带有流体分布不均的翅片管蒸发器的家用空调系统的性能

带有流体分布不均的翅片管蒸发器的家用空调系统的性能摘 要：用数值模拟研究带有流体分布不均的翅片管蒸发器。翅片管换热器通常有一个预先定义的管路。然而,本研究的目的是以独立的方式调查每个独立分布不均源。因此,为了这个调查,蒸发器和冷凝器被简化成直管。本文描述了一个R410A系统的数值模型,其验证和调查了独立分布不均源。分布不均源感兴趣的是:进液/气相分布、支线管弯曲和分布不均的气流。结果显示分布不均降低了冷却能力，影响系统的性能系数。特别是,不同的相分布和非均匀气流显著地降低了性能。不同的支线管弯曲只造成轻微的性能下降。2010年教育部博士点基金,IIR有限公司。保留所有权利。关键词： 冷却/空调/翅片管/模型/模拟1.引言 在制冷系统中减少能源消耗和制冷剂对环境、立法和经济变得越来越重要。因此，紧凑型干式膨胀多管道式换热器是未来的制冷技术所感兴趣的。在蒸发器中多管道的使用产生的制冷剂分布不均，已被证明减少了制冷系统的制冷量和性能系数。佩恩和曼斯（2003）指出，当管道发生压降并且整个过热度值达5.6时两个不同的翅片管蒸发器由于在管道间变化的过热度值制冷能力下降可达41和32。通常情况下,翅片和管被当做家用空调系统中的室内管道,就是蒸发器。两个管道组成A型,顾名思义,为了增加蒸发器的迎风面积。一个缺点是对于管道，气流变为非均匀，造成气流分布不均。在Lee等人（2003年）的数值研究中，非均匀的气流分布减少蒸发器达6的容量。阿卜杜勒-阿齐兹等人（2008年）指出，气流也可能制造一个管道下部回流区。他们通过使用计算流体动力学模拟了气流通过A型管道。这些管道内的回流区由于循环气流不被交换导致制冷能力的下降。为了平均分配制冷剂,制冷剂混合度和制冷剂分配器的方向也很重要。由同样的密度差异液态和气态相看出，最好的流量方向是垂直的。然而，这个方向不始终确保最佳的制冷剂分配。中山等（2000）研究了分配器的新型毛细管混合空间，取代了传统的孔板分配器。他们指出，当使用传统的分配器时，倾斜垂直方向15度时，蒸发器容量减少1.5。然而，新型分配器只减少了0.4。在垂直方向上新型的分配器中更好的制冷剂混合度，比传统的分配器容量增加1.2。李等人（2005）用流体动力学研究了在分配器中的制冷剂的流量分配。在一般的情况下作者认为底部球形的分配器取得最佳的分布，同时孔口应靠近分配器底部。糖度等人（2009）研究了在R134a的小通道蒸发器中分布不均的汽车空调系统。用简化双通道几何形状的方法研究了入口蒸汽质量和气流不均匀性数值。当只有液体进入通道2和剩余混合物进入通道1时，制冷量减少了23。当经过通道1和2的空气流速分别为2.24m/s和0.96m/s时，制冷量下降19。此外,由于多通道蒸发器中不同的压力下降,不同的支线管弯曲引起制冷剂分布不均。Kim等（2009年a，b）研究了五通道翅片管R410A热泵内的制冷剂和气流分布不均。两三个通道分别被同样看待。从本质上讲，有两个管道，其中一个面积比另一个大50。研究发现当一个管道中支线管直径减少了25，或入口的空隙率增加了5.5时制冷量和性能系数分别下降12和8。他们还发现，保持总体积流量不变，当两管道气流比率为0.4时，制冷能力和性能系数分别下降16和11。可以用智能制冷循环在一定程度上弥补气流分布不均，然而，制冷循环并不能保证在变工况条件下优化制冷剂分布。多曼斯基和亚沙尔（2007）采用了一种新的优化系统，称为ISHED（换热器智能系统的设计）来优化气流分布不均的制冷剂回路。他们利用粒子图像测速法测量了空气的剖面流速。当测量的数据被用来作为他们的仿真模型的输入时，与隔行扫描型管路想比，制冷量增加了4.2。由于管道是相互连通的，蒸发器管道通常使用不同的管路构造类型可能会干扰制冷剂使之分布不均，管路也可能产生空气温度分布不均，水分和/或霜冻。在这项研究中，为了执行一个通用的调查每一个的分配不均源，我们要分离每一个分布不均的影响。每个管道简化为两个直通道，每个通道的第一行进气口对齐为了有相同的进气口温度。此外，假设每个管道有相同的流量分布状况。测试的案例是一个8.8kW住宅空调单元。本次调查的重点是研究蒸发器中的分布不均的流体效果。目的是审查分配器，支线管和气流对制冷量和性能系数的影响。本文包含了发达国家蒸发器的模型描述，以证实在本文中的结论。该模型验证了比较结果,这个商业软件程序称为管道设计（江等，2006）。