紧凑式换热器
理论：小体积大面积
概述
像散热器这样的换热器，为什么排满了那么细的翅片？
空气的换热系数只有水的几十分之一，空气侧只能靠面积弥补。细密排列的翅片使单位体积面积超过1,000 m²/m³。再把翅片切短错开，边界层被打断，换热系数也提高。但流动变难，压降增大。用j因子和f因子两个数整理传热与压降，是紧凑式换热器设计的基础。我们用错位翅片实际计算。
j因子与f因子
$G$ 为最小流通截面上的质量流速，$D_h$ 为水力直径，本例错位翅片（间距1.5 mm、高6 mm、厚0.1 mm、长3 mm）为2.33 mm。j和f由Manglik与Bergles关联式求得。
叉流温度效率
两流体均不混合叉流的近似式，大多数散热器和空调换热器属于这种形式。
Kays与London的数据集
紧凑式换热器设计随着美国的凯斯和伦敦在1950年代编成的《Compact Heat Exchangers》大大进步。他们用实验测量了各种翅片形状，把j因子和f因子对雷诺数整理成图。设计者只要选与自己翅片相近的形状，就能马上估算性能。错位翅片的Manglik与Bergles公式（1995年）把大量这样的实验数据用一个公式表示出来。
算例
例1：错位翅片（空气，50℃）
| 雷诺数 | 流速 | j | f | 换热系数 | 与平板之比 | 压力梯度 |
|---|---|---|---|---|---|---|
| 300 | 2.3 m/s | 0.0272 | 0.131 | 88 W/m²K | 1.2 | 0.66 kPa/m |
| 500 | 3.9 m/s | 0.0210 | 0.090 | 113 W/m²K | 1.5 | 1.26 kPa/m |
| 1,000 | 7.7 m/s | 0.0150 | 0.056 | 161 W/m²K | 2.1 | 3.14 kPa/m |
| 2,000 | 15.4 m/s | 0.0109 | 0.042 | 234 W/m²K | 3.1 | 9.31 kPa/m |
| 3,000 | 23.2 m/s | 0.0091 | 0.037 | 294 W/m²K | 3.9 | 18.4 kPa/m |
“与平板之比”是与同为1.5 mm间距的平直通道充分发展层流（Nu = 8.23）换热系数76 W/m²K之比。传热面积密度约为通道体积1,560 m²/m³。
例2：叉流（两流体均不混合）温度效率
| NTU | 热容比0.5 | 热容比1 | 逆流·热容比1 |
|---|---|---|---|
| 0.5 | 0.352 | 0.315 | 0.333 |
| 1 | 0.545 | 0.469 | 0.500 |
| 2 | 0.739 | 0.615 | 0.667 |
| 3 | 0.828 | 0.684 | 0.750 |
| 5 | 0.905 | 0.749 | 0.833 |
提高风速换热系数增加，压降却增加得更快。
Re从1000到3000，换热系数增加1.8倍，压力梯度却增加5.9倍；风扇功率是压降与风量之积，约增加18倍。所以紧凑式换热器的基本做法是不提高风速，而是增加面积或加宽迎风面，以低风速运行。错位翅片优于平直翅片，是因为在相同压降下传热更好，但雷诺数越低差距越小（Re = 300时1.2倍）。热容比接近1时，叉流温度效率也容易封顶，NTU提高到5也只有0.75。
设计要点
- 用j因子和f因子在相同压降（风扇功率）下比较选择翅片。
- 计入翅片效率求有效面积。
- ε-NTU法要用与流动形式（逆流、叉流）相符的公式。
- 考虑迎风面风速分布不均，中央与边缘风量不同会降低性能。
- 污垢或结霜堵塞翅片间隙时，压降会骤增。
“被霜堵住的翅片”
某冷库冷风机运行一段时间后冷却变差。翅片间距窄，空气中的水分在翅片上结霜，堵住间隙，风量大幅下降。间距窄的紧凑翅片怕霜和污垢。只把易结霜的入口侧翅片间距加宽，并加入定期化霜运行后解决了问题。追求小体积的设计若不考虑使用环境，反而会适得其反。
常见错误
错误与对策
| 错误 | 后果 | 对策 |
|---|---|---|
| 只比较传热 | 风扇功率过大 | 相同压降下比较 |
| 用迎风面积算G | Re与h算错 | 用最小流通截面 |
| 忽略流动形式 | 效率算错 | 用叉流公式 |
| 翅片效率取1 | 高估面积 | 计算效率 |
| 忽略结霜和污垢 | 性能下降 | 间距留余量 |
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