换热管组件、微通道换热器、空调系统及换热器设计方法与流程

本发明涉及换热器领域，具体而言，涉及一种换热管组件、微通道换热器、空调系统及换热器设计方法。

背景技术：

全铝微通道换热器具有工作高效、结构紧凑且加工成本低等特点，其作为冷凝器已广泛应用于汽车以及分体空调中，但作为蒸发器时，同翅片管式换热器相比，微通道换热器特殊的扁管平行结构存在分流不均的问题，使其发展收到制约。

现有技术的微通道换热器的结构一般包括集流管、扁管、翅片、隔板及进、出流管等，其冷媒主流方式为，由进流管进入集流管，通过“下进上出”或“上进下出”的方式流动。当其作为蒸发器使用时，冷媒在换热器的集流管内会发生气液分离，导致不同扁管中的冷媒的干度相差较大，一部分扁管中的冷媒蒸发不完全，不能起到换热的作用，造成了换热面积的浪费，导致换热器的性能大幅度衰减。而且，如果因分流不均导致冷媒蒸发不完全，使液态冷媒进入压缩机内，则会加剧压缩机的内部磨损，降低压缩机的可靠性和使用寿命。

另外，由于冷暖空调中换热器作为冷凝器时要保证冷媒有较长的流程(冷媒流动的行程)，作为蒸发器时，冷媒逆流，此时要保证冷媒有较小的流动阻力，但是现有技术中的微通道换热器作为蒸发器时由于管内阻力损失较大从而导致换热性能较差。

现有技术中常见的微通道换热器作为蒸发器时，随着在扁管中流动的冷媒的干度的逐渐增大，分流不均的影响越来越严重，虽然现在已经有很多解决分流不均的方案，如通过控制微通道换热器中每一流程的扁管的数量来解决其分流不均的问题，但是由于重力的作用，气液混合物从一个流程的扁管中进入集流管后再进入另一个流程的扁管的过程中，当流程中部(此时干度已上升)的冷媒干度较大时，扁管内部对冷媒有较大的流动阻力，冷媒在扁管内的阻力损失较大，这就导致了换热器的换热性能较差。

对此，有人提出采用隔片将集流管分为多个相互并联的流程，使用管外分流装置对来流冷媒进行分流，使分流后的冷媒分别进入各个流程中。但是这只解决了由外部进液管进入集流管与扁管时的分流不均问题，没有解决扁管内冷媒量较多时，冷媒的流程中后部大部分液态冷媒转化为气态冷媒，剩余的蒸发不完全的液态冷媒因与扁管内微通道管壁接触面积较小而换热效果较差的问题。

具体地，冷媒的干度是指每千克湿蒸汽(气液两相)中含有的干蒸汽(气相)的质量百分数，干度增大就是说气态冷媒的量增加。

技术实现要素：

本发明的主要目的在于提供一种换热管组件、微通道换热器、空调系统及换热器设计方法，以解决现有技术中的微通道换热器作为蒸发器时，冷媒流程的中后部换热效果较差的问题。

为了实现上述目的，根据本发明的第一方面，提供了一种换热管组件，适用于换热器，换热管组件包括：沿换热管组件的长度方向依次连接的至少两个管体部，各个管体部均具有多个微通道；沿换热管组件的第一端至换热管组件的第二端延伸的方向，至少两个管体部中的多个微通道的总横截面积依次减小。

进一步地，当换热器作为冷凝器时，换热管组件的第一端为冷媒输入端，换热管组件的第二端为冷媒输出端；当换热器作为蒸发器时，换热管组件的第一端为冷媒输出端，换热管组件的第二端为冷媒输入端。

进一步地，任意相邻两个管体部分别为第一管体部和第二管体部，第一管体部中的多个微通道的总横截面积大于第二管体部中的多个微通道的总横截面积；换热管组件还包括过渡管，过渡管设置在第一管体部和第二管体部之间，以连接第一管体部和第二管体部；过渡管具有用于与第一管体部和第二管体部均连通的过渡连通腔；沿第一管体部至第二管体部的方向，过渡连通腔的冷媒流通截面积逐渐减小。

进一步地，过渡管具有第一连通腔和第二连通腔，过渡连通腔位于第一连通腔和第二连通腔之间；第一连通腔套设在第一管体部上，第二连通腔套设在第二管体部上。

进一步地，管体部和过渡管均为扁管状，在过渡管的宽度方向的截面上，过渡连通腔的宽度方向的相对两侧的边线之间所夹的夹角为α，其中，α的取值范围为5°至30°。

进一步地，过渡连通腔的大端的冷媒流通截面积a1等于第一管体部的横截面积，过渡连通腔的小端的冷媒流通截面积a2等于第二管体部的横截面积，其中，a1/a2的取值范围为1.1至1.83。

进一步地，任意相邻两个管体部分别为第一管体部和第二管体部，第一管体部中的多个微通道的总横截面积大于第二管体部中的多个微通道的总横截面积；其中，第一管体部中的任意一个微通道的横截面积等于第二管体部中的任意一个微通道的横截面积，第一管体部中的微通道的个数大于第二管体部中的微通道的个数；或者第一管体部中的微通道的个数等于第二管体部中的微通道的个数。

进一步地，管体部为两个，两个管体部分别为第一管体部和第二管体部，第一管体部中的多个微通道的总横截面积大于第二管体部中的多个微通道的总横截面积，第一管体部的长度大于第二管体部的长度。

进一步地，管体部中的多个微通道沿管体部的宽度方向间隔布置。

进一步地，任意相邻两个管体部分别为第一管体部和第二管体部，第一管体部中的多个微通道的总横截面积大于第二管体部中的多个微通道的总横截面积；其中，第一管体部包括并联布置的多个扁管结构，第二管体部包括一个扁管结构或者并联布置的多个扁管结构。

进一步地，任意相邻两个管体部中，一个管体部具有容纳部和用于与另一个管体部连接的过渡部，沿换热管组件的第一端至换热管组件的第二端延伸的方向，过渡部的管腔的横截面积逐渐缩小；容纳部与过渡部一体成型。

进一步地，至少两个管体部的内壁面为锥形面，由至少两个管体部的中心线至管壁的方向，多个微通道的长度逐渐减小。

根据本发明的第二方面，提供了一种微通道换热器，包括：集流管组件，集流管组件包括多个依次间隔布置的腔体单元，每个腔体单元均包括第一腔体部和第二腔体部；第一腔体部上设置有用于供冷媒进出微通道换热器的第一进出口，第二腔体部上设置有用于供冷媒进出微通道换热器的第二进出口；上述的换热管组件，各个腔体单元均对应至少一个换热管组件，各个换热管组件的第一端与相应的腔体单元中的第一腔体部连通，各个换热管组件的第二端与相应的腔体单元中的第二腔体部连通。