每个气流分布不均源然后被每个单独源模型研究。最后，调查了两相摩擦压力的下降和传热关系的意义。许多两相摩擦和传热相关性的存在，可能会产生不同的结果。我们还研究这些变量对计算流量分布不均的的影响。因此，三种不同的两相摩擦和传热相关性在蒸发器模型中被应用。因为通道是相互干涉的，蒸发器线圈通常采用不同的类型的可能干扰致冷剂不良分布的线圈。本短路也可能创造不均匀的空气温度、湿度或霜。在这项研究中，为了执行研究每一个分布源情况，我们想要了解每一对个别分布不均源。每个线圈简化成双通道，每个通道排列在第一列为具有相同的空气入口温度。此外，每个线圈被假定为有类似的流量分配条件。测试案例是一个8.8kw住宅空调机组。重点调查研究的是流量分布不均匀的对蒸发器影响。目的是为了审查分配器、进气机管和气流对制冷量和性能系数的影响。为了展示本文的结果，本文包括一个描述蒸发器模型。该模型被一个称为商业软件程序线圈设计师验证了比较后的结果（江等人，2006）。每一个流量分布不均源被单独通过对每个源模型进行调查。最后，调查了两相摩擦压力和传热的相关性进行的意义。许多两相摩擦和热转移存在相关性，他们可能会产生不同的结果。我们还调查了多少影响这些变量的计算不均匀流动性。因此，三个不同的两相摩擦传热相关性被用在蒸发器模型上。2.仿真模型建模的主要焦点是蒸发器，在蒸发器中流体的分布不均对系统性能的影响是可以预测的。简单的准静态模型配方被选为压缩机和膨胀装置。蒸发器模型是一个分布混合式模型，冷凝器模型是一个运动边界模型。蒸发器和冷凝器都是动态的以至于制冷剂在蒸发器和冷凝器间的迁移可以被模拟。在目前的研究中，只描述了稳定状态的结果。每一个组件模型都被用Dymola7.1（2008年）实施, Dymola求解法能够有效地整合大型微分和代数方程组。Dymola是基于Modelica的语言，并有利于面向对象编程，这是非常重要的模型重用和延伸。方程式可以轻易地书写。Dymola已在空调和制冷系统领域得到了很好的测试（Eborn等，2005;里希特，2008）。R410A的热物理性质从Refeqns中获得。（Skovrup，2009）2.1蒸发器测试用例的蒸发器是8.8千瓦，即两个管道组成一个A型, 每个管道有两排翅片和两个制冷剂通道.。每个制冷剂通道包含18根带有U型弯曲连接管的水平管。管内径和外径分别为7.6和9.6毫米，管长度为444.5毫米。管子被横向管间距25.4毫米和纵向管间距21.25毫米交错分开。翅片为百叶窗式，翅片间距为1.81毫米。空气侧的总面积为19.2 。而气流分布不均匀，可以一些程度上弥补智能型制冷剂循环系统。然而，制冷剂短路并不能在变工况条件下保证优化制冷剂分布。曼斯和亚沙尔（2007）采用一种新的系统（智能系统的换热器优化设计）优化了制冷剂的电路，以便补偿风速分布不均匀。他们利用粒子图像测速测量了空气流速剖面。当把测量作为输入的模拟模型，与交错式电路相比，使用电路冷却能力增加了4.2%。2.1.1制冷剂流体本研究的重点是蒸发器内流体的分布不均。因此，蒸发器的模型有能力处理依赖质量流量/压力下降的制冷剂。 为了这个目的,选择了最简单形式的一维两相流模型,即是执行每阶段的差异分析和增加了阶段性方程的产物（Ghiaasiaan，2008年）。结果是混合物的质量守恒，动量守恒和能量守恒，公式为： (1) (2) (3)假定热力学守恒，忽略动能和势能变化的影响，混合物的密度，初始焓值，混合后的焓值，动量密度 公式如下： (4) (5) (6)其中是空隙率，蒸汽质量被定义为摩擦力， ，热流量，和孔隙率，必须从合适的公式中确定。然而，在这项研究中，均相流假设，这意味着的的相关性是多余的，因为式中h相同，密度相同。混合物的密度可以表示为： （7）根据有限体积法方程（1），（2）（3）是离散的。在这项研究中，采用了Patanka（1980）所描述的交错网格结构法。2.1.2管壁根据电阻电容法（米尔斯，1999）,管壁为离散的。这方法基本上是使用热敏电阻值来描述热流跨越管边界的。管壁假定材质均匀。因此，每个离散元素的能量方程为： (8) 进入和离开的热流量如图1所述。2.1.3 气流气流假定不可压缩，没有质量，不能积蓄能量。有了这些假设，每个气体分子的质量守恒和能量守恒方程变为： (9) (10) NTU法被应用描述离开空气的热流，它用e值描述了实际热流和可能达到的最大传热量，即： (11)其中的是最低的比热，是最大温差。