CN1165722C - 制冷剂蒸发器 - Google Patents

制冷剂蒸发器 Download PDF

Info

Publication number
CN1165722C
CN1165722C CNB001180169A CN00118016A CN1165722C CN 1165722 C CN1165722 C CN 1165722C CN B001180169 A CNB001180169 A CN B001180169A CN 00118016 A CN00118016 A CN 00118016A CN 1165722 C CN1165722 C CN 1165722C
Authority
CN
China
Prior art keywords
pipeline
evaporimeter
fin
height
thickness
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
CNB001180169A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1276507A (zh
Inventor
牧原正径
也
畔柳功
一
长泽聪也
鸟越荣一
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Publication of CN1276507A publication Critical patent/CN1276507A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1165722C publication Critical patent/CN1165722C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
    • F28F3/02—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations
    • F28F3/025—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being corrugated, plate-like elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F28D1/0535—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight the conduits having a non-circular cross-section
    • F28D1/05366—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
    • F28D1/05391—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators with multiple rows of conduits or with multi-channel conduits combined with a particular flow pattern, e.g. multi-row multi-stage radiators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular
    • F28F1/022—Tubular elements of cross-section which is non-circular with multiple channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F19/00—Preventing the formation of deposits or corrosion, e.g. by using filters or scrapers
    • F28F19/004—Preventing the formation of deposits or corrosion, e.g. by using filters or scrapers by using protective electric currents, voltages, cathodes, anodes, electric short-circuits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
    • F28D2021/0071—Evaporators

Abstract

在制冷剂蒸发器中，有多条由铝材制成的管道设置在垂直于气流方向的叠层方向上，有多个由铝材制成的波纹散热片设置在相邻的管道之间。在蒸发器中，当管道的管道板厚度TT在0.10mm-0.35mm的范围内并且每一管道的管道高度TH在叠层方向上在1.5mm-3.0mm的范围内时，制冷剂通道中的制冷剂压力损失可以很小，并且空气传热面积变大。

