一种小通道并行管路换热器及计算方法

摘要

一种小通道并行管路换热器，包括进入管、并行管路和排出管，所述并行管路分别与所述进入管和所述排出管相连通，所述并行管路设置为至少一排，并且当所述并行管路外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm时，提出了所述换热器的换热量与所述换热器的结构之间的计算公式。该发明所述技术方案具有如下有益效果：换热器换热效率高、噪声小、节能。

权利要求

1.一种小通道并行管路换热器，包括进入管、并行管路和排出管，所述并行管路分别与所述进入管和所述排出管相连通，其特征在于：所述并行管路设置为至少一排，并且当所述并行管路外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm时，所述换热器的换热量与所述换热器的结构之间符合下述公式：

其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在

0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·3

k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定3

压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位为m；η为管排因子；ψ为管层因子，相邻所述并行管路之间的管间距为bt，所述管间距因子ζ＝bt/do；相邻两排所述并行管路之间相对应管路管外壁之间的距离为t，所述管排因子η＝t/do；所述管层因子ψ为根据管内介质在所述并行管路内分布的合理状态所设置的层数。

2.根据权利要求1所述的小通道并行管路换热器，其特征在于：所述并行管路设置为至少两排。

3.根据权利要求1所述的小通道并行管路换热器，其特征在于：所述并行管路采用金属材料制成。

4.根据权利要求1所述的小通道并行管路换热器，其特征在于：所述并行管路的管壁厚度(do‑di)/2的取值范围为0＜(do‑di)/2≤0.4mm，其中di为并行管路内径。

5.一种小通道并行管路换热器换热量的计算方法，其特征在于：所述换热器的换热量采用下述公式计算：

其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在

0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·3

k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定3

压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位为m；η为管排因子；ψ为管层因子，相邻所述并行管路之间的管间距为bt，所述管间距因子ζ＝bt/do；相邻两排所述并行管路之间相对应管路管外壁之间的距离为t，所述管排因子η＝t/do；所述管层因子ψ为根据管内介质在所述并行管路内分布的合理状态所设置的层数。

说明书

一种小通道并行管路换热器及计算方法

技术领域

[0001] 本发明涉及换热器领域，尤其涉及一种小通道并行管路换热器及计算方法。

背景技术

[0002] 换热器是一种根据卡诺循环或者逆卡诺循环在不同温度的两种或两种以上介质间实现热量传递的节能设备，故换热器可以充当冷凝器或者蒸发器。其中，冷凝器是指利用
换热器外的介质将换热器内的介质进行冷却，使换热器外的介质吸收换热器内介质的热量
而温度升高，如介质是相变物质，则温度不变的情况下，实现储能；蒸发器是指利用换热器
外的介质将换热器内的介质进行加热，使换热器外的介质吸收换热器内介质的冷量而温度
下降，如介质是相变物质，则温度不变的情况下，实现储能。

[0003] 目前，最常见的一种换热器，是换热器管外的介质(如空气等气体或者水等液体)通过自然对流或者强制对流与换热器管内的制冷剂(其可能是液体或者气体)发生热交换。
换热器管外介质的流动方向一般与换热器主体迎风面形成垂直关系以获得较大的换热效
率，例如，在包括风机、风道和换热器的热交换系统中，风机正对换热器主体迎风面使空气
进行强制对流，位于风道中间的风速最大、换热效果最好，但位于风道边缘的的风速最小或
几乎为0，换热效果明显不佳，从而影响了换热器的整体换热效果。另外，根据换热器适用场
景的不同，换热器管路内介质的使用也存在特定性，这种特定性也往往会限制换热器的整
体换热效果。

发明内容

[0004] 本申请针对上述缺陷所引发的整体换热效果差的技术问题，转换解决问题的角度，通过对换热器自身结构进行改进，弥补了因上述缺陷所引发的换热效率不佳的后果。经
过改进之后的换热器，其换热效率、换热性能均呈现跳级式提升。

