CN101206099A - 车用热交换器 - Google Patents

Abstract

一种用于车辆发动机热交换器，包括：一对罐，用于提供流经根据冷却剂的温度调节开闭的恒温器和水泵的冷却剂，并将冷却后的冷却剂排出到发动机侧；在一侧与罐的一侧连接且被提供冷却剂的封头；在结构上紧固以在其一端部与该封头连通、并且平行于驱动风的方向布置的换热管；在另一侧与罐的另一侧连接、且在结构上紧固到换热管的另一端部上与之连通以便将冷却剂排入到发动机中的封头；以及包括固定焊接在换热管之间的翅片的芯部。

Description

车用热交换器

技术领域

本发明涉及车用热交换器，且更具体地，涉及一种高效薄型散热器，用于通过减轻热交换器的重量来降低生产成本、降低在安装到实车中时因冷却剂侧的压降而引起的能量损耗，并提高散热性能。

背景技术

图1是表示通用车辆的冷却系统的概念视图。由于车用发动机1总是点燃和燃烧高温高压气体，因此发动机1在任其自然的情况下会过热，使得可能由于构成发动机1的金属材料熔化而导致气缸和活塞被严重损坏。为了防止这种情况，如图1所示，储存有冷却剂的水套(未示出)安装在车用发动机1的气缸周围，通过使用水泵5使冷却剂通过散热器2或者加热器芯3来循环冷却发动机，并且根据进行冷却还是加热，冷却剂可不经过加热器芯3，而是通过旁通管路6直接流回。此时，在冷却剂流经的路径上安装恒温器4，以便根据流经发动机1的冷却剂的温度来调节开闭度，从而起到防止发动机1过热的调节机构的作用。

图2(a)和(b)分别为通用散热器的透视图和分解透视图。散热器为热交换器的一种，用以在循环至发动机时接收发动机传递的热量的冷却剂在流动时，使冷却剂的热量辐射。散热器安装在发动机室内，并且冷却风扇安装在发动机室的中部，用来将风吹进发动机芯内。

散热器通常由具有显著热传导效果的铝制成，并且散热器具有散热性能依赖换热管和换热翅片元件的特性。也就是说，即使在具有相同芯子的散热器中，如果管和翅片的高度降低，则散热性能在理论上也将会提高。然而，如果翅片的高度太低，则杂质会阻塞或者堆积在翅片之间，从而干扰通风。而且如果管的高度太低，则由于防冻液或者反应剂所产生的杂质堆积在管内，所以会出现流道被堵塞的现象，从而可导致传热性能恶化。在这种情况下，因为管和翅片的数量变得很大，所以可导致对散热器结构的稳定性和制造生产力非常不利的问题。

在现有技术的美国专利号4,332,293(1982.6.1)的实例中，提出了安装在有限的芯安装空间的范围内的散热器元件的数值域，其中翅片在空气流动方向上的长度应为12到23毫米，翅片间距应为1.5到3.3毫米，管的间距应为8.5到14毫米，以便克服在具有2或3排的管布置的散热器中随着翅片长度在空气流动方向上增加而产生的空气阻力和由此导致的传热性能的降低。

然而，传统散热器的焦点在空气流通管外侧的散热性能上。而且，为了防止冷却剂侧压降，将管的口径设置的比较大，同时考虑到空气侧的压降量，将翅片的高度设置的相对较高。在通用散热器的情况下，存在一种被忽略的情况，尽管基于导热的传热率由于空气侧的对流而被频繁改变，然而传热率的变化并不像散热器元件的结构改变程度那么大，同时，尽管基于换热管中的对流换热的传热率在总的传热率中占很低的比例，但是其根据散热器元件的结构改变程度而灵敏变化，并且其变化相当大。而且，没有关于在换热管中的冷却剂的流动发展成湍流区域的情况下伴随产生的，由管壁表面上产生的表面剪切应力引起的压力损失的影响的详细理解。

在这种常规散热器中，冷却剂侧压降量不与空气侧散热性能同时考虑。特别地，在有许多斜坡的高山区域或严寒或北极区域等临界操作条件下，在提出换热器管的优选设计目标上存在一些限制。