Description

制冷剂蒸发器
技术领域
本发明涉及一种用于蒸发制冷剂循环路径中的制冷剂的制冷剂蒸发器，它适应于汽车空调。
背景技术
在传统的制冷剂蒸发器中，多个其中带有制冷剂通道的铝管层叠设置，并且有多个铝制波纹散热片设置在相邻的管道之间以提高气体的传热面积。为了减轻蒸发器的重量，管道板厚度减薄至0.4mm。但是，减薄的管道板厚度和蒸发器的传热性能之间的关系并没有充分加以描述。
发明内容
考虑到上述问题，本发明的一个目的是提供一种制冷剂蒸发器，它具有足够薄的管道板厚度，其中已经发现了用于获得最大传热性能的条件，使得蒸发器的传热性能提高了。
本发明的另一个目的是提供一种制冷剂蒸发器，其中传热性能改进而管道的抗压强度增加了。
根据本发明的第一方案，一种用于在制冷剂和空气之间进行热交换的蒸发器，包括：
多条管道，制冷剂穿过其流动，这些管道由铝材制成并在垂直于气流方向的叠层方向上相互平行设置；
多个波纹散热片，它们由铝材制成，每个散热片都设置在相邻的管道之间以增加穿过管道之间的气体的传热面积，
其特征在于，每个波纹散热片的散热片高度FH均处于叠层方向上，散热片高度FH在4.0mm-7.5mm的范围内。
一种用于在制冷剂和空气之间进行热交换的蒸发器，包括：
多条管道，制冷剂穿过其流动，这些管道由铝材制成并在垂直于气流方向的叠层方向上相互平行设置；以及
多个波纹散热片，它们由铝材制成，每个散热片都设置在相邻的管道之间以增加穿过管道之间的气体的传热面积，其特征在于：
每一管道都具有：一个成型为平板截面的外壁部分，用于在其内形成一个内部空间；和多个用于将内部空间分隔成多条制冷剂通道的支撑件；
外壁部分的板厚度在0.15mm-0.35mm的范围内；
每一管道的管道高度TH均处于叠层方向上，管道高度TH在1.5mm-3.0mm的范围内；
每一支撑件的板厚度ST等于或大于0.05mm；以及
相邻支撑件之间的距离L在0.8mm-1.6mm的范围内。
这样，通过在上述范围内分别设置管道板厚度TT和管道高度TH，管道的制冷剂通道中的制冷剂压力损失可以很小，并且气体侧的传热面积变大。结果是，蒸发器的传热性能提高了。
在蒸发器中，每个波纹散热片的散热片高度FH处于叠层方向上，并且散热片高度FH在4.0mm-7.5mm的范围内。因此，在蒸发器中，波纹散热片的散热效果得以提高，并且由于凝结水受限制的原因，传热率降低了。结果是，蒸发器的传热率提高了。
在下述制冷剂蒸发器中，即其中每一管道都制成具有一个外壁部分和多个支撑件的形式，所述外壁部分制成平板横截面形式，用于在其内限定一个内部空间，所述支撑件用于将外壁部分的内部空间分隔成多个制冷剂通道，外壁部分的壁厚在0.15mm-0.35mm的范围内，每一管道的管道高度TH在叠层方向上处于1.5mm-3.0mm的范围，每个支撑件的板厚ST等于或大于0.05mm，并且相邻支撑件之间的距离L在0.8mm-1.6mm的范围内。通过将相邻支撑件之间的距离L设置为等于或大于0.8mm的值同时将管道板厚度TT和管道高度TH分别设置在上述范围内，管道的制冷剂通道内的制冷剂压力损失变小，气体的传热面积变大，并且传热性能提高。另外，在蒸发器中，通过将支撑件的板厚ST设置为等于或大于0.05mm的值并将相邻支撑件之间的距离L设置为等于或小于1.6mm的值，管道抗压强度增大了，并且传热率也提高了。
附图的简要说明
下面将结合附图对优选实施例进行详细描述，本发明的其他目的和优点将从中得以更清楚地体现，其中：
图1是表示了根据本发明第一优选实施例所述的制冷剂蒸发器的立体示意图；
图1是表示了根据本发明第一优选实施例所述的制冷剂蒸发器的立体示意图；
图2是根据第一实施例所述的管道和波纹散热片放大立体图；
图3是表示了根据第一实施例所述的芯厚度D、散热片高度FH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图4是表示了根据第一实施例所述的散热片节距FP、散热片高度FH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图5是表示了根据第一实施例所述的管道高度TH、散热片高度FH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图6是表示了根据第一实施例所述的管道板厚度TT、散热片高度FH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图7是表示了根据第一实施例所述的散热片高度FH、管道板厚度TT和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图8是表示了根据第一实施例所述的散热片高度FH、管道高度TH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图9是表示了根据第一实施例所述的管道板厚度TT、管道高度TH和传热量Q之间的关系的特征曲线图；
图10是表示了根据第一实施例所述的采用不同材料进行管道腐蚀检测的所得结果的图表；
图11是表示了根据本发明第二优选实施例所述的制冷剂蒸发器的主要部分的立体图；
图12是表示了根据第二实施例所述的管道板厚度TT、相邻管道支撑件之间的距离L和管道压强σ之间的关系的特征曲线图；
图13是表示了根据第二实施例所述的管道支撑件厚度ST和管道压强σ之间的关系的特征曲线图；以及
图14是表示了根据第二实施例所述的管道板厚度TT、距离L和传热量Q之间的关系的特征曲线图。
具体实施方式
下面参照附图对本发明的优选实施例进行描述。
本发明的第一优选实施例将参照图1-10进行描述。在第一实施例中，本发明通常用于汽车空调的制冷剂循环路径中的制冷剂蒸发器1中。蒸发器1设置在汽车空调(未表示)的单元壳体内，以在上-下方向上对应于图1中的装置。当气体在图1所示的气体流动方向A上从鼓风机(未表示)吹来并穿过蒸发器1时，吹拂气体和穿过蒸发器1流动的制冷剂之间发生了热交换。
蒸发器1具有多条管道2-5，通过它们制冷剂在管道2-5的纵向上流动。管道2-5在宽度方向上相互平行地设置，所述宽度方向既垂直于气体流动方向A又垂直于管道2-5的纵向。另外，管道2-5在气体流动方向A上设置成相互邻近的两列。即管道2、3设置在下游气体侧，而管道4、5设置在管道2、3的上游气体侧。每条管道2-5都是一个形成制冷剂通道的具有平板截面的平板形管道。管道2、3形成了进口侧热交换部分X的制冷剂通道，而管道4、5形成了出口侧热交换部分Y的制冷剂通道。
在图1中，管道2设置在进口侧热交换部分X的左侧，管道3设置在进口侧热交换部分X的右侧。同样，管道4设置在出口侧热交换部分Y的左侧，管道5设置在出口侧热交换部分Y的右侧。
蒸发器1具有一个用于引入制冷剂的进口6和一个用于排出制冷剂的出口7。由制冷剂循环路径中的热膨胀阀(未表示)减压的低温低压气液两相制冷剂通过进口6被引入蒸发器1。出口7与制冷剂循环路径中的压缩机(未表示)的进口管相连，使得在蒸发器1中蒸发的气态制冷剂通过出口7返回到压缩机中。在第一实施例中，进口6和出口7设置在蒸发器1的上部左端面上。