[0005] 本发明主要采用如下技术方案：

[0006] 一种小通道并行管路换热器，包括进入管、并行管路和排出管，所述并行管路分别与所述进入管和所述排出管相连通，所述并行管路设置为至少一排，并且当所述并行管路
外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm时，所述换热器的换热量与所述换热器的结构之间符
合下述公式：

[0007]

[0008] 其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·
3
k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定
3
压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为
K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位
为m；η为管排因子；ψ为管层因子，相邻所述并行管路之间的管间距为bt，所述管间距因子ζ
＝bt/do；相邻两排所述并行管路之间相对应管路管外壁之间的距离为t，所述管排因子η＝
t/do；所述管层因子ψ为根据管内介质在所述并行管路内分布的合理状态所设置的层数。

[0009] 其中，所述并行管路设置为至少两排。

[0010] 其中，所述并行管路采用金属材料制成。

[0011] 其中，所述并行管路的管壁厚度(do‑di)/2的取值范围为0＜(do‑di)/2 ≤0.4mm，其中di为并行管路内径。

[0012] 一种小通道并行管路换热器换热量的计算方法，所述换热器的换热量采用下述公式计算：

[0013]

[0014]

[0015] 其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·
3
k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定
3
压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为
K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位
为m；η为管排因子；ψ为管层因子；相邻所述并行管路之间的管间距为bt，所述管间距因子ζ
＝bt/do；相邻两排所述并行管路之间相对应管路管外壁之间的距离为t，所述管排因子η＝
t/do；所述管层因子ψ为根据管内介质在所述并行管路内分布的合理状态所设置的层数。

[0016] 采用本发明所述技术方案，具有如下有益效果：根据特定场景的需要，换热器需要完成的换热量任务是已知的，本申请所述技术方案，通过设定所需的换热量的数值即可得
出对应的换热器最佳结构(换热效果最好的结构)，有效地减少了研发换热器结构时，各项
数据测试所耗费的人力和时间成本；反之亦然，通过调取产品的结构特征即可快速判定该
产品是否符合场景需要，在研发产品换热性能方面起到了积极的指导作用；通过改进换热
器的结构，采用小管径设计以及与之相匹配的管间距等，将管外流体切割成非常狭小的通
道，使换热器形成“小通道效应”，能够明显提高换热器并行管路管外热交换效果，转换了解
决问题的角度，进而弥补其他因素对换热器换热效果的不良影响，换热器性能相比于现有
产品呈现跳级式提升。

附图说明

[0017] 图1为本申请换热器整体结构示意图。

[0018] 图2为并行管路管内径、管外径以及管间距结构示意图。

[0019] 图3为多排并行管路采用并列排列方式结构示意图。

[0020] 图4为多排并行管路采用错落排列方式结构示意图。

[0021] 图5为换热器结构参数迭代程序图。

[0022] 图6为与试验一常规冷凝器相比对的本申请中换热器结构示意图。

[0023] 图7为试验一中冷却力曲线对比图。

[0024] 1进入管、2并行管路、3排出管、5分层装置。

具体实施方式

[0025] 下面结合附图对本发明做进一步阐述：

[0026] 参见图1至图4所示，一种小通道并行管路换热器，包括进入管1、并行管路2和排出管3，并行管路2分别与进入管1和排出管3相连通，并行管路2 设置为至少一排，并且当并行
管路2外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm时，换热器的换热量与换热器的结构之间符合
下述公式：

[0027]