这要求更细致地观察散热器管中冷却剂的流动和散热器管内部的传热特性，而且需要对散热性能更有效的散热器进行更多的研究和实验。

发明内容

本发明的目标是提供一种热交换器，即一种高效薄型散热器，用于通过减轻热交换器的重量来降低生产成本、降低在安装到实车中时因冷却剂侧的压降而引起的能量损耗，并提高散热性能。

本发明的另一个目标在于提供一种最佳设计条件，用于提高在与车辆的爬山模式即临界驾驶模式相对应的冷却剂流量区域中的散热器的散热性能，并减小冷却剂侧的压降量。

本发明的又一个目标在于提供一种轻质薄型散热器的优选设计条件，其中在与常规散热器的散热性能和冷却剂侧的压降量相比较时，可以保持具有较大宽度和较大重量的常规散热器的散热性能，并且还可保持与常规散热器几乎相同的冷却剂侧的压降量。

本发明的再一个目标是提供能够满足最佳的设计范围的散热器各主要组件的优选设计范围。

为了实现本发明的这些目标，提供了一种车用热交换器，用来进行被发动机加热的冷却剂与流入车辆前部的空气之间的热交换以冷却发动机，本发明的车用热交换器包括：一对罐，用于供应从发动机经过根据冷却剂的温度调节开闭的恒温器和水泵所提供的冷却剂，并将冷却后的冷却剂排出到发动机侧；和芯部，包括在一侧与罐的一侧连接且被提供冷却剂的封头(header)，在结构上紧固以在其一端部与该封头连通、并且平行于驱动风的方向布置的换热管，在另一侧与罐的另一侧连接、且在结构上紧固到换热管的另一端部上与之连通以便将冷却剂排入到发动机中的封头，以及固定焊接在换热管之间的翅片；其中热交换器芯的宽度Td在12至15毫米的范围内，芯部的最外部管之间的距离在300至600毫米的范围内，当防冻液与水的组分比为1∶1且流量在60至80升/分钟的范围内时，流经芯部的冷却剂的流动为完全发展的湍流区域，并且由层流向湍流的转变发生在40升/分钟或更低的流量下。

优选地，当冷却剂的流量在60至80升/分钟的范围内且其温度为100℃时，冷却剂的流动具有2,100或更大的雷诺数，从层流向湍流的转变发生在40升/分钟或更低的流量下。

优选地，当冷却剂的流量在60至80升/分钟的范围内且其温度为100℃时，热交换器的出口侧的冷却剂的压降量为150毫米汞柱。

优选地，管的外部宽度Th在1.60至2.10毫米的范围内，且更优选地，在1.70至1.90毫米的范围内。

优选地，为了减小重量和压降量，管的材料厚度Tth在0.15至0.24毫米的范围内。

优选地，为了减轻重量并使传热率最大化，翅片的高度Fh在5.3至5.8毫米的范围内，且翅片的厚度在0.05至0.06毫米的范围内。

优选地，换热管为扁平型，在其内表面上没有凹痕，且热交换器为横流型。

附图说明

图1是示出通用车辆的冷却系统的概念视图。

图2(a)和(b)分别是作为通用热交换器的下流型散热器的透视图和分解透视图。

图3(a)和(b)分别是作为通用热交换器的横流型散热器的透视图和分解透视图。

图4是示出根据本发明和现有技术的散热器的散热和压降特性的曲线图。

图5是示出散热器中的管和翅片的连接特征的放大透视图。

图6是示出在本发明中散热器的传热率和压降根据翅片的高度进行变化的曲线图。

图7是示出在本发明中散热器的传热率和压降根据管的外部宽度进行变化的曲线图。

图8是示出在本发明中散热器的传热率和压降根据管的材料厚度进行变化的曲线图。

[主要元件的详细说明]

10：封头

20：换热管

30：翅片

40、50：罐

60：芯部

70：支架

具体实施方式

在以下实例和比较例中说明了本发明的实用和当前优选的实施例。

然而，应该意识到本领域的技术人员在考虑本公开内容后，可在本发明的实质和范围内进行修改和改进。

就散热器来说，尽管因空气侧导热引起的传热率占因传热引起的传热率的最大部分，然而根据散热器组件的结构改变的散热特性的变化并不是特别大。另一方面，尽管因高温侧的换热管中的导热引起的传热率在整个传热率中所占比率较低，但是根据散热器组件的结构改变的散热特性的变化比较敏感，其变化也相对较大。因此，可以确定散热器元件及其散热性能。

