流体机械

系数	G₁	G₂	G₃	G₄	G₅	F_fl
取值	1.136	0.9	667.2	0.7	0.3	1.0

系数

G₁

G₂

G₃

G₄

G₅

F_fl

取值

1.136

0.9

667.2

0.7

0.3

1.0

系数	G₁	G₂	G₃	G₄	G₅	F_fl
取值	1.136	0.9	667.2	0.7	0.3	1.0

系数

G₁

G₂

G₃

G₄

G₅

F_fl

取值

1.136

0.9

667.2

0.7

0.3

1.0

干度	c₁	c₂	c₃	c₄	c₅	c₆
x<0.3	1.9	0.19	0.52	-0.77	4.66	0.28
x≥0.3	1.9	0.76	1.02	0.84	0.37	0.28

干度

c₁

c₂

c₃

c₄

c₅

c₆

x<0.3

1.9

0.19

0.52

-0.77

4.66

0.28

x≥0.3

1.9

0.76

1.02

0.84

0.37

0.28

干度	c₁	c₂	c₃	c₄	c₅	c₆
x<0.3	1.9	0.19	0.52	-0.77	4.66	0.28
x≥0.3	1.9	0.76	1.02	0.84	0.37	0.28

干度

c₁

c₂

c₃

c₄

c₅

c₆

x<0.3

1.9

0.19

0.52

-0.77

4.66

0.28

x≥0.3

1.9

0.76

1.02

0.84

0.37

0.28

结构参数	计算公式
微元管外湿空气侧换热面积/m²	$A o f = A f + A b L m$
单位管长翅片外表面积/m²	$A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f$
单位管长翅片间管表面积/m²	$A b = π d b s f - δ f 1 s f$
微元管内冷媒侧换热面积/m²	$A i f = π d i L m$
翅片管当量直径/m	$d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f$

结构参数

计算公式

微元管外湿空气侧换热面积/m²

A o f = A f + A b L m

单位管长翅片外表面积/m²

A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f

单位管长翅片间管表面积/m²

A b = π d b s f - δ f 1 s f

微元管内冷媒侧换热面积/m²

A i f = π d i L m

翅片管当量直径/m

d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f

结构参数	计算公式
微元管外湿空气侧换热面积/m²	$A o f = A f + A b L m$
单位管长翅片外表面积/m²	$A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f$
单位管长翅片间管表面积/m²	$A b = π d b s f - δ f 1 s f$
微元管内冷媒侧换热面积/m²	$A i f = π d i L m$
翅片管当量直径/m	$d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f$

结构参数

计算公式

微元管外湿空气侧换热面积/m²

A o f = A f + A b L m

单位管长翅片外表面积/m²

A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f

单位管长翅片间管表面积/m²

A b = π d b s f - δ f 1 s f

微元管内冷媒侧换热面积/m²

A i f = π d i L m

翅片管当量直径/m

d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f

结构参数	数值
管径/mm	7
管排数	4
每排换热管数量	6
管间距/mm	21
排间距/mm	12.7
单管长/mm	260
翅片间距/mm	2.2
翅片厚度/mm	0.1

结构参数

数值

管径/mm

管排数

每排换热管数量

管间距/mm

排间距/mm

12.7

单管长/mm

260

翅片间距/mm

2.2

翅片厚度/mm

0.1

结构参数	数值
管径/mm	7
管排数	4
每排换热管数量	6
管间距/mm	21
排间距/mm	12.7
单管长/mm	260
翅片间距/mm	2.2
翅片厚度/mm	0.1

结构参数

数值

管径/mm

管排数

每排换热管数量

管间距/mm

排间距/mm

12.7

单管长/mm

260

翅片间距/mm

2.2

翅片厚度/mm

0.1

R290热泵干衣机蒸发器流动传热特性研究

赵嘉俊 ¹ , 单联瑜 ¹ , 陈壮 ² , 安林燚 ² , 张树荣 ¹ , 王昱坤 ¹ , 邵双全 ²

流体机械 | 设计计算 2026,54(1): 84-92

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流体机械 |设计计算 2026 , 54 (1) : 84 -92