蒸发器1具有一个设置在上部左进口侧的上部左进口侧箱体部分8、一个设置在下部进口侧的下部进口侧箱体部分9、一个设置在上部右进口侧的上部右进口侧箱体部分10、一个设置在蒸发器1的上部右出口侧的上部右出口侧箱体部分11、一个设置下部出口侧的下部出口侧箱体部分12、一个设置在上部左出口侧的上部左出口侧箱体部分13。进口6与上部左进口侧箱体部分8相通，出口7与上部左出口侧箱体部分13相通。制冷剂从箱体部分8-13分流到每一管道2-5中并从每一管道2-5汇集到箱体部分8-13中。箱体部分8-13还在气体流动方向A上设置成相互邻近的两列，以对应于管道2-5的布置方式。即进口侧箱体部分8-10设置在出口侧箱体部分11-13的下游气体侧。
上部进口侧箱体部分8、10由其间的一块隔板14限定，上部出口侧箱体部分11、13由其间的一块隔板15限定。下部进口侧箱体部分9和下部出口侧箱体部分12并不隔离，而是在宽度方向上沿蒸发器1的整个宽度延伸。
在蒸发器1的进口侧热交换部分X中，管道2的每一上端都与上部左进口侧箱体部分8相通，而管道2的每一下端都与下部进口侧箱体部分9相通。同样，管道3的每一上端都与上部右进口侧箱体部分10相通，而管道3的每一下端都与下部进口侧箱体部分9相通。在蒸发器1的出口侧热交换部分Y中，管道4的每一上端都与上部左出口侧箱体部分13相通，而管道4的每一下端都与下部出口侧箱体部分12相通。同样，管道5的每一上端都与上部右出口侧箱体部分11相通，而管道5的每一下端都与下部出口侧箱体部分12相通。
在上部左进口侧箱体部分8和上部左出口侧箱体部分13之间、上部右进口侧箱体部分10和上部右出口侧箱体部分11之间制有隔壁16。即隔壁16在宽度方向上沿蒸发器1的整个宽度延伸。在下部进口侧箱体部分9和下部出口侧箱体部分12之间也制有隔壁17，它在宽度方向上沿蒸发器1的整个宽度延伸。隔壁16、17与箱体部分8-13制成一体。
在本发明的第一实施例中，将图1中的箱体部分10、11隔离的隔壁16的右侧部分具有多个通孔18，通过这些孔18，箱体部分10、11相互连通。在第一实施例中，通孔18制成分别对应于管道3、5的形式，使得制冷剂能平均地分配给管道3、5。即通孔18的数量与每一个管道3、5的数量相同。
通孔18可通过冲压或类似方法同时制在隔壁16上，所述隔壁16由金属薄板(例如铝薄板)制成。在第一实施例中，每个通孔18都制成矩形。通孔18的开口面积以及通孔18的设置位置都经过确定，使流进管道3、5的制冷剂能够最适当地得以分配。
在相邻管道2-5之间设置了多个波浪形波纹散热片19，它们成一整体与管道2-5的平外表面相连。另外，在每个管道2-5的内侧设置了多个波浪形内部散热片20。内部散热片20的每个波峰都与管道2-5的每一内表面相结合。由于有内部散热片20，管道2-5加强了，制冷剂的传热面积也增加了，从而改善了蒸发器1的制冷效果。管道2-5、波纹散热片19和内部散热片20用铜锌焊接成一体，构成了蒸发器1的热交换部分X、Y。在第一实施例中，通过利用铜锌焊接而将每一部件连接成一个整体，组成了蒸发器1。
通过将铝薄板在中央弯曲以限定一个具有平截面形状的制冷剂通道而形成了每个管道2-5。管道2-5的每个内部制冷剂通道都通过管道2-5内侧的内部散热片20分隔成多个小通道。管道2-5的内表面和内部散热片20的每一波峰部分都结合起来，使在管道2-5的纵向上延伸的多个小通道在管道2-5的每一内部制冷剂通道内都隔开。
制成管道2-5的铝薄板可以是铝板，即，例如是在其一侧面上施加了牺牲腐蚀材料(例如Al-1.5wt％Zn)的铝芯板(例如A3000)。在这种情况下，铝板经过处理，使施加了牺牲腐蚀材料的表面设置在管道2-5的外侧。由于管道2-5被内散热片20加强并由高抗腐蚀材料制成，所以用于制成管道2-5的铝薄板的厚度TT(管道板厚度TT)能够大大减小。内部散热片20也由铝板制成(例如A3000)。
管道2-5的管道薄板内表面和内部散热片20之间的连接可以在蒸发器1整体焊接时同时进行。即，当管道2-5的管道薄板是在其一侧包覆有黄铜材料并设置在管道2-5内侧的一侧包覆铝板时，黄铜材料不必施加给管道薄板。作为替换形式，每个内部散热片20可以由一种在其两侧表面上包覆有黄铜材料的两侧包覆铝板制成。
在第一实施例中，通过将管道2-5的端部插入箱体部分8-13的每一平表面上的管道插入孔中，管道纵向上的管道2-5的每一端部都与箱体部分8-13相连。当箱体部分8-13由其两侧表面包覆有黄铜材料的两侧包覆铝板制成时，很容易在蒸发器1的焊接步骤中进行管道2-5和箱体部分8-13的连接。
下面将描述根据本发明第一实施例所述的蒸发器的工作方式。如图1所示，首先，由制冷剂循环路径中的膨胀阀(未表示)减压的低温低压气液两相制冷剂从进口6被引入上部左进口侧箱体部分8中，并分配到管道2内以如箭头“a”所示向下流经管道2。接着，如箭头“b”所示，制冷剂通过下部进口侧箱体部分9向右流动，并分配到管道3以如箭头“c”所示向上流经管道3。制冷剂流进上部右进口侧箱体部分10，并如箭头“d”所示，穿过通孔18流进上部右出口侧箱体部分11。这样，制冷剂通过通孔18从蒸发器1的下游气体侧运动到上游气体侧。此后，制冷剂从上部右出口侧箱体部分11分配到管道5，如箭头“e”所示向下流经管道5，并流进下部出口侧箱体部分12的右侧部分。
接着，如箭头“f”所示，制冷剂通过下部出口侧箱体部分12向左流动，并分配到管道4内，再如箭头“g”所示向上流经管道4。此后，制冷剂汇集到上部左出口侧箱体部分13中，如箭头“h”所示通过箱体部分13向左流动，并从出口7排出到蒸发器1的外侧。
另一方面，气体从气流方向A上吹拂蒸发器1并穿过管道2-5和蒸发器1的热交换部分X、Y的波纹散热片19之间的开口。此时，流经管道2-5的制冷剂从气体吸收热量并蒸发。结果是气体冷却了，并且吹入汽车的乘客舱以冷却乘客舱。
根据第一实施例，进口侧热交换部分X设置在出口侧热交换部分Y的下游气体侧，所述进口侧热交换部分X包括由图1中的箭头“a”-“c”所指示的一条曲折路线进口侧制冷剂通道，所述出口侧热交换部分Y包括由图1中的箭头“e”-“h”所指示的一条曲折路线出口侧制冷剂通道。因此，蒸发器1能够以出色的热传导性能有效地进行热交换。
在本发明的第一实施例中，在具有上述结构的蒸发器1中进行了相对于蒸发器1的传热量Q(W)的计算机模拟操作。即，在模拟操作中，蒸发器1的传热量Q(W)根据图1和图2所示的芯厚度D、管道高度TH、管道板厚度TT、散热片高度FH和散热片节距FP加以计算。如图2所示，管道高度TH是在每一管道2-5的折叠方向上的管道尺寸。另外，散热片高度FH是在管道折叠方向上的每一波纹散热片19的尺寸。