进一步地，集流管组件包括第一集流管和第二集流管；多个腔体单元的第一腔体部均位于第一集流管中，多个第一腔体部沿第一集流管的延伸方向间隔布置；多个腔体单元的第二腔体部均位于第二集流管中，多个第二腔体部沿第二集流管的延伸方向间隔布置。

进一步地，各个腔体单元均包括至少一个过渡腔体部；管体部为扁管状，换热管组件包括沿换热管组件的宽度方向并排设置且首尾串联的至少两个管段，至少两个管段均包括至少一个管体部，任意相邻两个管段之间通过过渡腔体部连通。

进一步地，集流管组件包括第一集流管和第二集流管，多个腔体单元的第一腔体部和第二腔体部均位于第一集流管中；各个腔体单元中的过渡腔体部均为一个，各个换热管组件中的管段均为两个，两个管段分别为第一管段和第二管段，第一管段的两端分别与第一腔体部和过渡腔体部连接，第二管段的两端分别与过渡腔体部和第二腔体部连接；过渡腔体部位于第二集流管中，多个腔体单元的过渡腔体部沿第二集流管的延伸方向间隔布置。

进一步地，第一管段的长度大于第二管段的长度。

进一步地，第一管段和第二管段均包括一个管体部；第一管段的管体部中的多个微通道的总横截面积大于第二管段的管体部中的多个微通道的总横截面积；或者第一管段包括一个管体部，第二管段包括至少两个管体部；沿第二管段的第一端向第二管段的第二端延伸的方向，至少两个管体部中的多个微通道的总横截面积依次减小；第一管段的管体部中的多个微通道的总横截面积大于或等于位于第二管段的第一端的管体部中的多个微通道的总横截面积。

进一步地，集流管组件包括：一个第一隔片或沿第一集流管的延伸方向间隔设置的多个第一隔片，以将第一集流管分为至少两个第一腔体部；一个第二隔片或沿第二集流管的延伸方向间隔设置的多个第二隔片，以将第二集流管分为至少两个第二腔体部。

进一步地，集流管组件包括：一个第一隔片或沿第一集流管的延伸方向间隔设置的多个第一隔片，以将第一集流管分为至少两个空腔；各个空腔内均设置有中间隔片，以将相应的空腔分隔为第一腔体部和第二腔体部；一个第二隔片或沿第二集流管的延伸方向间隔设置的多个第二隔片，以将第二集流管分隔为至少两个过渡腔体部。

进一步地，第一集流管和第二集流管的延伸方向均平行于竖直方向；或者第一集流管和第二集流管的延伸方向均平行于水平方向。

根据本发明的第三方面，提供了一种空调系统，包括第一换热器，第一换热器为上述的微通道换热器。

进一步地，空调系统还包括第一分流装置、第二分流装置、膨胀阀、第二换热器、压缩机以及四通换向阀；第一换热器中的集流管组件的多个腔体单元的第一腔体部均通过第一分流装置与四通换向阀的第一接口连接；腔体单元的第二腔体部均通过第二分流装置与第二换热器的第一端连接；膨胀阀位于第二分流装置与第二换热器之间；第二换热器的第二端与四通换向阀的第二接口连接；压缩机的两端分别与四通换向阀的第三接口和第四接口连接。

根据本发明的第四方面，提供了一种换热器设计方法，换热器设计方法适用于上述的微通道换热器，换热器设计方法包括：步骤1：确定换热器所需要承担的最大换热量；步骤2：选择换热器的集流管组件的放置方式；步骤3：确定集流管组件中的第一集流管和第二集流管的长度；步骤4：确定换热器中的换热管组件的排数和换热管组件的个数；步骤5：确定各个换热管组件中的各个管体部中的多个微通道的总横截面积；步骤6：确定集流管组件中的各个腔体单元所对应的换热管组件的个数；步骤7：确定各个换热管组件中的各个管体部的长度；步骤8：判断换热器的换热性能是否满足空调系统的换热要求，并在换热器的换热性能不满足空调系统的换热要求时，重复以步骤1为开始的步骤。

应用本发明的技术方案，本发明通过设置具有至少两个沿换热管组件的长度方向依次连接的管体部的换热管组件，沿换热管组件的第一端至换热管组件的第二端延伸的方向，至少两个管体部中的多个微通道的总横截面积依次减小。具体地，管体部中的多个微通道的总横截面积是指流经该管体部的多个微通道的冷媒的总流通面积。当换热器作为蒸发器时，冷媒从换热管组件的第二端流向第一端，流程中后部液态冷媒大部分转化为气态冷媒，剩余的蒸发不完全的液态冷媒因与换热管组件内的微通道壁面的接触面积增大，而能够更加完全地蒸发，同时换热管组件的冷媒的总流通面积的增大也使冷媒在换热管组件内的流动阻力减小，压降减小，从而增大了换热器的换热效果，提高了换热器的换热性能，解决了现有技术中的微通道换热器作为蒸发器时，冷媒流程的中部及流程的后部换热效果较差的问题。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1示出了根据本发明的微通道换热器的第一个实施例的结构示意图；

图2示出了图1所示的微通道换热器的主视图；

图3示出了图1所示的微通道换热器的俯视图；

图4示出了根据本发明的微通道换热器的第二个实施例的俯视图；

图5示出了根据本发明的微通道换热器的第三个实施例的俯视图；

图6示出了图5所示的微通道换热器的主视图；

图7示出了根据本发明的微通道换热器的第四个实施例的俯视图；

图8示出了根据本发明的微通道换热器的第五个实施例的主视图；

图9示出了本发明的微通道换热器的换热管组件的管体部的多个实施例的横截面之间的对比图；

图10示出了本发明的微通道换热器的换热管组件的多个实施例的俯视图之间的对比图；

图11示出了本发明的微通道换热器的换热管组件的多个实施例的侧视图之间的对比图；

图12示出了本发明的微通道换热器的换热管组件中的过渡管的过渡连通腔的结构示意图；

图13示出了具有本发明的微通道换热器的空调系统的结构示意图；以及

图14示出了本发明的换热器设计方法的流程图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

1、集流管组件；10、腔体单元；101、第一腔体部；102、第二腔体部；103、过渡腔体部；11、第一集流管；12、第二集流管；2、换热管组件；20、管体部；200、微通道；2001、容纳部；2002、过渡部；21、第一管体部；22、第二管体部；23、过渡管；230、过渡连通腔；231、第一连通腔；232、第二连通腔；201、第一管段；202、第二管段；3、第一隔片；4、第二隔片；5、中间隔片；6、翅片结构；7、第一连接头；8、第二连接头；01、第一换热器；02、第一分流装置；03、第二分流装置；04、膨胀阀；05、第二换热器；06、压缩机；07、四通换向阀。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