R290热泵干衣机蒸发器流动传热特性研究

全屏

赵嘉俊¹, 单联瑜¹, 陈壮², 安林燚², 张树荣¹, 王昱坤¹, 邵双全²

作者信息

¹小米智能家电（武汉）有限公司，武汉 430205

²华中科技大学能源与动力工程学院，武汉 430074

通讯作者:

邵双全（1975），男，博士，教授，主要从事高效热湿环境控制理论及舒适性空调、食品保质贮运加工全程冷链、电子产品和数据中心冷却等研究，通信地址：430074湖北省武汉市洪山区珞喻路1037号华中科技大学能源与动力工程学院，E-mail：haoshq@hust.edu.cn。

作者简介:

赵嘉俊（1990），男，博士研究生，主要从事热泵干衣机设计开发、计算仿真和试验测试等研究，E-mail：zhaojiajun3@xiaomi.com。

Study on flow and heat transfer characteristics of R290 heat pump dryer evaporator

Jiajun ZHAO¹, Lianyu SHAN¹, Zhuang CHEN², Linyi AN², Shurong ZHANG¹, Yukun WANG¹, Shuangquan SHAO²

Affiliations

¹Xiaomi Intelligent Home Appliances （Wuhan） Co.，Ltd.，Wuhan 430205，China

²School of Energy and Power Engineering，Huazhong University of Science and Technology，Wuhan 430074，China

出版时间: 2026-01-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.01.011

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摘要

收起

针对R290热泵干衣机除湿蒸发器在复杂热湿工况下模型精度不足的问题，通过仿真与试验相结合的方法，对蒸发器的流动传热特性及性能优化展开研究。基于R290特殊的两相流动与传热特性，修正了通用管内两相流动传热模型及压降模型，构建了适用于干衣机工况下大温湿度跨度的蒸发器分布参数模型。通过搭建热泵干衣机试验平台，在宽范围湿空气工况（温度20~65 ℃、相对湿度20%~95%）下验证了模型精度。其中，温湿度预测的平均误差分别为1.8 K和5.1%。结果表明，管内冷媒干度约为0.4时，换热系数达到最大，约110 W/（m²·K）；蒸发器除湿与换热能力存在极限，当过热度超过10~12 K后，继续增大负荷时，换热器性能增幅不明显（小于4%）。研究结果为优化R290热泵干衣机蒸发器设计及运行调控提供了理论依据，对提升设备能效与运行可靠性具有一定工程价值。

关键词

R290 / 蒸发器 / 分布参数模型 / 湿空气

Abstract

收起

To address the issue of insufficient model accuracy for the R290 heat pump dryer dehumidification evaporator under complex thermal and humid conditions，a combined simulation and experimental approach was employed to study the flow heat transfer characteristics and performance optimization of the evaporator.Based on the unique two‑phase flow and heat transfer characteristics of R290，the general in‑tube two‑phase flow heat transfer model and pressure drop model were modified，and a distributed parameter model for the evaporator applicable to the large temperature‑humidity span conditions of dryers was constructed.A heat pump dryer experimental platform was built to validate the model accuracy across a wide range of humid air conditions （temperature 20~65 ℃，relative humidity 20%~95%）.The average errors for temperature and humidity predictions were 1.8 K and 5.1%，respectively.The results indicate that the heat transfer coefficient reaches its maximum，approximately 110 W/（m²·K），when the refrigerant quality inside the tube is around 0.4.There exists a limit to the dehumidification and heat transfer capacity of the evaporator；when the superheat exceeds 10~12 K，further increases in load lead to insignificant improvement （less than 4%） in heat exchanger performance.The findings provide a theoretical basis for optimizing the design and operation control of R290 heat pump dryer evaporators and offer certain engineering value for enhancing equipment energy efficiency and operational reliability.