[0028] 其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·
3
k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定
3
压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为
K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位
为m；η为管排因子；ψ为管层因子，相邻并行管路2之间的管间距为bt，管间距因子ζ＝ bt/do；
相邻两排并行管路2之间相对应管路管外壁之间的距离为t，管排因子η＝t/do；管层因子ψ
为根据管内介质在并行管路内分布的合理状态所设置的层数。ψ为大于0的整数，并行管路2
被分为至少一层。优选地，参见图1所示，并行管路2设置有至少一个分层装置5，并行管路2
被分为至少两层。当并行管路只有一排时，可以理解为相邻两排并行管路2之间相对应管路
管外壁之间的距离t为无穷大。优选地，每排并行管路2设置有至少一根管子，当每排并行管
路2仅设置有一根管子时是本申请的特殊情况，例如采用蛇形管通过迂回的方式形成“并
行”关系、增加管子总体长度，更优选地，每排并行管路2设置有至少两根管子，例如采用每
排两根及以上“并行”管子的卷曲式换热器或者直式换热器。优选地，并行管路外径do的取
值范围为0.46mm＜do≤6.6mm，更优选地，并行管路外径do的取值范围为1mm＜do≤5mm，最优
选地，并行管路外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm。由于并行管路采用小管径设计，相比
于常规管径而言，其管壁无需再承受管内介质的较大压力，因此，对其管壁的厚度和机械强
度要求也随之降低，根据换热量公式Q＝ɑ*A*Δt，其中Q为换热量、A为换热面积、ɑ为换热系
数、Δt为传热温差，换热系数ɑ的倒数，即1/ɑ为换热器热阻R，其包括三部分内容：Ri换热器
管内热阻；Rw换热器管壁热阻； Ro换热器管外热阻，即ɑ＝1/(Ri+Rw+Ro)，通过调整管间距因
子、管排因子等，减小换热器管外热阻Ro的数值；通过调整管径尺寸，减小换热器管内热阻Ri
的数值，从而影响换热系数ɑ，进一步提高了产品的换热效率；而相比于微管径而言，小内径
并行管路的生产工艺难度也相应降低了，有利于提高生产效率、提高成品率。优选地，C0的
取值在0.9～1.1之间。

[0029] 参见图3、图4所示，并行管路2设置为至少两排。优选地，并行管路2 可以进行并列排列或者错落排列。优选地，相邻两排并行管路2之间相对应管路管外壁之间的距离t指的
是每排并行管路之间顺序地相对应的管路管外壁之间的距离。由于管内介质处于气相状
态、汽液两项共存状态、液相状态时，通过管路截面的介质密度也不一样，在所需要的理论
空间上，气相状态所需的空间远远大于液相状态所需的空间，因此需要根据介质的性质以
及介质在并行管路内的分布状态，对并行管路进行分层(分层是否合理主要由介质性质以
及介质分布状态决定的)。一般是在换热器作为冷凝器时，制冷剂流进换热器处并行管路的
数量要远远大于制冷剂流出换热器处并行管路的数量；在换热器作为蒸发器时，制冷剂流
出换热器处并行管路的数量要远远大于制冷剂流进换热器处并行管路的数量，这样可以保
证在换热器内分流均匀。同时由于多根并行管路被分成若干等份后，介质流速同比于多根
并行管路，流速会相应增大很多。管内介质(制冷剂)流速增大，也会对介质与管内壁传热效
应产生积极影响。

[0030] 进一步地，并行管路2采用金属材料制成。采用金属材料制作并行管路，能够有效降低并行管路管壁热阻Rw的数值，对于提高换热器的换热效率起到积极作用。优选地，并行
管路2采用铝制成，相比于现有技术中采用铜等材料制作的并行管路，无论在物料成本和加
工难度方面都具备绝对优势。当换热器并行管路采用金属材料时，Rw的数值远远小于Ri和
Ro，因此，换热系数ɑ在理想状态下的公式为： 通过极值定理，当ai＝ao时，ai*ao获
得最大值，ai+ao获得最小值，从而使α获得最大值，这也是换热器行业追求换热效率的宗旨，
因此，在设计换热器时，优选地，尽量使ai与ao趋于一致，或者说换热器为获得最大的换热效
果，要将并行管路的管外换热性能与管内换热性能进行匹配。

[0031] 参见图2所示，并行管路2的管壁厚度(do‑di)/2的取值范围为0＜(do‑ di)/2≤0.4mm，其中di为并行管路内径。优选地，综合考虑强度、热阻、生产成本等，并行管路2的管
壁厚度(do‑di)/2的取值范围为0.2mm≤(do‑di)/2 ≤0.4mm。由于并行管路的管壁很薄，因
此，并行管路内径di的数值范围也基本落入了1mm至3.95mm的数值范围内。

[0032] 一种小通道并行管路换热器换热量的计算方法，换热器的换热量采用下述公式计算：

[0033]