特别地，由于构成散热器的多根管通常制成具有扁平形状的管道，所以可以将流入管中的冷却剂的流动分类成不开放的管流。尽管流入管道中的这种流动受到管道壁面的照度或者入口流的流动变化等因素的很大影响，但是主要因素是雷诺数。在圆管中，如果雷诺数达到2,300左右，则流动通常开始形成“团”或者“块”，并接近湍流区域。发明人经过多次实验已经发现，在如根据本发明的散热器中所使用的换热管的、具有一侧的宽度相对非常宽的扁平截面的管道中，从层流向湍流的流动转变发生在雷诺数约2,100附近。而且，如果管道中的流动超过雷诺数2,100，至完全发展的湍流的流动条件，则流动的动量和能量传递被加速。特别地，显著地增加了传导传热系数，因而提高了热交换器的散热性能。

同时，在如热交换器的路径相对较长的管内流动时，由于流动路径所造成的压力损失，导致水泵中的功率消耗增大，从而使车辆的燃料效率降低。因而，应该考虑压力损失条件以及管中的湍流条件。上述压力损失可以分成由热交换器和管的元件造成的影响和由流动的性质造成的影响。然而，对于如本发明的横流型散热器的具有固定横截面面积的直管，由于在管中的冷却剂的流动变为湍流时管的壁面上的表面剪切应力增大，所以表面剪切应力影响压力损失的变化，而不是由热交换器和管的元件影响。因此，可以在换热管的表面上增加凹痕等结构来加速冷却剂流动的湍流。在此情况下，因为冷却剂侧阻力由于凹痕的存在而变大，所以会抵消湍流带来的好处。因此，芯子宽度范围为12至15毫米的薄型散热器可能会没有优势。

因此，在用于提高空调系统效率的热交换器的设计中，不仅需要考虑热交换器本身的散热特性，而且要考虑因冷却剂侧阻力使水泵中的功耗增加和车辆燃料效率的降低所造成的能量损失。

在本发明中，同时考虑了流入换热管的冷却剂流动的湍流条件和压力损失的影响，以便提高热交换器本身的散热特性，使得可提供用于更有效的冷却系统的热交换器的设计部件。

而且，本发明的散热器既可应用于如图2(a)和(b)中所示的换热管沿垂直方向布置的下流型，又可应用于如图3(a)和(b)中所示的换热管沿水平方向布置的横流型。特别地，本发明的散热器可以在其中管中的流速相对较快的横流型热交换器中表现较高性能。

接下来将详细描述本发明的散热器。

图4是示出根据本发明和现有技术的散热器的散热和压降特性的曲线图。现有技术A和B分别表示两种现有散热器的散热特性和压降特性。在图4中的散热器的试验条件中，流入芯部的冷却剂中的防冻液与水的组分比为1∶1，冷却剂的温度为100℃，流入空气的温度为40℃，且同一芯子的前面积(front area)为636×485。而且，根据本发明的散热器被设置成使得芯子宽度Td在12至15毫米的范围内，且其高度在300至600毫米的范围内。因此，芯的宽度Td被限制在12至15毫米的范围内的原因在于可使散热器的组件包最小化，并可降低空气侧压降。而且，将翅片的厚度设置在0.05至0.06毫米的范围内，使得可防止增加散热器的整体重量，并可使传热率得以最大化。

根据本发明的散热器的优点在于将具有从60至80升/分钟的冷却剂流量的驾驶区域设置为包括爬山模式在内的临界条件和实际驾驶条件下的主要间隔，使得可以提高包括该驾驶区域在内的区域内的散热性能，并可降低压降量。

首先，可以看出压降特性是令人满意的，但是在现有散热器A的情况下，从曲线图的拐点存在于60升/分钟的冷却剂流量附近的点开始转变。也就是说，可以看出由于从层流到湍流的转变发生在冷却剂流量从60至80升/分钟的区域即本发明关注的区域内，所以形成没有完全发展的湍流区域。因而，由于这种转变区域形成在60升/分钟的冷却剂流量附近，所以现有散热器A的散热性能比本发明的更低。因此，在上述条件下现有散热器A的散热特性降低的原因在于，尽管管的宽度比本发明的更大使得冷却剂流动量更大，但是却在湍流的转变上产生延迟。也就是说，由于更大量的冷却剂流动，所以在除了60至80升/分钟之外的间隔中传热率与本发明的相同或更大，但是由于转变区域存在于60至80升/分钟的范围内，所以传热率与本发明相比较低。本发明可以保持比常规散热器更窄的宽度，并且在作为临界驾驶区域的60至80升/分钟的范围内可表现比常规厚型散热器相对更高的性能。