Key words

R290 / evaporator / distributed parameter model / humid air

引用本文

赵嘉俊, 单联瑜, 陈壮, 安林燚, 张树荣, 王昱坤, 邵双全. R290热泵干衣机蒸发器流动传热特性研究. 流体机械, 2026 , 54 (1) : 84 -92 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.01.011

Jiajun ZHAO, Lianyu SHAN, Zhuang CHEN, Linyi AN, Shurong ZHANG, Yukun WANG, Shuangquan SHAO. Study on flow and heat transfer characteristics of R290 heat pump dryer evaporator[J]. Fluid Machinery, 2026 , 54 (1) : 84 -92 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.01.011

正文

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0　引言

收起

随着全球能源危机加剧与“双碳”战略的深入推进，热泵干衣机因其显著的节能优势逐渐成为衣物干燥领域的研究热点^［1-3］。相较于传统电阻加热式干衣机能效比（COP）不足2.0的局限，采用R290（丙烷）冷媒的热泵系统可实现COP值3.5以上的高效运行。特别是在欧盟F-gas法规和《基加利修正案》加速推进HFCs冷媒淘汰的背景下，具有零臭氧耗竭潜能（ozone depletion potential，ODP）和低全球变暖潜能值（global warming potential，GWP）特性的R290冷媒系统优化研究更具紧迫性^［4-5］。

除湿蒸发器作为热泵干衣机中完成湿热空气降温除湿与冷媒蒸发相变的关键部件，其传热传质效率直接影响热泵系统能效。张春路等^［6］研究了蒸发器相对大小对干衣的影响，结果显示，随着换热器相对尺寸的增加，干衣机单位能耗除湿量和除湿速率均有所提升；LI等^［7］也得出类似的结论。王皓宇等^［8］通过试验研究了管径对R290换热系数的影响，发现在一定工况下，传热系数随着管径的减小缓慢上升。

除试验测试外，现有研究多采用集中参数模型对换热器进行整体性能分析，虽然求解速度和鲁棒性较高，但精度偏低，多用于定性分析。分布参数模型沿冷媒流向对管路进行求解微元划分，更符合实际运行情况。XIA等^［9］建立了微通道换热器的分布参数模型，并以此优化了多排热泵制冷量的分布情况，提高了换热器的面积利用率。AL-NADAWI^［10］建立了翅片管换热器的分布参数模型，研究了混合工质的换热过程，结果显示，冷媒热力参数的预测误差在5%左右，但空气温湿度的预测误差偏高（25%左右）。

目前，有关R290除湿蒸发器的仿真与试验研究尚不充分，且现有换热器模型多是在特定工况下所开发与验证的，当测试工况偏离较大时，模型的计算精度会迅速下降。事实上，与常规空调热泵相比，热泵干燥设备热湿工况更加复杂，循环湿空气温湿度在整个周期内跨度较大^［11-13］。因此，开发在干衣机运行工况下的高精度蒸发器分布参数模型，对实现干衣机运行性能预测与控制意义重大。

基于此，本文开展R290除湿蒸发器的仿真与试验研究。首先，结合R290特殊的流动传热特性对管内通用两相流动传热模型和两相压降模型进行修正，建立R290除湿蒸发器分布参数模型。然后，搭建了热泵干衣机测试试验台，开展对R290除湿蒸发器的试验测试，在大温湿度跨度下验证了蒸发器模型的精度和求解稳定性。最后，基于热泵干衣机实际运行过程中可能出现的湿空气状态变化，开展对R290除湿蒸发器的性能与运行状态协同效应的研究，以期为热泵干衣机蒸发器设计及运行调控提供理论依据。

1　蒸发器分布参数模型构建与验证

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1.1　蒸发器建模概述与假设要求

翅片管蒸发器基本结构及流动路径示意如图1所示。滚筒出口的高湿空气在流经蒸发器过程中被管内冷媒冷却；当温度降至露点温度时，空气中的水分开始析出。与此同时，管内冷媒被空气加热，从气液两相变为过热蒸汽。已知蒸发器结构与冷热介质（湿空气和冷媒）入口状态时，需要建立蒸发器的分布参数模型，实现对冷热介质出口状态的精准预测。