适当的NTU效率被应用于蒸发器的两相区和过热区。此外，相关传热系数和翅片效率的必须应用。2.1.4光滑函数一阶连续函数适用于相变过程（0 X0.05和0.95 1时相反。图1进入和流出管壁的热流2.1.6 制冷剂流态制冷剂流态由混合进入的流体模拟。质量守恒方程和能量守恒方程被应用来计算离开的质量流量和比焓。“歧管被认为是与微不足道压力绝热损失。2.1.7 气流分布为了研究气流分布，我们已经定义了气流分布参数为： (15)其中Vm是横跨两个管的平均迎面风速。当Fair为统一值时，穿过两管的气流均匀分布。当Fair为零时，气流只通过管道1。穿过蒸发器的质量流量是常数同时用质量守恒方程来计算通道1的正面速度。2.2压缩机空调系统的压缩机，一个标准的十系数多项式可以计算在额定条件下的质量流量、制冷量和功耗（即不同的饱和压力和饱和温度对应特定的过冷和过热状况）。图2建立的模型草图 测试用例的压缩机被认为是绝热的。模型看作是准静态的，利用等熵和容积效率来计算压缩机出口热力学状态和体积流量。测试用例的压缩机按额定工况下计算等熵容积效率。压缩机的排气量是6.239m3/h 。2.3冷凝器 测试用例冷凝器是一排带有四个制冷剂通道,每个通道有六根管道并被合并到另一通道,而另一通道同样也有六根管道。管长2100mm,内径7.6mm,外径9.6mm，横向管间距为25mm，百叶窗翅片间距为1.15毫米, 总外表面积为52.2。冷凝器近似可以看做四根直管，内部制冷剂和空气质量流量均匀分布。冷凝器中的分布不均是不能被解决的。因此，对比分布式蒸发器模型，一种简单的模型被选择了，即移动边界模型。具体的模型是张（2006年）模型修改后的版本（这被应用于蒸发器）。移动边界模型分别分为蒸汽区、两相区和液相区。管壁的动力学和热阻都不能解决当前的模型。但是，计算了两相传热系数和均匀空隙率的空间数值积分。应用了其他的传热系数（液体，蒸汽，空气）以及翅片效率，平均性能。再次应用了NTU效率法来计算热传导。2.4. 膨胀装置膨胀装置是电子膨胀阀并被以等焓过程建模。蒸发器的出口过热度由积分控制器（模拟电子膨胀阀）。指定的质量流量通过膨胀阀的过热度根据参考设为5 K。Table 1 e Overview of the correlations used.3. 稳态验证没有实验数据可以从模型中验证两相流计算的细节。作为最佳的可能方案，我们已经计算验证了商业代码（管路设计者，江等人（2006）。这为我们提供了合理评估该模型的可靠性。蒸发器和冷凝器模型在稳态和均匀流无分布不均条件下被进行了验证。在对应到目前的几何模型的一个简化管布局中进行了核查。表1显示了使用过的管路设计和当今模型的联系。需要注意的是比较了蒸发器内三种不同的两相传热的相关性。在验证启动后的当前模型后达到稳态。边界条件如表2所示。从本质上讲，蒸发器和冷凝器的入口热力学状态需要进一步输入管道设计和程序来计算质量流量和容量值从而作出比较。蒸发器进气压力和蒸气质量分别为11.18bar和0.28kg。冷凝器进气压力和进口温度分别为28.6bar和74.8。 表3列出了计算蒸发器流体质量流量和容积同冷凝器流体质量流量和容积的比较。 前两个蒸发器的比较和它们与第三个蒸发器的比较显示出了很大的不同。这种差异主要是由于如2.1.4节描述应用了两相区向蒸汽区相变的平滑函数。其结果是在当前更小的传热模式中，因为两相的传热系数和换热能力值比蒸汽区下降更快。这种变化如图3关于第一个比较得出整个蒸发器内的温度分布的描绘。目前的空气的温度差模型在充分蒸发点和冷剂温度开始上升之前。图3采用Shah1982系数蒸发器的温度分布比较第三个蒸发器的比较包含了两相的传热系数的新的关于性，它已经预测了两相区的传热系数会下降。这种新的相关性导致了一个更好的比较结果，因为当前模型的平滑过程有很小的影响。请注意，蒸发器总冷却能力高于额定的8.8千瓦。这样的高值是由于简化管在每个通道中第一行对齐布局。管道如果在第二排对齐，那么进气温度将高于它的承受值。当前冷凝器模型均分为两相和单相区。然而，质量流量和容积符合。图4显示了比较管道设计后的温度分布。请注意当前模型的整个蒸气，两相和液相区制冷剂温度被线性地绘制。每个相区的排气温度同样也有意义。图4冷凝器的温度分布比较 比较后很好地符合温度的分布，我们的结论是，管道设计师很好地验证了处于稳定状态下蒸发器和冷凝器模型，这是已经被实验验证了的。因此，该模型适合于进一步分析分布不均。4 .