[0034] 其中，Q为换热量，单位为W；C0为误差系数，取值在0.8～1.2之间；C1为常数，取值在0.023～0.027之间；C2为常数，取值在1.2～1.4之间；λ为管外介质导热系数，单位为W/(m·
3
k)；ρ为管外介质密度，单位为kg/m ；μ为管外介质动力粘度，单位为Pa·s；cp为管外介质定
3
压比热容，单位为J/(kg·K)；S为管外循环介质流量，单位为m /s；△t为换热温差，单位为
K；m为换热器管排数量；ζ为管间距因子；h为换热器高度，单位为m；do为并行管路外径，单位
为m；η为管排因子；ψ为管层因子，相邻并行管路之间的管间距为bt，管间距因子ζ＝ bt/do；
相邻两排并行管路之间相对应管路管外壁之间的距离为t，管排因子η＝ t/do；管层因子ψ
为根据管内介质在并行管路内分布的合理状态所设置的层数。参见图5所示，在操作过程
中，可以将换热器需要完成的换热量任务(在换热器结构设计过程中，将换热量作为设计参
数)、特定场景对应的介质(流体)参数等输入计算机中，计算机通过迭代的方式计算得出一
些换热器的合理结构参数，将这些合理结构参数所对应的产品测试数据反复与换热器需要
完成的换热量任务进行比对，选择出最佳的换热器结构参数。换热器需要完成的换热量任
务与实际测量得到的换热量之间存在误差系数C0，优选地，C0的取值在0.9～1.1 之间，具体
地，实际测得的换热器换热量Q实测与上述公式计算得出的换热量Q 之间存在如下关系：Q实测
＝Q+ΔQ，其中ΔQ为误差值。当通过实验室进行检测时，由于实验室不可能做到完全的绝
热，实验室所测得的换热量与换热器本身产生的换热量Q存在偏差ΔQ1，换热器换热量越
大，存在的偏差越大，偏差值ΔQ1＝±(5～10)％*Q；当在理论模拟时采用迎风面上风量均
布的计算方法，在实际测试时存在风量分布不均的情况，实验室测得的换热量与换热器本
身产生的换热量Q存在偏差ΔQ2，换热器换热量越大(此时迎风面风速也很大)，存在的偏差
越大，偏差值ΔQ2＝±(2～5)％*Q：当基于采用最小二乘法无限逼近的方法，公式计算的数
值与换热器本身所产生的换热量Q存在偏差ΔQ3＝± (1～3)％*Q。经证实，本申请所述技
术方案，在并行管路外径do的取值范围为1mm＜do≤3.95mm时，结果最准确；在并行管路外径
do的取值范围为1mm＜do≤5mm，准确性次之；在并行管路外径do的取值范围为0.46mm＜do≤
6.6mm，准确性再次之。通过采用热力学原理及大量实验拟合得出的上述换热器结构以及计
算方法，对于换热量计算、换热器结构设计具有积极意义，可以适用于工业 (如化工、造纸、
电力、制药、石油、中水处理等)、轻工(如暖通、空气调节器、电冰箱、商用冷柜、空能热泵等)
及交通运输(如汽车、船舶、高铁)等场合。

[0035] 进一步地，通过在应用上述换热器的家电产品上做整机试验，能够进一步验证本申请技术方案相比于现有技术存在诸多优势：

[0036] 试验一：

[0037] a.在商用大容积冷柜上，作为冷凝器的应用：在商用大容积冷柜产品 BC/BD‑719*上进行比对试验，产品参数如表一。

[0038] 表一 BC/BD‑719*的技术参数

[0039]

[0040] 产品将换热器作为冷凝器进行冷却力比对运行试验，传统的换热器采用 4.76mm直径邦迪管丝管冷凝器；本申请换热器采用铝制小通道换热器(总体积小了将近1/3)，如图
6所示。

[0041] b.试验数据比对情况(见表二)以及冷却力曲线见图7所示。

[0042] 表二 两种冷凝器的产品冷却力数据(℃)

[0043]

[0044]