在第一实施例中，作为模拟条件，芯高度H设置为215mm(即H＝215mm)，芯宽度W设置为300mm(即W＝300mm)，散热片板厚FT设置为0.07mm(即FT＝0.07mm)，通道数量设置为4(即通道数量＝4)。在第一实施例中，一个通道表示一条制冷剂流通路径，其中从箱体部分分配到多条管道中的制冷剂在通过多条管道后汇集到箱体部分中。例如，在图1的蒸发器1中，制冷剂从箱体部分8通过管道2流进箱体部分9的流通路径是一条通道。因此，图1所示的蒸发器具有4条通道。
另外，流进蒸发器1芯部的气体的温度、湿度和气体量设置为定值，流进蒸发器1的进口6的制冷剂的温度和压力也设置为定值。在蒸发器1中，由于传热率与波纹散热片19上凝结水的粘附程度非常相关，所以传热量Q要相对于凝结水来计算。
下面将描述相对于蒸发器1的传热量Q的各种参数。
(1)散热片高度(FH)
图3-6指示了散热片高度FH和传热量W之间的关系。首先，在图3中，管道高度TH设置为1.7mm(即TH＝1.7mm)，管道板厚度TT设置为0.25mm(即TT＝0.25mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)。在这种条件下，如图3所示，芯厚度D设置为35-150mm范围内七个不同的值，并计算蒸发器1的传热量(W)。如图3所示，不管每个芯厚度D的尺寸如何，当散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)时，传热量Q变大。进一步讲，当散热片高度FH设置在4.5-6.5mm的范围内(即4.5mm≤FT≤6.5mm)时，传热量Q进一步变大。在图3中，当芯厚度D设置为等于或小于50mm的值时，在4.0-7.5mm范围内的散热片高度FH的适当选择效果会进一步提高。
在图4中，管道高度TH设置为1.7mm(即TH＝1.7mm)，管道板厚度TT设置为0.25mm(即TT＝0.25mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图4所示，散热片节距FP设置为2.0-3.5mm范围内四个不同的值，并计算蒸发器1的传热量Q(W)。如图4所示，不管每个散热片节距FP的尺寸如何，当散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)时，传热量Q变大。进一步讲，当散热片高度FH设置在4.5-6.5mm的范围内(即4.5mm≤FT≤6.5mm)时，传热量Q进一步变大。
在图5中，管道板厚度TT设置为0.25mm(即TT＝0.25mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图5所示，管道高度TH设置为1.3-4.0mm范围内七个不同的值，并计算蒸发器1的传热量(W)。如图5所示，当管道高度TH设置为大于1.5mm而散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)时，传热量Q变大。进一步讲，当散热片高度FH设置在4.5-6.5mm的范围内(即4.5mm≤FT≤6.5mm)时，传热量Q进一步变大。
在图6中，管道高度TH设置为1.7mm(即TH＝1.7mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图6所示，管道板厚度TT设置为0.10-0.40mm范围内四个不同的值，并计算蒸发器1的传热量(W)。如图6所示，不管每个管道厚度TT的尺寸如何，当散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)时，传热量Q变大。进一步讲，当散热片高度FH设置在4.5-6.5mm的范围内(即4.5mm≤FT≤6.5mm)时，传热量Q进一步变大。
在图3-6中，当散热片高度FH设置为4.0-7.5mm范围内的一个值(即4.0mm≤FT≤7.5mm)时，散热效果可以更好，同时防止了由于粘附在波纹散热片19上的凝结水而造成传热率降低的情况。结果是蒸发器1的传热量Q变大。另一方面，当FT＜4.0mm时，波纹散热片19上凝结水粘附的面积变大，因此传热率降低。另外，当FT＞7.5mm时，散热效果变差，传热率也降低。
(2)管道板厚度(TT)
图7表示了管道板厚度TT和传热量Q之间的关系。在图7中，管道高度TH设置为1.7mm(即TH＝1.7mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图7所示，散热片高度FH设置为4-10mm范围内五个不同的值，并计算的传热量Q(W)。如图7所示，当管道厚度TT的尺寸大于0.35mm时，传热量Q迅速减小。当管道厚度TT的尺寸大于0.35mm时，管道中制冷剂通道的横截面积相对减小，制冷剂通道内的制冷剂压力损失增大。因此，管道厚度TT设置为等于或小于0.35mm的一个值，以提高传热量Q。另一方面，管道板厚度TT的最小值是通过凝结水的腐蚀测验来设定的。当采用了带有牺牲腐蚀层的铝板时，管道板厚度TT的最小值可以设置为0.10mm。即在这种条件下，管道板厚度TT可以减小到0.1mm。
图10表示了由于凝结水而产生的腐蚀测验。在图10中，T-1指示了蒸发器管道用不带牺牲腐蚀层的铝材制成的情况，其中管道板厚度TT设置为6mm(即TT＝6mm)。在T-1检测中，当最小厚度为0.5mm的薄壁部分通过锻压成形时，对于800小时的检测时间，最大的腐蚀高度(即减小的厚度)变为0.5mm，并且在薄壁部分上制有一个通孔。
在图10中，T-2指示了蒸发器管道用带有厚度为20μm的牺牲腐蚀层的铝板制成的情况，并且包括牺牲腐蚀层的管道板厚度TT设置为0.10mm(即TT＝0.10mm)。另一方面，T-3指示了蒸发器管道用带有厚度为40μm的牺牲腐蚀层的铝板制成的情况，并且包括牺牲腐蚀层的管道板厚度TT设置为0.25mm(即TT＝0.25mm)。在T-2和T-3检测中，对于800小时的检测时间，最大的腐蚀高度为0.05mm。
如上所述，当散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)并且包括牺牲腐蚀层的管道板厚度TT设置在0.10-0.35mm(即0.10mm≤TT≤0.35mm)的范围时，传热量Q增大，同时管道的抗压强度和抗腐蚀性能提高。特别是，通过将TT设置在等于或小于0.30mm(即TT≤0.35mm)的值，传热量Q进一步增加。
(3)管道高度(TH)
图8和图9表示了管道高度TH和传热量Q之间的关系。首先，在图8中，管道板厚度TT设置为0.25mm(即TT＝0.25mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图8所示，散热片高度FH设置为4-10mm范围内五个不同的值，并计算蒸发器1的传热量Q(W)。如图8所示，在散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤FT≤7.5mm)的情况下，当管道高度TH设置在1.5-3.0mm的范围内(即1.5mm≤TH≤3.0mm)时，传热量Q变大。当管道高度TH设置在1.5-2.5mm的范围内(即1.5mm≤TH≤2.5mm)时，传热量Q进一步增加。
