,58(11):2710-2714.)

[11] JATUPORN K, KITTIPONG S, SOMCHAI W. Flow boiling heat transfer of R134a in the multiport minichannel heat exchangers[J].Experimental Thermal and Fluid Science,2011,35(2):364-374.

[12] KITTIPONG S, JATUPORN K, AHMET S D. Condensation heat transfer characteristics of R-134a flowing inside the multiport minichannels[J].International Journal of Heat and Mass Transfer,2013,64: 976-985.

[13] AL-HAJERI M H, KOLUIB A M, MOSAAD M, et al. Heat transfer performance during condensation of R-134a inside helicoidal tubes[J].Energy Conversion and Management,2007, 48(8):2309-2315.

[14] KITTIPONG S, SOMCHAI W. Pressure drop during condensation of R134a flowing inside a multiport minichannel[J].International Journal of Heat and Mass Transfer,2014,75:31-39.

[15] JR G G, OLIVEIRA J L G, PASSOS J C. Pressure drop during condensation of R-134a inside parallel microchannels[J].International Journal of Refrigeration,2015,56:114-125.

[16] 楊世銘,陶文銓.傳熱學[M].4版.北京：高等教育出版社,2006:246-247. (YANG Shimin, TAO Wenquan. Heat Transfer[M].4th ed.Beijing: Higher Education Press, 2006:246-247.)

[17] LI Minxia, DANG Chaobin, EIJI HIHARA, et al. Flow boiling heat transfer of HFO1234yf and R32 refrigerant mixtures in a smooth horizontal tube: Part1.Experimental investigation[J].International Journal of Heat and Mass Transfer, 2012,55(13/14):3437-3446.

[18] GNIELINSKI V. New equations for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow[J].International Journal of Chemical Engineering,1976,16:359-368.

[19] 劉啟斌，何雅玲，張定才.R123 在水平雙側強化管外池沸騰換熱[J].化工學報,2006,57(2):251-257. (LIU Qibin, HE Yaling, ZHANG Dingcai. Boiling heat transfer of R123 outside single horizontal oubly-enhanced tubes[J]. CIESC Journal,2006,57(2):251-257.)