[0045] c.数据分析：

[0046] ①从产品外形尺寸及用材分析，本申请换热器要比传统换热器总体积少 1/3左右，材料的经济价值少1/3左右。

[0047] ②从实验数据结果分析，本申请冷凝器产品的冷却力要比传统冷凝器产品深6℃，表明换热充分后，产品获得更多过冷度，产品制冷能力提到提升。

[0048] 另外，为进一步提高本申请换热器的换热效率，还可以从换热介质以及风机布局方面入手：

[0049] 1.将管外流体介质设定为空气或水时，流体介质物性参数基本确定，如下表三：

[0050] 表三 空气、水的物性参数

[0051]

[0052] 对于换热器相同结构，将流体介质设定为空气时的换热量为Q空和将流体为水的换热量Q水，换热行业内选择空气或水的合适流量，将上述空气或水的物性参数代入上述公式
中，得到以下关系式：

[0053] Q水/Q空≈3.5

[0054] 可以得出在相同换热器尺寸情况，并在流体合适的流量下，当流体是水在换热器获得的换热量是流体是空气在换热器获得的换热量的3倍以上。因此小通道换热器除了能
够在空调、冰箱等利用空气作为流体进行换热外，更适合与空气能热泵中以水为流体与换
热器进行热交换，从而将空气能转化为水温升的能源。

[0055] 2.由换热器高度h、宽度l的尺寸所构成的面作为换热器的主体迎风面，所获得的换热量为QI*h，与由换热器高度h、厚度B尺寸所构成的面作为换热器的主体迎风面，所获得
的换热量为Qh*B，在换热器结构尺寸都一致且流体种类及流速一致情况，由于主体迎风面不
同所获得的换热量比以下公式：

[0056]

[0057] 一般换热器的尺寸,高度h要远大于厚度B，因此，通过上述公式可知QI*h远小于Qh*B，如果高度h远远大于厚度B，那么QI*h会远远小于Qh*B，通过公式的推算，可以得到换热器
在相同尺寸、流体种类及流速等外界条件下，只要改变换热器的主体迎风面将获得比较好
的换热器换热效果。在空调、电冰箱等使用换热器的应用环境中，可以将原本轴流风机对换
热器高度h、宽度l尺寸所构成的面作为换热器的主体迎风面改为用涡流风机(离心风机)对
由换热器高度h、厚度B尺寸所构成的面作为换热器的主体迎风面，从而获得更好的换热性
能，同时获得换热器与风机或者其他制冷部件(如压缩机、节流阀等)组成机组的外形尺寸
小型化。

[0058] 本申请所述技术方案在实际应用过程中，具有如下优势：

[0059] (a).在换热机理上带来两个提高换热效率的积极影响：主体迎风面及换热面积和管内的换热面积及介质流动状态都极大改善了换热效率：

[0060] (b).通过对换热器自身结构的改进，可以进一步降低管外流体流速(风机风速)，从而降低热交换时的流体噪音(例如风噪减少2～3db(A))；

[0061] (c).可以进一步减少换热器的外形尺寸，以便安装到空间受限的制冷换热装备上或使装备小型化，外形尺寸同比小1/3；

[0062] (d).可以进一步降低换热器用材，从而为制冷换热装备产生成本效益，在相同材质下可以省材1/3，重量轻10％～15％；

[0063] (e).制冷剂灌注量，由于通过对管内形状及尺寸的控制，同比传统换热器，制冷剂流经的管路内容积会小很多，制冷剂的灌注量可以减少1/4；产品的化霜机理改变，当换热
器管路通道采用本申请的管径尺寸时能够有效改善融霜的时间，在采用对流或者辐射传导
热对换热器进行融霜时，融霜时间(化霜开始到化霜结束所需的时间)能够提升10％～
35％，当并行管路内制冷剂流动(如空调制冷循环逆向时)或当采用电热丝贴敷在换热器表
面等固体传热方式对换热器进行融霜，融霜时间能够提升55％～65％。

[0064] 尽管上述已经阐述了本发明的具体实施方式，但本领域普通技术人员，在不脱离本发明精神和原理的情况下，可以对其进行变换，本发明的保护范围是由其权利要求书及
其等同物限定的。