如图1至图12所示，本发明提供了一种换热管组件，适用于换热器，换热管组件包括：沿换热管组件的长度方向依次连接的至少两个管体部20，各个管体部20均具有多个微通道200；沿换热管组件的第一端至换热管组件的第二端延伸的方向，至少两个管体部20中的多个微通道200的总横截面积依次减小。

本发明通过设置具有至少两个沿换热管组件的长度方向依次连接的管体部20的换热管组件2，沿换热管组件2的第一端至换热管组件2的第二端延伸的方向，至少两个管体部20中的多个微通道200的总横截面积依次减小。具体地，管体部20中的多个微通道200的总横截面积是指流经该管体部20的多个微通道200的冷媒的总流通面积。当换热器作为蒸发器时，冷媒从换热管组件2的第二端流向第一端，流程中后部液态冷媒大部分转化为气态冷媒，剩余的蒸发不完全的液态冷媒因与换热管组件2内的微通道200壁面的接触面积增大而能够蒸发得更加完全，同时换热管组件2的冷媒的总流通面积的增大也使冷媒在换热管组件2内的流动阻力减小，压降减小，从而增大了换热器的换热效果，提高了换热器的换热性能，解决了现有技术中的微通道换热器作为蒸发器时，冷媒流程的中部及流程的后部换热效果较差的问题。

在图10所示的各个实施例中，管体部20内的空白部分为微通道200，剖面线部分为微通道200的侧壁面。

具体地，当换热器作为冷凝器时，换热管组件2的第一端为冷媒输入端，换热管组件2的第二端为冷媒输出端；当换热器作为蒸发器时，换热管组件2的第一端为冷媒输出端，换热管组件2的第二端为冷媒输入端。

如图10中的实施例c1、c2以及图12所示，任意相邻两个管体部20分别为第一管体部21和第二管体部22，第一管体部21中的多个微通道200的总横截面积大于第二管体部22中的多个微通道200的总横截面积；换热管组件2还包括过渡管23，过渡管23设置在第一管体部21和第二管体部22之间，以连接第一管体部21和第二管体部22；过渡管23具有用于与第一管体部21和第二管体部22均连通的过渡连通腔230；沿第一管体部21至第二管体部22的方向，过渡连通腔230的冷媒流通截面积逐渐减小。

在图10的实施例c1和c2中，第一管体部21可以为图9中的实施例b1和b2，第二管体部22可以为图9中的实施例b3和b4。

具体地，过渡管23具有第一连通腔231和第二连通腔232，过渡连通腔230位于第一连通腔231和第二连通腔232之间；第一连通腔231套设在第一管体部21上，第二连通腔232套设在第二管体部22上。

具体地，过渡管23与第一管体部21和第二管体部22之间的连接方式均为焊接。

优选地，管体部20和过渡管23均为扁管状，在过渡管23的宽度方向的截面上，过渡连通腔230的宽度方向的相对两侧的边线之间所夹的夹角为α，其中，α的取值范围为5°至30°。

优选地，过渡连通腔230的大端的冷媒的流通面积a1等于第一管体部21的横截面积，过渡连通腔230的小端的冷媒的流通面积a2等于第二管体部22的横截面积，其中，a1/a2的取值范围为1.1至1.83。

为满足传热效率，使用冷媒流通截面积渐变的换热管组件2替代了数量渐变的换热管组件2，并通过设置冷媒流通截面积逐渐减小的过渡连通腔230来降低冷媒在过渡管23连接处因冷媒流通截面积的突变而带来的阻力损失，并给出了相关的参数的选择要求与范围，当α在5°至30°范围内，且a1/a2在1.1至1.83之间时，与现有技术的换热管组件2相比，提高了换热器的换热性能，降低了冷媒在换热管组件2的管道内的流动阻力损失。

本发明的换热管组件2内的冷媒的流动阻力损失的计算方法如下：

与现有技术中的微通道换热器相比，本发明的微通道换热器由于设置了冷媒流通截面积渐变的换热管组件2，且附加的过渡连通腔230也会有局部沿程阻力损失和局部压强损失，因此需要设置合理的α和a1/a2的范围，以尽可能地降低冷媒的局部沿程阻力损失和局部压强损失。

换热管组件2的管道内的冷媒的流速不仅会影响冷媒的压降，还会影响冷媒的换热效率，因此流速并不是越低越好，过低则会引起摩擦因子的增大，降低换热效率。

考虑单个换热管组件2内的冷媒流动时，假设换热管组件2的管道的进口的冷媒的体积流量为g，则进口的冷媒的流速u可根据下式计算：

换热管组件2的管道内的沿程阻力损失hf可根据下式计算：

因此管道内的压强损失pf为：

因为增加过渡管23后，当冷媒流经过渡管23时会引起扩口损失或缩口损失，又因为过渡管23内的突变的管径会引起非常大的局部损失，因此需要使用冷媒流通截面积渐变的过渡连通腔230来连通两个管体部20。

如图12所示，过渡连通腔230的大端的冷媒流通截面积为a1，小端的冷媒流通截面积为a2，过渡连通腔230的形状可由大端和小端的冷媒流通截面积之比n为a1/a2以及α两个几何参数来确定。

冷媒在过渡连通腔230内的局部沿程阻力损失可由下式计算：

当冷媒从过渡连通腔230的小端进入时的局部沿程阻力损失ξen如下：

当冷媒从过渡连通腔230的大端进入时的局部沿程阻力损失ξsh如下：

冷媒在过渡连通腔230内的局部压强损失可由下式计算：

当冷媒从过渡连通腔230的小端进入时的局部压强损失pen如下：

当冷媒从过渡连通腔230的大端进入时的局部压强损失psh如下：

当冷媒从过渡连通腔230的小端进入时，由于冷媒流通截面积突然扩大，即渐扩管，流速减小，压力相应增大，冷媒在这种逆压流动过程中极易发生边界层分离，产生旋涡，由边界层分离所造成的机械能损失要远大于此过程中冷媒与管壁面之间的摩擦损失。通过理论分析可以证明，此时的摩擦损失的计算公式如下：