为了简化建模的过程，降低建模的难度，做出如下适当简化假设：

（1）内外管中冷热介质均视为一维流动，不考虑管道的轴向导热；

（2）忽略空气侧的压降对湿空气物性的影响；

（3）管内冷媒气液两相流处于热力平衡状态；

（4）忽略润滑油和管内污垢热阻对流动换热过程的影响。

1.2　蒸发器分布参数模型构建

图2示出蒸发器分布参数模型求解微元划分示意。蒸发器内冷热介质整体遵循逆流排布，管排插接方式为叉排。建模过程中，沿冷媒流动方向划分求解微元，将管内冷媒前一个微元的出口状态定义为下一个微元的进口状态。在弯头和不同管排转接位置，顺次连接求解微元，并忽略其对流动换热过程的影响。管外湿空气微元段的出口状态根据管排插接方式，依次作为到下一排对应位置处微元段的湿空气进口状态。

微元段管外湿空气与管内冷媒的换热平衡方程与除湿传质平衡方程分别为^［14］：

Q = m r e f H r e f, o u t - H r e f, i n = m a i r H a i r, i n - H a i r, o u t

（1）

φ = m a i r d a i r, i n - d a i r, o u t

（2）

式中，Q为换热量，W；m为质量流量，kg/s；H为工质比焓，J/kg；φ为除湿速率，g/s；d为湿空气含湿量，g/kg；下标ref和air分别为冷媒和湿空气；in和out分别为工质的进口和出口。

管外湿空气强制对流换热系数

α o'

计算式^［15］：

α o' = C λ c R e f n d e q L a i r d e q z

（3）

式中，λ_c为翅片材料热导率，W/（m·K）；Re_f为管外湿空气流动雷诺数；d_eq为当量直径，m；L_air为沿气流方向翅片长度，m。

其中，各项系数分别为：

C = ε 1.36 - 0.24 R e f / 1 000

（4）

z = - 0.28 + 0.08 R e f 1 000

（5）

n = 0.45 + 0.006 6 L a i r d e q

（6）

其中，ε可表示为：

ε = 0.518 - 0.023 15 L a i r d e q + 0.000 425 L a i r d e q 2 - 3 e - 6 L a i r d e q 3

（7）

蒸发器翅片表面传热系数需要考虑冷凝水的影响，量化方式如下：

α f = ζ α o' η f

（8）

式中，ζ为翅片表面析湿系数；η_f为翅片效率。

ζ和η_f分别采用式（9）^［16］和式（10）^［17］进行计算：

ζ = H a i r, o u t - H a i r, i n C p a i r T a i r, o u t - T a i r, i n

（9）

η f = t h m' h' m' h'

（10）

管内冷媒分为单相换热和两相沸腾换热两种模式。其中，两相区沸腾换热系数α_i采用KANDLIKAR^［18］提出的通用关联式求解，并结合王乐乐等^［19］的试验数据，对管内冷媒为R290的传热过程进行修正，修正系数定义为Coe_eva，其计算式如下：

α i = α l G 1 G 0 G 2 25 F r l G 5 + G 3 B 0 G 4 F f l C o e e v a

（11）

α l = 0.023 R e i 0.8 P r i 0.4 λ i d i

（12）

C o e e v a = - 1.235 1 x + 1.258 9

（13）

式中，G₀为对流特征数；Fr_l为液相弗劳德数；B₀为沸腾特征数；Re_i为管内冷媒的雷诺数；Pr_i为管内冷媒的普朗特数；

λ i

为管内冷媒的热导率，W/（m·K）；d_i为管内径，m；G₁~G₅和F_fl为修正系数。

式（11）中的其他系数的修正取值如表1所示。管内冷媒处于单相状态时（过热蒸汽或过冷液体），对流换热过程可通过式（12）进行求解。

基于翅片管外表面的传热系数计算式如下：

K 0 = 1 / (γ 0 + 1 α i) a o f a i + γ k + 1 α f

（14）

式中，γ₀为管内润滑油污垢热阻，根据假设（4）这里不考虑；γ_k为管壁导热热阻和紫铜光管与翅片管的接触热阻，以及翅片管与翅片的接触热阻之和，可取为4.8×10^-3 W/（m²·K）^［17］。