结果在本节呈现了模拟分布不均的结果。在第3节的稳定状态，表2的类似情况和第3节参数的验证下模型继续着。每个分布不均的源头被改变相分布参数Fx，支线管弯曲参数Fft,和气流分布不均参数Fair单独地用模型加强。采用了表1的相关性，选择了沙阿（1982年）的相关性模拟蒸发器的两相传热。结果显示了三种不同的两相摩擦相关性来研究分布不均的影响，这是在4.4节中讨论的。否则，将采用Mu ller-Steinhagen和Heck（1986）相关性。4.1 分配器中的分布不均制冷剂质量流量的分配作为一个相分布参数的函数Fx,如图5 a所示。这一数字表明，质量流量分布是Fx的函数，因此，更多带有很少蒸气质量的质量流量通过管道2，很少的带有很多蒸气质量的质量流量通过管道1。这是由于穿过管道压力降必须相等所决定的。事实上，更多流体以较少的蒸气质量通过管道，这是由于液相的压降比蒸汽的压降小的原因。制冷剂分布不均的后果可以在图5b中看到，其中展示了个别过热值。在FX=0.8时，液体流出通道2。这点很重要，因为当没有完全蒸发时，蒸发器的两相区减少。图5 参数与相分布参数的选择由于UA的价值降低，制冷量，性能系数和蒸发温度下降。如图5c， 6a所示。获得更大规模的管道容积，流量增加，但是，收到的管道容量质量流量下降，总制冷的能力下降。图6 不同相分布参数的log( p)h循环 总制冷量和性能系数分别下降了16.4和13，从1变为0.1。4.2支线管内的分布不均制冷剂质量流量的分布，过热，冷却能力和性能系数见图7作为支线管弯曲参数函数。图7 选择参数与支线弯曲参数当Fft值增加到5.5时，可以看到类似的支线管弯曲质量流量分布趋势。通过支线管1压降高于通过支线管2。因此，更多的制冷剂穿过2管道，以确保通过管道有相同的压力降。事实上，更多的质量流量通过通道2也导致了2管道较高的压降，从而起得了一些补偿作用。过热曲线的趋势可能表明这种效果。液体流入管道2时，FFT初始值为2.75。当我们考虑进液体/蒸气分布不均时，每个管道中的质量流量没有相同程度的减少。这也导致了在一个较小的制冷量和性能系数的减少。这表明，从不同支线的管弯曲分布不均与进口液体/水汽分布不均相比是微不足道的。两者都没被考虑剧烈的互相干涉。即液态和气态的分布不均是分配器的分离现象，因此不受通过支线管压力下降的影响。请注意，一个紧凑的翅片管式换热器包含许多U型弯头连接管。存在的U型弯管由于支线管压降减轻了对总压降的影响，因此其影响分布不均。图八a显示相应的log( p)h图。这表明蒸发温度下降，但下降并不明显。图8b显示，较小的蒸发器温度下降增加了通过支线管的压降，这对于支线管1是高的。图8不同的支线管弯曲参数的log( p)h循环当fft值从1变为5.5时，制冷量和性能系数分别下降了5.2和4.1。4.3气流分布不均制冷剂质量流量的分布，过热，冷却能力和性能系数见图9的气流分布参数函数。有趣的是，当Fair下降时，每个管道中质量流量的分布几乎相同。然而，所有的质量流量显著减少，以确保整体过热度的同时减少5K.。不同的过热区质量流量显著地影响制冷量和性能系数。当Fair接近0.1时，有气流堵塞通道2，然而，这种情况的发生是不现实的，但模型表明，管道内几乎不接收气流（这也可能是在管道中的回流区），液体制冷剂流经它必定被蒸发掉。不幸的是，制冷剂将被其他管道增加的过热蒸发掉。这也如图9b表示,过热管道1增加相当显著。其结果是在减少整体的UA值，制冷量和性能系数。蒸发温度也大幅度下降如图10a所示。图10b表明，每个通道内支线管压降几乎是相同的。此外，当气流分布参数下降时，支线管压降与蒸发器通道压降的比率没有改变。图9 气流分布参数的选择图10不同气流分布参数的log( p)h循环当达到0.1时，制冷能力和性能系数分别下降49.9和43.2。Kim和糖度等人研究了其他类型的蒸发器，从4.1节，4.2节和4.3节关于流体分布不均取得了类似的结果和趋势。4.4 相关系数选择的意义图5a-c，7a-c和9a-c从文献中显示了三种不同的两相摩擦压降的相关系数。1.穆LLER-Steinhagen和Heck（1986）2.格罗nnerud（1979）3.quiben和托梅（2007）我们选择使用了两个最众所周知的传统（1,2）相关系数，连同一个更复杂，更新的相关系数（3）。传统的相关系数与后者相比，有些简单，这是一种涉及预测蒸发过程的流态现象学的相关系数。