故此时的局部阻力系数的计算公式如下：

当冷媒从过渡连通腔230的大端进入时，冷媒流通截面积突然缩小，即渐缩管，由于流动惯性，冷媒流通截面积将继续缩小，直到小于过渡连通腔230的小端的横截面积，此处称为缩脉；经过缩脉后，冷媒流通截面积开始逐渐扩大，直至重新充满过渡连通腔230的小端的整个横截面。冷媒在缩脉之前是顺压流动的，而在缩脉之后则和突然扩大的情形类似，为逆压流动，因而在缩脉之后会产生边界层分离和涡流，可见，突然缩小的机械能损失主要还在于突然扩大。此时的摩擦损失的计算公式如下：

故此时的局部阻力系数的计算公式如下：

其中，g——冷媒的体积流量，m3/s；u——冷媒的流速，m/s；ain——冷媒在管道进口处的总流通面积，m2；l——管道的长度，m；dh——换热表面的特征长度，管道水力直径，m；g——重力加速度，m2/s；ρ——冷媒流体的密度，kg/m3；α——管道的变化角；n——过渡连通腔230的大端和小端的冷媒流通截面积之比，即a1/a2；k——与α角有关的系数，当α≤20°时，k＝sinα；a1为过渡连通腔230的大端的冷媒流通截面积，a2为过渡连通腔230的小端的冷媒流通截面积，u1——为过渡连通腔230的大端的冷媒平均流速，m/s；u2——为过渡连通腔230的小端的冷媒平均流速，m/s。

本发明参照上述公式并综合实验测量得出，当a1/a2一定时，冷媒在过渡连通腔230内的摩擦损失随α的增大和l3的缩短而减少，但扩散损失却随之增大。因此渐扩管的总损失在某一α角时必有一极值。为保证渐扩管损失最小，渐缩管也需要取相同的数值。

目前圆锥形腔体的计算方式比较成熟，但是扁管状的过渡连通腔230还未有成熟的计算方式，本发明通过仿真实验计算得出，α的较优的选择范围为5°至30°，此时a1/a2为1.1～1.83，当过渡连通腔230的大端和小端的高度相等时，过渡连通腔230的大端的宽度为l1，小端的的宽度为l2，过渡连通腔230的长度为l3，l1/l2的取值范围也为1.1～1.83。

其中，变化角α可由下式计算：

可选地，任意相邻两个管体部20分别为第一管体部21和第二管体部22，第一管体部21中的多个微通道200的总横截面积大于第二管体部22中的多个微通道200的总横截面积；其中，第一管体部21中的任意一个微通道200的横截面积等于第二管体部22中的任意一个微通道200的横截面积，第一管体部21中的微通道200的个数大于第二管体部22中的微通道200的个数；或者第一管体部21中的微通道200的个数等于第二管体部22中的微通道200的个数。

当微通道的个数和横截面积相同时，还可能有多种情况，如第一管体部21中的任意一个微通道200的宽度大于第二管体部22中的任意一个微通道的宽度；和/或第一管体部21中的任意一个微通道200的高度大于第二管体部22中的任意一个微通道的高度；或者第一管体部21中的各个微通道200的形状和大小各异，第二管体部22中的各个微通道200的形状和大小各异，只要保证第一管体部21中的多个微通道200的总横截面积大于第二管体部22中的多个微通道200的总横截面积即可。

优选地，管体部20为两个，两个管体部20分别为第一管体部21和第二管体部22，第一管体部21中的多个微通道200的总横截面积大于第二管体部22中的多个微通道200的总横截面积，第一管体部21的长度大于第二管体部22的长度。这样，能够保证第一管体部21中的多个微通道200的总体积大于第一管体部21中的多个微通道200的总体积，以保证换热管组件2在微通道换热器作为蒸发器时在冷媒的流程的中后部有较长的换热过程，从而提高微通道换热器作为蒸发器时的性能需求。

如图9所示，管体部20中的多个微通道200沿管体部20的宽度方向间隔布置。

在图9中的四个实施例b1、b2、b3和b4中，管体部20均为扁管状，多个微通道200沿管体部20的宽度方向依次间隔布置。

可选地，任意相邻两个管体部20分别为第一管体部21和第二管体部22，第一管体部21中的多个微通道200的总横截面积大于第二管体部22中的多个微通道200的总横截面积；其中，第一管体部21包括并联布置的多个扁管结构，第二管体部22包括一个扁管结构或者并联布置的多个扁管结构。

如图11所示，在实施例d1中，第一管体部21的高度等于第二管体部22的高度；在实施例d2中，第一管体部21的高度大于第二管体部22的高度；在实施例d3中，沿换热管组件2的高度方向，第一管体部21包括并联布置的两个扁管结构，第二管体部22包括一个扁管结构。

如图10中的实施例c3所示，任意相邻两个管体部20中，一个管体部20具有容纳部2001和用于与另一个管体部20连接的过渡部2002，沿换热管组件2的第一端至换热管组件2的第二端延伸的方向，过渡部2002的管腔的横截面积逐渐缩小；容纳部2001与过渡部2002一体成型。

具体地，实施例c3中任意相邻两个管体部20一体成型，容纳部2001和过渡部2002均为扁管状，在过渡部2002的宽度方向的截面上，过渡部2002的管壁在宽度方向的相对两侧的边线之间所夹的夹角的取值范围为5°至30°。

如图10中的实施例c4所示，至少两个管体部20的内壁面为锥形面，由至少两个管体部20的中心线至管壁的方向，多个微通道200的长度逐渐减小。

具体地，实施例c4中任意相邻两个管体部20一体成型，至少两个管体部20均为扁管状，在管体部20的宽度方向的截面上，管体部20的管壁在宽度方向的相对两侧的边线之间所夹的夹角为的取值范围为5°至30°。

如图1至图12所示，本发明提供了一种微通道换热器，包括：集流管组件1，集流管组件1包括多个依次间隔布置的腔体单元10，每个腔体单元10均包括第一腔体部101和第二腔体部102；第一腔体部101上设置有用于供冷媒进出微通道换热器的第一进出口，第二腔体部102上设置有用于供冷媒进出微通道换热器的第二进出口；上述的换热管组件2，各个腔体单元10均对应至少一个换热管组件2，各个换热管组件2的第一端与相应的腔体单元10中的第一腔体部101连通，各个换热管组件2的第二端与相应的腔体单元10中的第二腔体部102连通。