蒸发器管内冷媒两相流动导致的压力损失根据文献［20］进行计算，其公式如下：

d p d z t o l = 1 - x c 1 d p d z l + x c 1 d p d z v + c 2 x c 3 1 - x c 4 F r c 5 R e v R e l c 6 d p d z v

（15）

d p d z k = f k ρ k u 2 2 d i

（16）

式中，f_k为摩擦因子，取值参考文献［21］。

式（15）中的各项系数自调整取值见表2。

上述计算过程中涉及到的蒸发器结构参数的计算方式见表3。其中，L_m为微元段换热管长度，m；s₁和s₂分别为垂直于流动方向管间距和沿流动方向管间距，m；d_b为套管外径，m；s_f为翅片管间距，m；δ_f为翅片厚度，m；d_i为管内径，m。

蒸发器分布参数模型的求解流程如图3所示。模型基于湿空气与冷媒的进口状态参数，通过预设蒸发器出口冷媒状态参数，实施以下迭代计算：首先，对蒸发器进行离散化处理，划分计算微元；然后，逐次求解各微元段传热面积并进行校核计算；最终，通过对比冷媒出口压力、比焓的假设值与计算值，构建误差反馈机制进行参数调整，当相对误差小于1×10^-4时终止迭代。

1.3　蒸发器分布参数模型可靠性验证

热泵干衣机试验测试装置如图4所示。该整机干燥系统由蒸发器、压缩机、冷凝器、毛细管及循环风机等核心部件构成。

蒸发器的主要结构及尺寸参数见表4。在样机不同位置装有多个温度和湿度传感器：分别在蒸发器进口管、总管长1/2处，以及出口管安装温度传感器，以测量管内冷媒温度；分别在蒸发器进口风道和出口风道位置布置温度和湿度传感器，监控湿空气状态变化。其中，温度传感器的测量精度为±0.5 K，相对湿度传感器的测量精度为±2%。将蒸发器总管长1/2处测定的冷媒温度定义为系统的蒸发温度。

图5示出蒸发器在整个干衣周期内的仿真与试验测量结果。测试周期内共取得17组样本点，其中，蒸发器入口湿空气的温湿度跨度分别为20~65 ℃，20%~95%。可以看出，随着干衣进程的推进，蒸发器出口空气温度先增加后平缓波动，而相对湿度在前期稳定波动，后期则逐渐下降。系统蒸发温度和蒸发器出口冷媒温度的变化趋势与出口空气温度类似。这是因为在闭式热泵干衣机循环中，由于冷凝器的制热量大于蒸发器的制冷量，会导致循环湿空气的温度持续上升；后期由于干燥系统向外界环境的散热，使样机内外达到热平衡，致使循环空气温度平缓波动^［6］。干衣前期由于待干燥衣物含水率较大，衣物表面结合水活性系数较高，导致循环湿空气含湿量较大；后期由于衣物含水率降低，衣物表面结合水活性系数下降，导致水分难以脱离，因此，循环湿空气的含湿量下降^［22-24］。文献［6］中也得到了类似的结果。通过对试验与仿真进行对比可以看出，模型预测的三组温度的平均误差为1.8 K，相对湿度的平均误差为5.1%，优于文献［10］的结果。

2　结果与讨论

收起

基于表4所示蒸发器的结构尺寸，模拟在干衣机运行工况下冷媒状态参数和送风状态参数对蒸发器性能的影响，旨在探究蒸发器性能与运行状态之间的协同效应。

2.1　冷媒状态对蒸发器换热系数的影响

图6示出了不同蒸发温度下，随着R290两相流干度变化，基于翅片管外表面微元段传热系数K_o的变化趋势。可以看出，蒸发温度越高，K_o越大，且随着R290干度的增加，K_o先增大后减小；在干度为0.4左右时，不同蒸发温度下K_o均达到最大值，这是由R290热物理性质导致的结果。当R290干度大于0.92后，K_o迅速下降；可以预见，一旦进入到过热区，K_o仅为两相区的50%左右。因此，蒸发器内冷媒控制在干度小于0.92的两相流状态最为合适；但在热泵实际运行过程中，蒸发器出口需要维持稳定的过热度，以防止压缩机吸气带液，因此，应控制蒸发器出口冷媒过热度不要过大。