然而，当应用相关系数3时，第一个关系式被用来模拟支线管的摩擦压降，因为相关系数3显示了在支线管内通过很大的质量流量后的不合理的摩擦压力梯度。在所有的关系式中，穿越管道的总压降是不同的。然而，图5c，7c和9c显示了在制冷能力和性能系数方面的差异是微不足道的。每个管道质量流量的分布和制冷能力可能表现出很小的差异，但总体区别颇为相似。因此，当研究分配器、支线管和气流的分布不均的影响时，两相摩擦压降的选择关系是微不足道的，这正是RAC单位正在研究的。 图11从文献中不同值显示了三种不同的两相传热相关系数的制冷量和性能系数的结果。曲线都符合这三个值。相关系数分别如下：图11不同的分布参数下的单独管道、管道制冷量和性能系数。不同传热系数下的结果1 沙阿（1982年）2 gunger和温特（1987）3 wojtan等人（2005年b）再次，选择了两个众所周知的传统的两相换热系数（1,2）和一个新的更复杂的相关系数（3）。相关系数3用了相同的流量图（Wojtan等，2005）来预测摩擦压降的相关系数，也是这Quiben及托梅（2007年）以前使用的。 相关系数的选择并没有受到影响制冷能力和性能系数值。因此，在研究分布不均的影响时，变化是微不足道的。表3所示的核查表明，当应用不同的两相换热的相关系数时，制冷能力应增加7。然而，在比较中，确定了入口热力学状态和过热度。在目前的模拟中，入口热力状态不是固定不变的，同时蒸发温度也是变化的。系统的制冷能力在较低的蒸发温度下得到补偿。然而，在蒸发温度的变化是很小的，同时也没有对系统的性能系数产生很大的影响，如图11所示。 需要注意的是Gunger和温特（1987年）的相关系数是不适用于管道设计师的。因此，在第三节的比较中采用了Gunger和温特（1987年）的相关系数。新的相关系数的推荐被托梅（1996）所研究。因此，新的相关系数在这儿被使用。 一个类似不同的两相流相关系数意义的研究被糖度等人（2010年）用小型管道所进行。他们还发现，选择不同的两相流相关系数不显著影响预测的关于分布不均对制冷能力的影响。5 .结论针对管道设计程序，开发和验证了R410A家用空调的系统模型。该模型能够模拟在蒸发器内流量分布不均以及流量分布不均对系统性能的影响。 我们可以得出结论当源头是一个故障分配器，不同的弯曲支线管或非均匀气流时，翅片管蒸发器内的流量分布不均降低了系统的制冷量和性能系数。本文在目前定义的分配参数中我们可以看出非均匀气流极大地降低了制冷量和性能系数。分配器中不同的液/气分配次之。不同的支线管弯曲对制冷量和性能系数影响最小。结果显示分配器中不同的液/气分配，不同的支线管弯曲和非均匀气流分别降低性能系数达13,4.1，和43.2。本文中，考虑了分布不均的单独影响。然而，实际中，我们可以结合分布不均，个别的来源可能更进一步地降低制冷量或者这些来源实际上互相补偿对方。在一个给定的系统中，对不同的蒸发器和不同的工况条件，确定气流或液/气分配参数是很困难的。因此，本文的结论应该被作为一项准则来更详细的了解蒸发器中个别来源和分布不均影响。当用相关的两相摩擦和传热时结果和趋势是相同的。因此，选择相关的两相流在预测流体分布不均方面的意义是很小的。参考文献AbdelAziz, O., Singh, V., Aute, V., Radermacher, R., 2008. A-typeheat exchanger simulation using 2-d cfd for airside heattransfer and pressure drop. In: 12th InternationalRefrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue, No.2200. West Lafayette, IN, USA.ANSI/AHRI Standard 540, 2004. Standard for Performance Ratingof Positive Displacement Refrigerant Compressors andCompressor Units. Air-Conditioning, Heating, andRefrigeration Institute, Arlington, VA 22201, USA.Blasius, P.R.H., 2002. VDI Wa rmeatlas, nineth