在本发明的微通道换热器中，多个换热管组件2沿所述集流管组件1的延伸方向间隔布置。

本发明的微通道换热器通过设置具有多个依次间隔布置的腔体单元10的集流管组件1，以将微通道换热器的冷媒的流程分为多个相互并联的流程，各个流程分别对应至少一个换热管组件2，当换热管组件2为多个时，多个换热管组件2沿相应的腔体单元10的延伸方向依次间隔布置，各个换热管组件2的第一端即冷媒流通面积较大的一端与第一腔体部101连通，各个换热管组件2的第二端即冷媒流通面积较小的一端与相应的腔体单元10中的第二腔体部102连通。

当微通道换热器作为冷凝器时，冷媒从各个第一进出口分别进入相应的第一腔体部101内，之后进入与第一腔体部101连接的各个换热管组件2中，经冷凝后流至第二腔体部102，最后从第二进出口流出；当微通道换热器作为蒸发器时，冷媒从各个第二进出口分别进入相应的第二腔体部102内，之后进入与第二腔体部102连接的各个换热管组件2中，经蒸发后流至第一腔体部101，最后从第一进出口流出。

本发明的微通道换热器解决了其作为蒸发器时由于冷媒分流不均，引起换热性能下降，制约微通道换热器的推广与使用的问题。同时，解决了现有技术中的微通道换热器中的冷媒压降较大，设备能耗较高的问题，减小了换热器中的冷媒的流动阻力损失，降低了冷媒的压降，而且换热器可以为多种不同形状和大小的结构，以适用于各种空调系统。

如图1至图4以及图8所示，集流管组件1包括第一集流管11和第二集流管12；多个腔体单元10的第一腔体部101均位于第一集流管11中，多个第一腔体部101沿第一集流管11的延伸方向间隔布置；多个腔体单元10的第二腔体部102均位于第二集流管12中，多个第二腔体部102沿第二集流管12的延伸方向间隔布置。

在图1至图4所示的两个实施例中，各个换热管组件2均为扁管状，且均包括第一管体部21和第二管体部22这两个管体部20，第一管体部21的第一端与位于第一集流管11中的第一腔体部101连接，第一管体部21的第二端与第二管体部22的第一端通过过渡管23连接，第二管体部22的第二端与位于第二集流管12中的第二腔体部102连接。

其中，在微通道换热器的第一个实施例中，第一集流管11和第二集流管12均平行于竖直方向，第一管体部21包括相互交叉连接的两个分管段，第二管体部22为直管状；在微通道换热器的第二个实施例中，第一集流管11和第二集流管12均平行于竖直方向，第一管体部21为直管状，第二管体部22包括相互交叉连接的两个分管段；在微通道换热器的第五个实施例中，第一集流管11和第二集流管12均平行于水平方向。

通过设置具有不同形状的换热管组件2，以适用于不同的情况，例如微通道换热器需要连接压缩机出口等时出现的管路干涉的情况。

优选地，各个腔体单元10均包括至少一个过渡腔体部103；管体部20为扁管状，换热管组件2包括沿换热管组件2的宽度方向并排设置且首尾串联的至少两个管段，至少两个管段均包括至少一个管体部20，任意相邻两个管段之间通过过渡腔体部103连通。这样，通过增加换热管组件2的管段的个数，能够增加冷媒在换热管组件2中的流程，从而提高冷媒在换热管组件2中的换热效果。

如图5至图7所示，集流管组件1包括第一集流管11和第二集流管12，多个腔体单元10的第一腔体部101和第二腔体部102均位于第一集流管11中；各个腔体单元10中的过渡腔体部103均为一个，各个换热管组件中的管段均为两个，两个管段分别为第一管段201和第二管段202，第一管段201的两端分别与第一腔体部101和过渡腔体部103连接，第二管段202的两端分别与过渡腔体部103和第二腔体部102连接；过渡腔体部103位于第二集流管12中，多个腔体单元10的过渡腔体部103沿第二集流管12的延伸方向间隔布置。

具体地，集流管组件1包括第一集流管11和第二集流管12，多个腔体单元10的第一腔体部101和第二腔体部102均位于第一集流管11中；多个第一腔体部101沿第一集流管11的延伸方向间隔布置，多个第二腔体部102沿第一集流管11的延伸方向间隔布置；各个腔体单元10均包括过渡腔体部103，过渡腔体部103位于第二集流管12中，多个过渡腔体部103沿第二集流管12的延伸方向间隔布置；其中，管体部20为扁管状，换热管组件2包括沿换热管组件2的宽度方向并排设置的第一管段201和第二管段202，第一管段201和第二管段202均包括至少一个管体部20；第一管段201的第一端为换热管组件2的第一端；第一管段201的第二端通过过渡腔体部103与第二管段202的第一端连通；第二管段202的第二端为换热管组件2的第二端。

优选地，第一管段201的长度大于第二管段202的长度。这样，能够保证第一管体部21中的多个微通道200的总体积大于第一管体部21中的多个微通道200的总体积，以保证换热管组件2在微通道换热器作为蒸发器时在冷媒的流程的中后部有较长的换热过程，从而提高微通道换热器作为蒸发器时的性能需求。

可选地，第一管段201和第二管段202均包括一个管体部20；第一管段201的管体部20中的多个微通道200的总横截面积大于第二管段202的管体部20中的多个微通道200的总横截面积；或者第一管段201包括一个管体部20，第二管段202包括至少两个管体部20；沿第二管段202的第一端向第二管段202的第二端延伸的方向，至少两个管体部20中的多个微通道200的总横截面积依次减小；第一管段201的管体部20中的多个微通道200的总横截面积大于或等于位于第二管段202的第一端的管体部20中的多个微通道200的总横截面积。

如图5和图6所示的微通道换热器的第三个实施例，微通道换热器为双排微通道换热器，此时，第一腔体部101和第二腔体部102均位于第一集流管11内，过渡腔体部103位于第二集流管12内；换热管组件2包括第一管段201和第二管段202这两个管段，第一管段201包括一个第一管体部21，第二管段202包括相互连接的一个第一管体部21和一个第二管体部22；第一管段201的第一管体部21的一端与第一腔体部101连接，第一管段201的第一管体部21的另一端与过渡腔体部103连接；第二管段202的第一管体部21的一端与过渡腔体部103连接，第二管段202的第一管体部21的另一端与第二管段202的第二管体部22的一端连接，第二管段202的第二管体部22的另一端与第二腔体部102连接。