图7示出了在不同冷媒流量下，基于翅片管外表面微元段传热系数K_o随R290干度的变化趋势。

从图可以看出，冷媒流量越大，K_o越高，且随着R290干度的增加，K_o先增大后减小，K_o的峰值点随着R290流量的增加有向左移动的趋势；当冷媒干度大于0.92后，K_o迅速下降。因此，提高管内冷媒流量（质量通量），有助于提高蒸发器的换热系数，从而更有效地利用蒸发器的面积。

2.2　送风状态对蒸发器性能的影响

热泵干衣机运行过程中，进入蒸发器的湿空气的温度、湿度和风量会随着时间的不同发生变化。为了得到在真实运行工况下除湿蒸发器的性能，有必要探究送风温度（干球温度）、湿度和循环风量与换热器性能和管内冷媒状态之间的协同关系。结合试验测试数据，研究中，送风温度与蒸发温度之差取18 K，蒸发器入口R290干度为0.15，冷媒循环流量为0.005 kg/s。

图8示出了在不同循环风量下，蒸发器过热度、除湿速率和换热量的变化趋势。可以看出，随着循环风量的增加，蒸发器的换热量和除湿速率逐步提升，但增幅却随着风量的增加而逐步下降。较小风量情况下，蒸发器过热度为0，随着风量的增加，蒸发器过热度迅速提升，但增幅逐渐下降。出现上述变化趋势的原因在于：在蒸发器结构确定的情况下，湿空气的降温和除湿负荷是否与管内R290冷媒换热能力互相匹配。

当风量小于130 m³/h时，循环风量与冷媒流量相比偏少，冷媒并未完全蒸发，换热器的换热能力和除湿能力随风量的增加迅速提升；当风量大于200 m³/h时，循环风量与冷媒流量相比偏多，冷媒完全蒸发且过热度较大，此时，蒸发器换热能力和除湿能力逼近极限，因此，随着风量的继续增加，换热器性能提升不明显。

图9示出了在不同送风温度下，蒸发器过热度、除湿速率和换热量的变化趋势。可以看出，随着送风温度的增加，蒸发器的换热量先增大后减小，除湿速率稳步提升。在较低的送风温度时，蒸发器出口过热度为0，冷媒并未完全蒸发；达到一定送风温度后，蒸发器出口过热度迅速提升，但增幅逐渐下降。出现上述变化趋势的原因在于：首先，随着送风温度的提升，蒸发温度也逐步提高，导致冷媒物性改变，在P-H图上反映为蒸发器内两相沸腾换热区域缩短；此时，单位冷媒流量下制冷量下降^［25］，从而导致蒸发器换热能力下降，也致使换热器出口冷媒更容易达到过热蒸汽的状态；其次，随着送风温度的增加，在相对湿度和循环风量不变的情况下，湿空气含湿量增加，蒸发器除湿速率也同步增加，这也是导致后期蒸发器出口冷媒过热度持续增大的原因。

图10示出了在不同送风相对湿度下，蒸发器过热度、除湿速率和换热量的变化趋势。可以看出，随着送风相对湿度的增加，蒸发器的换热量逐步提升；除湿速率先增加后减小。在较低的送风相对湿度下，蒸发器出口过热度为0，出口冷媒仍为两相状态；在达到一定相对湿度后，蒸发器出口过热度迅速提升，但增幅逐渐下降。出现上述变化趋势的原因在于：首先，在送风温度和循环风量不变时，随着相对湿度的增加，湿空气含湿量增大，蒸发器热湿负荷增加，这是导致蒸发器换热量增加，以及后期蒸发器出口过热度增大的主要原因；其次，在湿空气干球温度不变的情况下，随着相对湿度的增加，湿空气的露点温度逐渐提高^［26］，这是在送风相对湿度小于30%时，蒸发器除湿速率为0的原因；当送风相对湿度大于80%时，蒸发器靠近出口管路的冷媒温度高于湿空气的露点温度，导致除湿效果变差，除湿速率下降。