在图9中，散热片高度FH设置为6mm(即FH＝6mm)，散热片节距FP设置为3.0mm(即FP＝3.0mm)，芯厚度D设置为40mm(即D＝40mm)。在这种条件下，如图9所示，管道板厚度TT设置为0.1-0.4mm范围内七个不同的值，并计算蒸发器1的传热量Q(W)。如图9所示，在管道板厚度TT设置在0.10-0.35mm的范围内(即0.10mm≤TT≤0.35mm)的情况下，当管道高度TH设置在1.5-3.0mm的范围内(即1.5mm≤TH≤3.0mm)时，传热量Q变大。当管道高度TH设置在1.5-2.5mm的范围内(即1.5mm≤TH≤2.5mm)时，传热量Q进一步增加。
这里，当散热片FH设置在4.0-7.5mm的范围内，管道板厚度TT设置在0.10-0.35mm的范围内，管道高度TH设置在1.5-3.0mm的范围内，蒸发器1的传热量Q可以达到最大值。
在图8和图9中，当管道板厚度TT设置在0.10-0.35mm的范围内时，在空气侧的传热面积增大，并避免了制冷剂通道内的制冷剂压力损失增大。因此，在这种情况下，蒸发器1的传热量Q增加。但是，当管道高度TH设置为小于1.5mm时，管道内的制冷剂通道的横截面积减小，制冷剂通道内的制冷剂压力损失增大。另一方面，当管道高度TH设置为大于3.0mm时，气体侧的传热面积减小，因此，蒸发器1的传热量Q降低。
现在参照图11-14对本发明的第二优选实施例进行描述。
在上述第一实施例中，每一管道2-5都是通过在中央将铝薄板弯曲而限定一个具有平板截面形状的制冷剂通道而形成的，并且管道2-5的每一内部制冷剂通道都被管道2-5内的内部散热片20分隔成了多条小通道。但是，在第二实施例中，每个具有多条制冷剂通道32的平管道30都是通过挤压铝材而形成的。
如图11所示，多条制冷剂通道32制成在平板截面的主方向上成一直线的形式。因此，多条制冷剂通道32在管道纵向上延伸并平行设置。多条制冷剂通道32被多个支撑件33隔离。与第一实施例相同，多条管道30通过波纹散热片叠置，每一散热片都设置在相邻的管道30之间。在第二实施例中，第一实施例描述的内部散热片20是不必要的。
下面，在采用平板管道30的制冷剂蒸发器中进行相对于管道30的强度和传热量Q(W)的计算机模拟操作。
首先描述管道30的强度。图12是表示了相邻支撑件33的距离L和管道30产生的最大管道压强σ之间的关系的图表。作为模拟条件，散热片高度FH设置为1.7mm(即FH＝1.7mm)，每个支撑件33的支撑板厚度ST设置为0.2mm，当蒸发器实际应用于汽车时，管道30的最大负载压力(内压)设置为10kg/cm2。
在第二实施例中，当管道30通过挤压铝材(例如A1000)而形成时，例如熔融锌等的牺牲腐蚀材料被施加到管道30的外壁部分31的外表面上，使得管道30上带有高抗腐蚀的牺牲腐蚀层。在这种情况下，锌涂覆高度大约是0.12mm，并足以用于实际的腐蚀高度。在这种模拟中，当腐蚀程度(腐蚀最大高度)设置为0.12mm并当蒸发器用于预定的抵抗年限时，在使用后管道板厚度TT’设置在0.03-0.23mm范围内的四个值，该值是从0.15-0.35mm的最初管道板厚度TT减去腐蚀厚度0.12mm获得的值。
如图12所示，因为在挤压过程中施加给通道30的挤压强度大约是90Mpa，所以必须将相邻支撑件33之间的距离L设置为等于或小于1.6mm的值，以当最初的管道板厚度TT设置在0.15-0.35mm的范围内时，在预定的抵抗年限后仍保持管道30的抗压强度。
图13表示了支撑件33的支撑板厚度ST和管道30内产生的最大管道压强σ之间的关系。在图13中，作为模拟条件，散热片高度FH设置为1.7mm(即FH＝1.7mm)，管道板厚度TT设置为0.35mm(即TT＝0.35mm)，相邻支撑件33之间的距离L设置为1.2mm(即L＝1.2mm)，管道30的内压设置为27kg/cm2。所述内压是在JIS中确定的采用R134a方法的内部容器的破裂压力。如图13所示，为了获得最初的破裂压强，支撑件33的板厚度ST必须等于或大于0.05mm(即ST≥0.05mm)。
图14表示了相邻支撑件33的距离L和传热量Q(W)之间的关系。在图14中，作为模拟条件，芯高度H设置为215mm，芯宽度设置为300mm，散热片厚度FT设置为0.07mm，波数设置为4，管道高度TH设置为1.7mm，散热片节距FP设置为3.0mm，芯厚度D设置为40mm，支撑板厚度ST设置为0.2mm，管道板厚度TT设置为0.15-0.35mm范围内的不同值。
另外，流进蒸发器芯部的气体的温度、湿度和气体量设置为定值，流进蒸发器的进口的制冷剂的温度和压力也设置为定值。在蒸发器中，由于传热率与波纹散热片上凝结水的粘附程度非常相关，所以传热量Q要相对于凝结水来计算。
如图14所示，当相邻支撑件之间的距离L小于0.8mm时，传热量Q迅速减少。在这种情况下，因为支撑件33的数量增加，所以制冷剂通道的横截面积减小了，而制冷剂通道中的制冷剂压力损失增大了。因此，为了提高蒸发器的传热性能，相邻支撑件33之间的距离L设置为等于或大于0.8mm(即L≥0.8mm)的一个值。
在具有管道30的蒸发器中，当相邻支撑件33之间的距离L设置在等于或大于0.8mm的一个值、管道板厚度TT设置在0.15-0.3mm范围内以及管道高度TH设置在1.5-3.0mm范围内时，制冷剂通道的压力损失可以更小并且气体侧的热交换面积可以更大。结果是提高了蒸发器的传热性能。另外，当支撑板厚度ST设置在等于或大于0.05mm(即ST≥0.05mm)的一个值、相邻支撑件33之间的距离L设置在等于或小于1.6mm(即L≤1.6mm)的一个值时，管道30的抗压强度提高了。这里，在采用管道30的蒸发器中，抗压强度和传热性能都提高了。
另外，通过将散热片高度FH设置在4.0-7.5mm的范围内(即4.0mm≤TH≤7.5mm)时，散热效果更好，同时因为限制了凝结水，使传热率降低。结果是蒸发器的传热量能进一步变大。
尽管参照附图并结合实施例对本发明进行了详细描述，但对本领域的技术人员来说，应该注意到可以很容易地作出多种改进和变形。
例如，在上述实施例中，管道2-5、30和箱体部分8-13在分别制成之后通过铜锌焊接方法相连。但是，本发明也可以用于通过将多个成对的板叠置而形成的制冷剂蒸发器，每对板都是通过将两块板相连形成管道的制冷剂通道和箱体部分而制成的。
另外，在上述第一实施例中，管道2-5在气体流动方向A上设置成两列，并且箱体部分8-13也在气体流动方向A上设置成两列以与管道2-5的布置方式相对应。但是，本发明也可以用于这种制冷剂蒸发器，即在其中管道设置成单列或设置成多于三列的多列。当管道设置成多于三列的多列时，蒸发器的上述尺寸的适当选择效果会变得很明显。另外，本发明也可以用于那种带有不同于上述4通道的多条通道的蒸发器。
应该理解到，这些改进和变形都落在由所附的权利要求限定的本
发明的范围之内。