如图7所示的微通道换热器的第四个实施例，微通道换热器为双排微通道换热器，此时，第一腔体部101和第二腔体部102均位于第一集流管11内，过渡腔体部103位于第二集流管12内；换热管组件2包括第一管段201和第二管段202这两个管段，第一管段201包括一个第一管体部21，第二管段202包括一个第二管体部22；第一管段201的第一管体部21的一端与第一腔体部101连接，第一管段201的第一管体部21的另一端与过渡腔体部103连接；第二管段202的第二管体部22的一端与过渡腔体部103连接，第二管段202的第二管体部22的另一端与第二腔体部102连接。这样设置结构简单，加工方便，节省了换热管组件2中的过渡管23的使用。

如图1至图4以及图8所示，集流管组件1包括：一个第一隔片3或沿第一集流管11的延伸方向间隔设置的多个第一隔片3，以将第一集流管11分为至少两个第一腔体部101；一个第二隔片4或沿第二集流管12的延伸方向间隔设置的多个第二隔片4，以将第二集流管12分为至少两个第二腔体部102。

在图1至图4以及图8所示的三个实施例中，沿第一集流管11的延伸方向间隔设置有3个第一隔片3，以将第一集流管11分为四个第一腔体部101；沿第二集流管12的延伸方向间隔设置有3个第二隔片4，以将第二集流管12分为四个第二腔体部102。四个第一腔体部101与四个第二腔体部102一一对应地设置，从而将微通道换热器分为四个并联的冷媒的流程，这四个流程分别用a1、a2、a3和a4表示。

如图5至图7所示，集流管组件1包括：一个第一隔片3或沿第一集流管11的延伸方向间隔设置的多个第一隔片3，以将第一集流管11分为至少两个空腔；各个空腔内均设置有中间隔片5，以将相应的空腔分隔为第一腔体部101和第二腔体部102；一个第二隔片4或沿第二集流管12的延伸方向间隔设置的多个第二隔片4，以将第二集流管12分隔为至少两个过渡腔体部103。

在图5至图7所示的两个实施例，沿第一集流管11的延伸方向间隔设置有3个第一隔片3，以将第一集流管11分为空腔，在各个空腔内均设置有一个中间隔片5，以将其分隔为一个第一腔体部101和一个第二腔体部102；沿第二集流管12的延伸方向间隔设置有3个第二隔片4，以将第二集流管12分为四个过渡腔体部103，从而将微通道换热器分为四个并联的冷媒的流程，这四个流程分别用a1、a2、a3和a4表示。

可选地，第一集流管11和第二集流管12的延伸方向均平行于竖直方向；或者第一集流管11和第二集流管12的延伸方向均平行于水平方向。

如图1至图7所示的四个实施例，第一集流管11和第二集流管12的延伸方向均平行于竖直方向；如图8所示的实施例，第一集流管11和第二集流管12的延伸方向均平行于水平方向。

具体地，本发明的微通道换热器的换热管组件2的结构可以是空调室外机常用的“l”形结构，也可以是“v”形、“w”形、圆形等各种结构；第一集流管11和第二集流管12的延伸方向可以平行于水平方向，也可以平行于竖直方向，还可以与水平方向和竖直方向均倾斜设置；各个腔体单元10所对应的扁管(即换热管组件2)的个数可以为1个，也可以为多个；任意相邻两个换热管组件2之间均设置有翅片结构6，以增大换热管组件2的换热面积，提高其换热性能。

如图1至图8所示，集流管组件1上设置有多组成对设置的第一连接头7和第二连接头8，多个第一连接头7与多个第一腔体部101一一对应地对应设置，多个第二连接头8与多个第二腔体部102一一对应地对应设置；各个第一连接头7的一端与相应的第一进出口连接，各个第一连接头7的另一端用于供冷媒流进或流出；各个第二连接头8的一端与相应的第二进出口连接，各个第二连接头8的另一端用于供冷媒流进或流出。

如图13所示，本发明提供了一种空调系统，包括第一换热器01，第一换热器01为上述的微通道换热器。

具体地，空调系统还包括第一分流装置02、第二分流装置03、膨胀阀04、第二换热器05、压缩机06以及四通换向阀07；第一换热器01中的集流管组件1的多个腔体单元10的第一腔体部101均通过第一分流装置02与四通换向阀07的第一接口连接；多个腔体单元10的第二腔体部102均通过第二分流装置03与第二换热器05的第一端连接；膨胀阀04位于第二分流装置03与第二换热器05之间；第二换热器05的第二端与四通换向阀07的第二接口连接；压缩机06的两端分别与四通换向阀07的第三接口和第四接口连接。

本发明的空调系统为热泵空调系统，其将本发明的微通道换热器通过管路连接第二分流装置03、膨胀阀04、第二换热器05(即室内换热器)、压缩机06以及四通换向阀07，以构成完整的热泵空调系统，微通道换热器的各个第一腔体部101所对应的第一连接头7均与第一分流装置02连接，微通道换热器的各个第二腔体部102所对应的第二连接头8均与第二分流装置03连接。微通道换热器作为室外换热器，具有减少冷媒灌注量、提高换热器的换热效率，降低空调系统的能耗的优点。

本发明的空调系统的冷媒流动过程如下：

当空调系统处于制冷模式时，高温高压的气态冷媒经压缩机06的排气口和四通换向阀07进入第一分流装置02，第一分流装置02将冷媒均匀分流后进入第一换热器01的各个第一腔体部101内，冷媒在相应的换热管组件2中冷凝放热为液态，高压的液态冷媒经相应的第二腔体部102和第二分流装置03后进入膨胀阀04节流降压成为低压的液态冷媒，之后低压的液态冷媒进入第二换热器05中蒸发吸热成为低压的气态冷媒，最后低压的气态冷媒经四通换向阀07和压缩机06的进气口回到压缩机06内，完成循环。

在此过程中，第一换热器01作为冷凝器，其中的气态冷媒由与各个第一腔体部101连接的各个第一连接头7进入第一换热器01内，在换热管组件2内流动，分别经过相互并联的流程a1、a2、a3、a4，在相应的换热管组件2内冷凝后，液态冷媒由与相应的第二腔体部102连接的第二连接头8排出至第一换热器01外。