图11示出了在不同送风状态下，蒸发器管内冷媒的气液相分布情况。可以看出，随着循环风量、送风温度和送风相对湿度的增加，干度小于0.5的管路占比明显减小，干度在0.5~1之间的管路占比先增加后降低，转折点位于出现过热蒸汽区管路的工况下；此后，过热蒸汽区管路占比逐渐增加，两相区管路占比逐渐下降。结合图8~10分析可知，蒸发器出口冷媒过热度越大，蒸发器内热蒸汽区管路占比越高。

3　结论

收起

文中建立了以R290为循环工质的除湿蒸发器分布参数模型，并搭建了热泵试验台，开展了干衣机除湿过程的仿真与试验研究，主要结论如下。

（1）宽工况范围下（送风温度20~65 ℃、相对湿度20%~95%）验证了模型的精度和鲁棒性。其中，温度预测的平均误差为1.8 K，相对湿度预测的平均误差为5.1%。

（2）探究了换热器性能和管内R290状态之间的协同关系：随着管内R290干度的增加，传热系数K_o先增大后减小，当干度在0.4左右时，K_o达到最大值，约110 W/（m²·K）。

（3）在干衣机运行工况下，控制蒸发器出口冷媒过热度在10 K左右，可使蒸发器换热能力达到极限（约1 400~1 600 W），实现换热器面积的高效利用。

（4）稳定的蒸发器出口过热度是维持系统正常运行和提升蒸发器面积利用率的必要条件，后续可开展关于冷媒循环流量调控以匹配不同送风状态，达到对出口过热度控制的研究。

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2026年第54卷第1期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.01.011

接收时间：2025-05-12
首发时间：2026-10-22
出版时间：2026-01-30

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收稿日期：2025-05-12
修回日期：2025-10-11

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¹小米智能家电（武汉）有限公司，武汉 430205

²华中科技大学能源与动力工程学院，武汉 430074

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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TxT

系数	G₁	G₂	G₃	G₄	G₅	F_fl
取值	1.136	0.9	667.2	0.7	0.3	1.0

系数

G₁

G₂

G₃

G₄

G₅

F_fl

取值

1.136

0.9

667.2

0.7

0.3

1.0

干度	c₁	c₂	c₃	c₄	c₅	c₆
x<0.3	1.9	0.19	0.52	-0.77	4.66	0.28
x≥0.3	1.9	0.76	1.02	0.84	0.37	0.28

干度

c₁

c₂

c₃

c₄

c₅

c₆

x<0.3

1.9

0.19

0.52

-0.77

4.66

0.28

x≥0.3

1.9

0.76

1.02

0.84

0.37

0.28

结构参数	计算公式
微元管外湿空气侧换热面积/m²	$A o f = A f + A b L m$
单位管长翅片外表面积/m²	$A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f$
单位管长翅片间管表面积/m²	$A b = π d b s f - δ f 1 s f$
微元管内冷媒侧换热面积/m²	$A i f = π d i L m$
翅片管当量直径/m	$d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f$

结构参数

计算公式

微元管外湿空气侧换热面积/m²

A o f = A f + A b L m

单位管长翅片外表面积/m²

A f = 2 s 1 s 2 - π 4 d b 2 1 s f

单位管长翅片间管表面积/m²

A b = π d b s f - δ f 1 s f

微元管内冷媒侧换热面积/m²

A i f = π d i L m

翅片管当量直径/m

d e q = 2 s 1 - d b s f - δ f s 1 - d b + s f - δ f

结构参数	数值
管径/mm	7
管排数	4
每排换热管数量	6
管间距/mm	21
排间距/mm	12.7
单管长/mm	260
翅片间距/mm	2.2
翅片厚度/mm	0.1

结构参数

数值

管径/mm

管排数

每排换热管数量

管间距/mm

排间距/mm

12.7

单管长/mm

260

翅片间距/mm

2.2

翅片厚度/mm

0.1