Claims (7)

1.一种用于在制冷剂和空气之间进行热交换的蒸发器，包括：
多条管道，制冷剂穿过其流动，这些管道由铝材制成并在垂直于气流方向的叠层方向上相互平行设置；
多个波纹散热片，它们由铝材制成，每个散热片都设置在相邻的管道之间以增加穿过管道之间的气体的传热面积，
其特征在于，每个波纹散热片的散热片高度FH均处于叠层方向上，散热片高度FH在4.0mm-7.5mm的范围内。
2.如权利要求1所述的蒸发器，其特征在于，管道的管道板厚度TT在0.10mm-0.35mm的范围内。
3.如权利要求1所述的蒸发器，其特征在于，每一管道的管道高度TH均处于叠层方向上，管道高度TH在1.5mm-3.0mm的范围内。
4.如权利要求1-3任一项所述的蒸发器，其特征在于，管道在空气流动方向上设置成多列。
5.如权利要求4所述的蒸发器，其特征在于，
管道和波纹散热片形成了一个芯部；
芯部在空气流动方向上有一个厚度D；以及
芯部的厚度D等于或小于50mm。
6.如权利要求1-3任一项所述的蒸发器，还包括
设置在管道内的内部散热片，用于提高流经管道的制冷剂的传热面积。
7.如权利要求1-3任一项所述的蒸发器，其特征在于，每一管道都具有：一个成型为平板截面的外壁部分，用于在其内形成一个内部空间；和多个用于将内部空间分隔成多条制冷剂通道的支撑件；以及
每一管道都通过挤压形成。
CNB001180169A 1999-06-04 2000-06-05 制冷剂蒸发器 Expired - Lifetime CN1165722C (zh)