当空调系统处于制热模式时，高温高压的气态冷媒经压缩机06的排气口和四通换向阀07进入第二换热器05并在第二换热器05中冷凝放热为液态，冷凝后的高压的液态冷媒进入膨胀阀04节流降压成为低压的液态冷媒，之后低压的液态冷媒经第二分流装置03均匀分流后进入第一换热器01的各个第二腔体部102内，冷媒在相应的换热管组件2中蒸发吸热为气态冷媒，之后低压的气态冷媒通过相应的第一腔体部101从第一分流装置02流出，经四通换向阀07和压缩机06的进气口回到压缩机06内，完成循环。

在此过程中，第一换热器01作为蒸发器，其中的液态冷媒由与各个第二腔体部102连接的各个第二连接头8进入第一换热器01内，在相应的换热管组件2内冷凝后，液态冷媒由与相应的第一腔体部101连接的第一连接头7排出至第一换热器01外。

如图14所示，本发明还提供了一种换热器设计方法，换热器设计方法适用于上述的微通道换热器，换热器设计方法包括：步骤1：确定换热器所需要承担的最大换热量；步骤2：选择换热器的集流管组件1的放置方式；步骤3：确定集流管组件1中的第一集流管11和第二集流管12的长度；步骤4：确定换热器中的换热管组件2的排数和换热管组件2的个数；步骤5：确定各个换热管组件2中的各个管体部20中的多个微通道200的总横截面积；步骤6：确定集流管组件1中的各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数；步骤7：确定各个换热管组件2中的各个管体部20的长度；步骤8：判断换热器的换热性能是否满足空调系统的换热要求，并在换热器的换热性能不满足空调系统的换热要求时，重复以步骤1为开始的步骤。

本发明的换热器的传热分析过程如下：

换热器中的冷媒的换热量可以根据如下牛顿冷却公式确定，

φ＝haδt

其中，

nu＝f(re，pr)

h＝f(u，dh，ρ，μ，λ，cp)

nu＝f(re，pr)

对于单相对流传热，推荐采用gnielinski公式：

f＝(1.82lgre-1.64)^-2

对液体来说(下标f表示流体平均，下标w表示壁面平均)：

对气体来说(下标f表示流体平均，下标w表示壁面平均)：

对于两相对流传热，推荐采用lazarekandblack关联式：

传热因子j

换热性能评价指标j-f

其中，h——表面传热系数，w/(m2·k)；a——换热接触面面积，m2；δt——换热面a上冷媒与固体表面的平均温差，℃；λ——冷媒导热系数，w/(m·k)；μ——动力粘度，kg/(m·s)或pa·s；ν——运动粘度，m2/s；nu——nusselt数，hdh/λ；pr——prandlt数，μcp/λ；re——reynolds数，udh/ν；st——stanton数，cp——定压比热容，j/(kg·k)；q——热流量，kw/m2；m——质量流量，kg/(m2·s)；γf——汽化潜热，kj/kg。

上述传热分析的计算是基于理想状态，实际工况需要根据换热器的状态进行修正，通过计算可以得知，作为冷凝器时，现有技术中的微通道换热器是通过减少下一流程中扁管(即换热管组件2)的个数的方法来控制冷媒的压力和流速，以增强换热的效果，本发明的微通道换热器是通过减小扁管(即换热管组件2)的管体部20的多个微通道200的总横截面积的方法来达到同样的效果，而且对冷媒的阻力损失更小，换热效率更高；作为蒸发器时，现有技术中的微通道换热器是通过增加下一流程中扁管(即换热管组件2)的个数的方法来控制冷媒压力和流速，以增强换热的效果，但是由于分流不均导致不同扁管(即换热管组件2)的换热能力差异非常大，而本发明的微通道换热器是通过增加扁管(即换热管组件2)的管体部20的多个微通道200的总横截面积的方法来达到同样的效果，重要的是，本发明的微通道换热器中的受冷媒分流不均的影响较小，对冷媒的阻力损失更小，使得每根扁管(即换热管组件2)都能达到最优的换热效果，而且由于渐变的管径，增强了扰流效果，破坏了沿着冷媒流动方向不断发展的热边界层，减小了热边界层的厚度，增强了换热效果。

根据计算，本发明的微通道换热器的腔体单元10的数量和各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数需要根据冷媒的性质、冷媒量以及配合的空调系统进行匹配。腔体单元10过多或过少，各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数过多或过少都会影响换热器的换热性能。

本发明的微通道换热器的设计更加偏向满足其作为蒸发器时的性能需求，因此存在可能会削弱其作为冷凝器时的性能的问题。对此，本发明提供了一种针对该微通道换热器的换热器设计方法，既能满足空调系统制冷时的性能需求，又能满足空调系统制热时的性能需求，还可以根据空调系统对换热器进行“无级调节”，解决为了满足制热需求而削弱制冷能力的问题，而且过程简单，易于理解。

当环境温度、外界空气流速条件等确定时，本发明的换热器设计方法可以参考不同的空调系统的换热需求，在换热器的设计阶段，通过改变换热器的各个进口的冷媒流量、各个换热管组件2中的管体部20的尺寸、种类、数量等参数来调节换热器的换热性能，以达到对换热管组件2内部的冷媒体积的变化进行“无级调节”的目的，其步骤简单，效率高。

本发明的换热器设计方法在换热器的基本尺寸不变时，也可综合可变因素，从换热性能较差的部分在一定范围内对换热器进行调整，以优化换热器的性能，实用性较强。

首先，根据热泵空调系统确定换热器所需要承担的最大换热量，包括作为冷凝器时释放的热量与作为蒸发器时吸收的热量；接着，确定换热器中的集流管组件1的放置方式，即第一集流管11和第二集流管12是全部竖直放置或是全部水平放置；接着，确定换热器中的集流管组件1中的第一集流管11和第二集流管12的长度；接着，确定换热器换热管组件2的排数与个数，以确定换热器大小和尺寸，至此确定最大换热量；接着，确定各个换热管组件2中的各个管体部20中的多个微通道200的总横截面积，选择具有合适的管体部20的换热管组件2；接着，确定各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，根据不同的工况进行调整，以调整换热器的换热状态；之后，确定换热管组件2中各个管体部20长度，根据不同工况进行调整，以对换热器的换热性能进行微调；最后，判断换热器的换热性能是否满足空调系统的换热要求，当换热器的换热性能不满足空调系统的换热要求时，重新进行换热器的设计。