ed. Springer-Verlag,Ch. Lab.Brix, W., Krn, M.R., Elmegaard, B., 2009. Modelling refrigerantdistribution in microchannel evaporators. Int. J. Refrigeration32 (7), 1736e1743.Brix, W., Krn, M.R., Elmegaard, B., 2010. Modelling distribution ofevaporating co2 in parallel minichannels. Int. J. Refrigeration 33(6), 1086e1094.Domanski, P.A., Yashar, D., 2007. Application of an evolutionprogram for refrigerant circuitry optimization. In: ACRECONF“Challenges to Sustainability” New Delhi, India.Dymola 7.1, 2008. Dynamic Modeling Laboratory, Dymola UsersManual, version 7.1. Dynasim AB, Research Park Ideon SE-22370, Lund, Sweden.Eborn, J., Tummescheit, H., Pro l, K., 2005. Airconditioning -a modelica library for dynamic simulation of ac systems. In:4th International Modelica Conference. Hamburg, Germany,pp. 185e192.EN 12900, 2005. Refrigerant Compressors - Rating Conditions,Tolerances and Presentation of Manufacturers PerformanceData. European Committee for Standardization, Brussels.Ghiaasiaan, S.M., 2008. Two-phase Flow: Boiling andCondensation in Conventional and Miniature Systems, firsted. Cambridge University Press.Gnielinski, V., 1976. New equation for heat and mass transfer inturbulent pipe and channel flow. Int. Chem. Eng. 16, 359e368.Gronnerud, R., 1979. Investigation of liquid hold-up, flowresistanceand heat transfer in circulation type of evaporators,part iv: Two-phase flow resistance in boiling refrigerants. In:Annexe 1972-1, Bull. de lInst. du Froid.Gunger, K., Winterton, R., 1986. A general correlation for flowboiling in tubes and annuli. Int. J. Heat Mass Transf. 29,351e358.Gunger, K., Winterton, R., 1987. Simplified general correlation forsaturated flow boiling and comparison of correlations withdata. Chem. Eng. Res. Des. 65, 148e156.Jiang, H., Aute, V., Radermacher, R., 2006. Coildesigner: a generalpurposesimulation and design tool for air to refrigerant heatexchangers. Int. J. Refrigeration 29, 601e610.Kim, J.