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP158424/1999 1999-06-04
JP15842499 1999-06-04
JP196346/1999 1999-07-09
JP19634699 1999-07-09
JP2000071059 2000-03-09
JP71059/2000 2000-03-09

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB2004100053382A Division CN1277090C (zh) 1999-06-04 2000-06-05 制冷剂蒸发器

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1276507A CN1276507A (zh) 2000-12-13
CN1165722C true CN1165722C (zh) 2004-09-08

Family

ID=27321346

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB2004100053382A Expired - Lifetime CN1277090C (zh) 1999-06-04 2000-06-05 制冷剂蒸发器
CNB001180169A Expired - Lifetime CN1165722C (zh) 1999-06-04 2000-06-05 制冷剂蒸发器

Family Applications Before (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB2004100053382A Expired - Lifetime CN1277090C (zh) 1999-06-04 2000-06-05 制冷剂蒸发器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US6339937B1 (zh)
EP (1) EP1058070A3 (zh)
KR (1) KR100333217B1 (zh)
CN (2) CN1277090C (zh)
BR (1) BR0002569A (zh)

Families Citing this family (27)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001165532A (ja) * 1999-12-09 2001-06-22 Denso Corp 冷媒凝縮器
JP2002048421A (ja) * 2000-08-01 2002-02-15 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置
KR100638490B1 (ko) * 2002-05-29 2006-10-25 한라공조주식회사 열교환기
JP4124136B2 (ja) * 2003-04-21 2008-07-23 株式会社デンソー 冷媒蒸発器
JP4679827B2 (ja) * 2003-06-23 2011-05-11 株式会社デンソー 熱交換器
US6907919B2 (en) * 2003-07-11 2005-06-21 Visteon Global Technologies, Inc. Heat exchanger louver fin
WO2005071329A1 (en) * 2004-01-20 2005-08-04 Norsk Hydro Asa Parallel flow evaporator
FR2867845B1 (fr) 2004-03-16 2007-04-20 Valeo Climatisation Tubes d'echangeur de chaleur favorisant le drainage des condensats
JP4193741B2 (ja) * 2004-03-30 2008-12-10 株式会社デンソー 冷媒蒸発器
US7080683B2 (en) * 2004-06-14 2006-07-25 Delphi Technologies, Inc. Flat tube evaporator with enhanced refrigerant flow passages
JP4281634B2 (ja) * 2004-06-28 2009-06-17 株式会社デンソー 冷媒蒸発器
AT501943A1 (de) * 2005-06-01 2006-12-15 Hydrogen Res Ag Heizkörper
US20070240865A1 (en) * 2006-04-13 2007-10-18 Zhang Chao A High performance louvered fin for heat exchanger
DE102006055837A1 (de) * 2006-11-10 2008-05-15 Visteon Global Technologies Inc., Van Buren Wärmeübertrager, insbesondere als Verdampfer von Fahrzeugklimaanlagen
US20080142190A1 (en) * 2006-12-18 2008-06-19 Halla Climate Control Corp. Heat exchanger for a vehicle
JP2008267686A (ja) * 2007-04-19 2008-11-06 Denso Corp 冷媒蒸発器
KR101260765B1 (ko) 2007-09-03 2013-05-06 한라비스테온공조 주식회사 증발기
FR2929388B1 (fr) * 2008-03-25 2015-04-17 Valeo Systemes Thermiques Echangeur de chaleur a puissance frigorifique elevee
JP5655676B2 (ja) * 2010-08-03 2015-01-21 株式会社デンソー 凝縮器
CN102554574A (zh) * 2012-01-18 2012-07-11 金沙 一种板壳式蒸发器板束元件的加工工艺
JP5796518B2 (ja) * 2012-03-06 2015-10-21 株式会社デンソー 冷媒蒸発器
CN102767873B (zh) * 2012-08-02 2015-01-21 广东芬尼克兹节能设备有限公司 健康舒适节能空调器及对空气的处理方法
WO2015004720A1 (ja) * 2013-07-08 2015-01-15 三菱電機株式会社 熱交換器、及び空気調和機
CN106716041B (zh) * 2014-09-19 2019-02-15 株式会社T.Rad 热交换器用波纹散热片
KR102342091B1 (ko) * 2015-01-20 2021-12-22 삼성전자주식회사 열교환기
KR101837046B1 (ko) * 2015-07-31 2018-04-19 엘지전자 주식회사 열교환기
KR102568753B1 (ko) 2015-12-31 2023-08-21 엘지전자 주식회사 열교환기