同时，可以看出在另一种现有散热器B的情况下，由于转变发生在冷却剂流量为60升/分钟的区域之前并且完全发展的湍流区域形成在冷却剂流量从60至80升/分钟的区域内，所以绝对值减小，而相对散热特性总体上令人满意。然而，在压降特性中，可以看出与任何其它散热器相比，现有散热器B在整个流量区域内具有相对高得多的压力损失。而且，在现有散热器B中散热特性相对令人满意并且压降量相对较高的原因在于，在将散热器安装到实车中时，可能未考虑冷却剂侧压降对车辆燃料消耗的影响。然而，主要原因在于由于管的内部流通被设置为小于本发明的散热器，所以产生过度压降。

相反地，在根据本发明的散热器中，完全发展的湍流区域形成在冷却剂流量从60至80升/分钟的区域内，并且压降特性也具有令人满意的分布。特别地，重要的是本发明的散热器被设计为使得转变发生在冷却剂流量为40升/分钟或更低的区域内。因此，本发明的散热器被配置成使得完全发展的湍流区域形成在冷却剂流量从60至80升/分钟的区域内，而该区域是临界驾驶条件的重要区域，且上述区域内的压降量保持在150毫米汞柱或更低。

图5是示出散热器中的管和翅片的连接特征的放大透视图。b为管的内部宽度，而Td为与芯部宽度相对应的管的外部高度。

图6是示出在本发明中高度Th分别为1.60毫米、1.80毫米和2.10毫米的情况下，散热器的传热率和压降根据翅片的高度Fh进行变化的曲线图。这里，Q为散热器的传热率，即Q₀是用于冷却发动机的散热器的最小所需传热率。即在图6中，左侧垂直轴为表示最小所需传热率的Q/Q₀值，而右侧垂直轴表示冷却剂侧的压降量。此时，曲线图中的实线表示传热率比值，而虚线表示冷却剂侧的压降量。本发明中的翅片高度Fh可被设置为具有图6的曲线图中的优选范围。

在前面提出的试验条件下，在以爬山模式驾驶车辆时翅片高度Fh在5.3至5.8毫米的范围以外的情况下，由于冷却剂的流动可能会移动至层流或过渡区域，所以难以获得可满足最佳驾驶条件的适当传热率。而且，在将翅片的厚度设置得过薄时，翅片可能会发生弯曲。

此外，在翅片高度Fh低于5.3毫米时会引起堆叠的翅片和管的数量变得过大的问题，使得散热器的重量显著增加且翅片和管会阻碍空气的流动，而且更糟的是，在实车的行驶条件下，翅片的高密度会引起杂质严重堆积，使得通过散热器的空气不能平稳流动。因此，参照图6中所需的条件和特性，在使传热率保持为足够高的值并且管中的压力损失不会急剧增加的范围内，将翅片高度Fh设定为5.3毫米≤Fh≤5.8毫米，作为优选区域。

图7是示出在本发明中当翅片高度Fh分别为5.3毫米、5.5毫米和5.8毫米时，散热器的传热率和压力损失根据管的高度Th进行变化的曲线图。本发明的散热器的管的高度Th可以设定为具有图7的曲线图中的优选范围。也就是说，在管的高度Th超过2.10毫米时，存在管中的冷却剂流动难以变成湍流使得传热率降低到最小所需传热率以下的问题，而且应该增加形成如管中的凹痕等用来加速湍流的装置的附加处理，以满足所需的传热率。

相反地，在管的高度Th低于1.60毫米时，管中的冷却剂侧的压降量急剧增加，使得需要过量的动力来循环冷却剂。因此，参照图7中所需的条件和特性，将管的高度Th优选地设定为1.60毫米≤Th≤2.10毫米，且更优选地设定为1.70毫米≤Th≤1.90毫米，作为使传热率保持为足够高的值并且管中的压力损失不会急剧增加的范围。