换热器设计方法的参考变量如下：

(1)换热器的进、出口的温度：可以直观地得到换热器的换热性能。

(2)冷媒的质量：决定换热器的最大换热量。

(3)空调系统的压力：决定冷媒的状态、流量、流速等。

换热器设计方法中可调整的变量如下：

(1)集流管组件1的放置方式

确定集流管组件1中的第一集流管11和第二集流管12是全部竖直放置或是全部水平放置，然后还需要据此确定换热管组件2的连接方式，当第一集流管11和第二集流管12全部水平放置时，应将气态冷媒的输出端设置在远离支撑基面一侧的集流管上。

另外，还需要确定空调外机的尺寸、形式，压缩机排气口的连接管道的位置等，以确定换热器的放置方式，并选择换热管组件2的排列方式，即选择本发明所提供的微通道换热器的某一实施例。

(2)集流管组件1中第一集流管11和第二集流管12的长度

增加第一集流管11和第二集流管12的长度，则可增加换热管组件2的总数，提高换热器的额定最大换热量；减少第一集流管11和第二集流管12的长度，则可减少换热管组件2的总数，降低换热器的额定最大换热量。

第一集流管11和第二集流管12的长度可以决定换热器的大小，换热器越大则其最大换热量越大，换热器越小则其最大换热量越小，根据空调系统性能不同，可选择合适大小的换热器。

(3)换热管组件2的排数(即换热管组件2中的管段的个数)

增加换热管组件2的排数，则能够增加冷媒在换热管组件2内的总流通体积，提高换热器的额定最大换热量；减少换热管组件2的排数，则能够减少冷媒在换热管组件2内的总流通体积，降低换热器的额定最大换热量。

换热管组件2的排数可以决定换热器的大小，换热器越大则其最大换热量越大，换热器越小则其最大换热量越小，根据空调系统性能不同，可选择合适的换热器大小。

(4)换热管组件2中的各个管体部20中的多个微通道200的总横截面积

选择换热管组件2中的不同管体部20的多个微通道200的总横截面积，会影响换热器的最基本的换热性能，根据冷媒的物理特性与流速选择具有合适的管体部20的换热管组件2，可以提高换热器的单位换热量，从而提高换热器的性能。

(5)各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数

当换热管组件2的总个数不变，各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数相同时，增加各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，减少腔体单元10的总数，能够降低生产成本，降低换热器的集流管组件1的分流均匀性；减少各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，增加腔体单元10的总数，能够提高换热器的集流管组件1的分流均匀性。

当换热管组件2的总个数不变，各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数不同时，增加某一腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，能够降低此腔体单元10所对应的换热管组件2中的冷媒的流速，但也会减少其他腔体单元10所对应的换热管组件2的个数；减少某一腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，能够提高此腔体单元10所对应的换热管组件2中的冷媒的流速，但也会增加其他腔体单元10所对应的换热管组件2的个数。

当各个腔体单元10所对应的冷媒的流程中冷媒的进口流量相同时，各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数越多，则这些换热管组件2中的冷媒的流速就越低，若冷媒的进口主要为液态时，各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数越多，其分流均匀性会越差。因此，调整各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，可以从整体上调整该个腔体单元10所对应的冷媒的流程的换热性能及其最大换热器量，还可以根据需要使得不同腔体单元10所对应的冷媒的流程中的换热量不同，例如空调的室外机中风量较大的区域可以承担更高的换热量，而风量较小的部分只能承担较低的换热量，通过合理布置各个腔体单元10所对应的换热管组件2的个数，能够提高换热器的整体换热量，提高换热器的换热效果。

(6)管体部20的长度

增加多个微通道200的总横截面积较大的管体部20的长度，缩短多个微通道200的总横截面积较小的管体部20的长度，可以延长冷凝换热过程(冷凝换热是指冷媒由气态冷凝为液态的过程，其冷凝过程中，冷媒的温度不变，释放潜热，当冷媒全部冷凝为液态后，温度将发生变化，此时主要是显热，潜热是显热的数倍，冷媒变为液态后，其体积急剧减小，与管的接触面积也相应减小，这样通过加大潜热释放区域的换热面积，可以延长冷凝换热过程)；

增加多个微通道200的总横截面积较大的管体部20的长度，增加多个微通道200的总横截面积较小的管体部20的长度，可以延长整体换热过程；

缩短多个微通道200的总横截面积较大的管体部20的长度，增加多个微通道200的总横截面积较小的管体部20的长度，可以延长蒸发换热过程(蒸发换热是冷媒由液态转为气态的过程，在两相态区域，冷媒的温度不变，主要释放潜热，当冷媒全部汽化后，温度变化来源于显热，增加冷媒在气态/气液两相态时的换热面积，有助于延长蒸发换热过程)；

缩短多个微通道200的总横截面积较大的管体部20的长度，缩短多个微通道200的总横截面积较小的管体部20的长度，可以缩短整体换热过程。

通过改变相应的管体部20的长度，能够改变换热器中的冷媒在不同状态时的换热量，各个换热管组件2的总长度相同，各个换热管组件2中的多个管体部20的长度可以不同，根据需求进行调整，可使换热器的换热性能达到最优。

由上可知，影响换热器的换热性能的参数非常多，而且各个条件相互耦合影响，使得优化换热器的换热性能是一件非常复杂的工作。本发明的微通道换热器，已避免了影响换热器性能的不利因素，通过更改上述变量，在实际运用过程中对各参数逐一进行调整，以优化换热器的换热性能，使其尽可能达到最优的换热效果，且本发明的换热器设计方法过程简单，可调节性强，适用范围广。

从以上的描述中，可以看出，本发明上述的实施例实现了如下技术效果：

本发明通过设置具有至少两个沿换热管组件的长度方向依次连接的管体部20的换热管组件2，沿换热管组件2的第一端至换热管组件2的第二端延伸的方向，至少两个管体部20中的多个微通道200的总横截面积依次减小。具体地，管体部20中的多个微通道200的总横截面积是指流经该管体部20的多个微通道200的冷媒的总流通面积。当换热器作为蒸发器时，冷媒从换热管组件2的第二端流向第一端，流程中后部液态冷媒大部分转化为气态冷媒，剩余的蒸发不完全的液态冷媒因与换热管组件2内的微通道200壁面的接触面积增大，而能够更加完全地蒸发，同时换热管组件2的冷媒的总流通面积的增大也使冷媒在换热管组件2内的流动阻力减小，压降减小，从而增大了换热器的换热效果，提高了换热器的换热性能，解决了现有技术中的微通道换热器作为蒸发器时，冷媒流程的中部及流程的后部换热效果较差的问题。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。