-H., Braun, J., Groll, E., 2009a. Evaluation of a hybrid methodfor refrigerant flow balancing in multi-circuit evaporators. Int.J. Refrigeration 32, 1283e1292.Kim, J.-H., Braun, J., Groll, E., 2009b. A hybrid method forrefrigerant flow balancing in multi-circuit evaporators:upstream versus downstream flow control. Int. J. Refrigeration32, 1271e1282.Lee, J., Kwon, Y.-C., Kim, M.H., 2003. An improved method foranalyzing a fin and tube evaporator containing a zeotropicmixture refrigerant with air maldistribution. Int. J. Refrigeration26, 707e720.Li, G., Frankel, S., Braun, J.E., Groll, E.A., 2005. Application of cfdmodels to two-phase flow in refrigeration distributors.HVAC&R Res. 11 (1), 45e62.Mills, A.F., 1999. Heat Transfer, second ed. Prentice Hall.Mu ller-Steinhagen, H., Heck, K., 1986. A simple friction pressuredrop correlation for two-phase flow in pipes. Chem. Eng.Process. 20, 297e308.Nakayama, M., Sumida, Y., Hirakuni, S., Mochizuki, A., 2000.Development of a refrigerant two-phase flow distributor fora room air conditioner. In: 8th International RefrigerationConference at Purdue. West Lafayette, IN, USA, pp. 313e319.Patankar, S., 1980. Numerical Heat Transfer and Fluid Flow.Taylor & Francis.Payne, W.V., Domanski, P.A., 2003. Potential Benefits of SmartRefrigerant Distributors. Final report No. ARTI-21CR/610-20050-01. Air-Conditioning and Refrigeration TechnologyInstitute, Arlington, VA, USA.Quiben, J., Thome, J., 2007. Flow pattern based two-phase frictionalpressure drop model for horizontal tubes, part ii: Newphenomenological model. Int. J. Heat Fluid Flow 28, 1060e1072.Richter, C.C., 2008. Proposal of new object-oriented equationbasedmodel libraries for thermodynamic systems. Ph.D.thesis, Technische Universita t Carolo-Wilhelmina zuBraunschweig, Fakultat fu r Maschinenbau.Schm