Family Cites Families (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3502619A1 (de) * 1985-01-26 1986-07-31 Süddeutsche Kühlerfabrik Julius Fr. Behr GmbH & Co KG, 7000 Stuttgart Waermetauscher, insbesondere kaeltemittel-verdampfer
JPS61252495A (ja) * 1985-05-01 1986-11-10 Showa Alum Corp 横式積層型熱交換器
EP0223995B1 (de) * 1985-10-25 1990-01-17 Elpag Ag Chur Wärmeaustauscher
US5458190A (en) * 1986-07-29 1995-10-17 Showa Aluminum Corporation Condenser
GB2197450A (en) * 1986-11-08 1988-05-18 Pentagon Radiator Heat exchangers
JP3405997B2 (ja) * 1991-10-23 2003-05-12 株式会社デンソー インナーフィンおよびその製造方法
US5190101A (en) * 1991-12-16 1993-03-02 Ford Motor Company Heat exchanger manifold
JP3459271B2 (ja) * 1992-01-17 2003-10-20 株式会社デンソー 自動車用空調装置のヒータコア
US5479985A (en) * 1992-03-24 1996-01-02 Nippondenso Co., Ltd. Heat exchanger
GB2268260A (en) * 1992-06-24 1994-01-05 Llanelli Radiators Ltd Heat exchange tubes formed from a unitary portion of sheet or strip material
EP0637481B1 (en) * 1993-08-03 2001-09-12 The Furukawa Electric Co., Ltd. Aluminum alloy brazing material and brazing sheet for heat-exchangers and method for fabricating aluminum alloy heat-exchangers
JP3355824B2 (ja) * 1994-11-04 2002-12-09 株式会社デンソー コルゲートフィン型熱交換器
US5992514A (en) * 1995-11-13 1999-11-30 Denso Corporation Heat exchanger having several exchanging portions
JPH10111091A (ja) 1996-10-08 1998-04-28 Zexel Corp 熱交換器
DE19719252C2 (de) * 1997-05-07 2002-10-31 Valeo Klimatech Gmbh & Co Kg Zweiflutiger und in Luftrichtung einreihiger hartverlöteter Flachrohrverdampfer für eine Kraftfahrzeugklimaanlage
US5941303A (en) * 1997-11-04 1999-08-24 Thermal Components Extruded manifold with multiple passages and cross-counterflow heat exchanger incorporating same
US6216776B1 (en) * 1998-02-16 2001-04-17 Denso Corporation Heat exchanger
JPH11287587A (ja) 1998-04-03 1999-10-19 Denso Corp 冷媒蒸発器
US6209202B1 (en) * 1999-08-02 2001-04-03 Visteon Global Technologies, Inc. Folded tube for a heat exchanger and method of making same

Also Published As

Publication number Publication date
CN1277090C (zh) 2006-09-27
CN1525120A (zh) 2004-09-01
EP1058070A2 (en) 2000-12-06
KR20010007153A (ko) 2001-01-26
US6339937B1 (en) 2002-01-22
CN1276507A (zh) 2000-12-13
EP1058070A3 (en) 2002-07-31
BR0002569A (pt) 2001-01-02
KR100333217B1 (ko) 2002-04-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1165722C (zh) 制冷剂蒸发器
JP3459271B2 (ja) 自動車用空調装置のヒータコア
US7882708B2 (en) Flat pipe-shaped heat exchanger
CN1180212C (zh) 蒸发器
EP2645041A2 (en) Heat exchanger tube and heat exchanger
AU2009301278B2 (en) Heat exchanger assembly and method for the operation thereof
CN101061365A (zh) 叠层式热交换器
CN1930439A (zh) 半成品接合板、接合板、制造接合板的方法以及热交换器
CN1945193A (zh) 换热器管
CN101069060A (zh) 换热器
CN1940455A (zh) 具有强化变形部的热交换器管
US20070051502A1 (en) Heat exchanger fin, heat exchanger, condensers, and evaporators
CN1598467A (zh) 热交换器
CN1149380C (zh) 热交换器
CN201803630U (zh) 热挤压平行流扁管
US9939209B2 (en) Gas cooler
WO2004102102A1 (en) Heat exchanger fin, heat exchanger, condensers, and evaporators
CN210861813U (zh) 换热器和具有其的空调器
CN101050930A (zh) 传热构件和具有该传热构件的热交换器
CN102455086A (zh) 换热器结构
JP2006336873A (ja) 熱交換器用チューブ及び熱交換器
CN102062502B (zh) 扁管换热器结构及其组装台
JP2001324290A (ja) 冷媒蒸発器
CN1781009A (zh) 蒸发器及其制造方法
JP2006329534A (ja) 熱交換器、空気調和機

Legal Events

Date Code Title Description
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C06 Publication
PB01 Publication
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CX01 Expiry of patent term
CX01 Expiry of patent term

Granted publication date: 20040908