图8是示出在本发明中散热器的传热率和压降根据管的厚度Tth进行变化的曲线图。本发明的散热器中的管的厚度Tth被设定为具有图8的曲线图中的优选范围。也就是说，存在这样的问题，随着管的厚度Tth变厚，散热器的重量增加并且冷却剂侧的压降量急剧增大，使得需要过量的动力来循环冷却剂。另一方面，存在这样的问题，在管的厚度Tth低于0.15毫米时，材料变得太薄，使得在制造过程中当注入冷却剂时管子可能严重变形，并且管可能破裂或者由于压阻的问题导致芯子的叠置的翅片可能被压碎。因此，参照图8中所需的条件和特性，将管的厚度Tth优选地设定为0.15毫米≤Tth≤0.24毫米，作为使传热率保持为足够高的值并且管中的压降不会急剧增加的范围。

在本发明中提出了优选的管和翅片的设计条件，其中可同时满足散热特性和压降量的要求，并且可促进散热器的轻量化。

工业适用性

如上所述，根据本发明，本发明的散热器是一种减小热交换器的重量、提高散热性能并减小压降量的薄型散热器，并具有车辆的轻量化、燃料效率增大和车辆布局设置改善等优点。

具体地，根据本发明的散热器具有的优点在于，在包括爬山模式在内的车辆的临界驾驶条件的、冷却剂流量从60至80升/分钟的驾驶区域内，可提高散热性能并可减小压降量。

而且，本发明具有的优点在于，提出了散热器的散热特性和压降量可互补的最佳设计范围。

此外，还具有这样的优点，即将芯子的厚度关于冷却系统设置得较薄，使得冷却风扇的间隔可以更加分离，从而提高空气侧效率。

本领域的技术人员将会理解，在前述说明中所公开的概念和具体实施例可容易地用作修改或设计其它实施例，以实现本发明的相同目的的基础。本领域的技术人员还将理解，这些等效实施例没有脱离由所附权利要求所确定的本发明的实质和范围。

Claims (10)

1.一种车用热交换器，用于进行被发动机加热的冷却剂与流入车辆前部的空气之间的热交换以冷却发动机，所述热交换器包括：

一对罐，用于供应从发动机经过根据冷却剂的温度调节冷却剂的恒温器和水泵所提供的冷却剂，并将冷却后的冷却剂排出到发动机侧；和

芯部，包括在一侧与罐的一侧连接且被提供冷却剂的封头，在结构上紧固以在其一端部与所述封头连通、并且平行于驱动风的方向布置的换热管，在另一侧与罐的另一侧连接、且在结构上紧固到换热管的另一端部上与之连通以便将冷却剂排入到发动机中的封头，以及固定焊接在换热管之间的翅片；

其中热交换器芯的宽度Td在12至15毫米的范围内，芯部的最外部管之间的距离在300至600毫米的范围内，当防冻液与水的组分比为1∶1且流量在60至80升/分钟的范围内时，流经芯部的冷却剂的流动为完全发展的湍流区域，并且由层流向湍流的转变发生在40升/分钟或更低的流量下。

2.如权利要求1所述的热交换器，其中当冷却剂的流量在60至80升/分钟的范围内且其温度为100℃时，冷却剂的流动具有2,100或更大的雷诺数，从层流向湍流的转变发生在40升/分钟或更低的流量下。

3.如权利要求1所述的热交换器，其中当冷却剂的流量在60至80升/分钟的范围内且其温度为100℃时，热交换器的出口侧的冷却剂的压降量为150毫米汞柱。

4.如权利要求1所述的热交换器，其中管的外部宽度Th在1.60至2.10毫米的范围内。

5.如权利要求4所述的热交换器，其中管的外部宽度Th在1.70至1.90毫米的范围内。

6.如权利要求1所述的热交换器，其中管的材料厚度Tth在0.15至0.24毫米的范围内。

7.如权利要求1所述的热交换器，其中翅片的高度Fh在5.3至5.8毫米的范围内。

8.如权利要求1所述的热交换器，其中翅片的厚度在0.05至0.06毫米的范围内。

9.如权利要求1所述的热交换器，其中换热管是其内表面上没有凹痕的扁平型。

10.如权利要求1所述的热交换器，其中热交换器是横流型。

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