CN1643326A - 热交换器和冷却系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种热交换器，特别是用于车辆冷却回路中的热交换器，它至少包括一个导热网，该导热网至少包括一个管道装置，所述冷却回路与其在此相连。按照本发明，该管道装置有一小于或者等于2.0毫米的特征液压直径。

Description

热交换器和冷却系统

技术领域

本发明涉及一种特别用于车辆的热交换器和冷却系统。虽然本发明的以下描述主要针对车辆的使用，但需要指出的是，本发明的热交换器和冷却系统也可在其它的冷却过程中使用。

背景技术

从传统技术层面上讲，热交换器和冷却系统主要用于将内燃发动机的热量释放到环境中去。一般情况下可选用添加如防冻剂的水做为冷却剂。在冷却剂冷却器的冷却循环中，通过流经冷却器表面的空气流将发动机产生的热量释放到环境中。

在此规定，冷却剂指的是冷却循环内的介质，而冷却介质则为冷却循环的(外部)介质。如在内燃发动机的冷却循环中，发动机的热量被循环中的冷却剂吸收。随后，冷却剂的热量会传导给流经冷却剂冷却器的冷却介质，其在传统的冷却循环中为冷却空气。

为了提高散热流量，冷却剂冷却器的表面设计得较大。冷却剂气流被分割到许多平行的冷却剂管道中，边上装有肋状散热片，可以做到能够有效的向环境中散热。

在实际情况中，一般车辆的生产商或者冷却系统的制造商会提供相应的技术条件，其中必须包含冷却系统的热交换器。所给出的热动力数据有在冷却剂给定工作温度和外部环境下的热功率，以及给定冷却剂流量工作状态下的最大压力损耗。

由于所使用冷却剂泵功率和尺寸的不同，压力损耗有所限制。

普通的做法是，冷却循环的单个部件根据车辆的所谓关键工作状态来设计，这种关键状态是指比如一定承载条件下的上坡过程，或者当外部温度较高时要在不超出允许温度条件下释放一定量热的过程等。

为了达到先前所述的标准，车辆中用于冷却剂循环热交换器的设计要做到在导热功率最大时，相比之下流动阻力微不足道。热交换器及热交换网中的冷却剂侧有最大的规定流量损耗，这一数值是不能被超过的。虽然冷却剂冷却器中的最大压力损耗较小，但从整个循环来看还是比较大的。

发明内容

本发明所要解决的问题是设计一种在同等热传导特性条件下可以降低冷却循环泵功率需求的热交换器。此外，本发明的另外一个显著特征还在于设计一种克服冷却剂循环过程中的流动阻力以达到总泵功率较小的冷却系统。

本发明的热交换器涉及权利要求1的内容。本发明的冷却系统涉及权利要求9的内容。所建议的改进请参见从属权利要求的内容。

本发明涉及的热交换器特别适合，同时也不局限于车辆中的使用。在热交换器的冷却剂入口和冷却剂出口之间至少要有一导热网。这个网至少包括一套管道装置或管道系统，可以让冷却剂在热交换器中从入口运送到出口，实现热量的传导。本发明热交换器的特征液压直径小于或者等于2.0毫米。

在此，液压直径D_hydr被定义为横截面积四倍除以内周长，如德国汽车工业协会热手册中标识多腔管道的方法。在该手册中，液压直径D_hydr表示的是所有平行穿流腔的液压直径。以下所指的横截面积是冷却剂流经的内横截面积，内周长则是指管道内部环绕流经通道系统的周长。

也就是说，对于理想圆形结构的管道，液压直径D_hydr等于管道直径；而对于正方形内孔的管道，液压直径D_hydr则为管道的内边长。

本发明涉及的热交换器有许多优点。目前技术上已明确了的车辆热交换器冷却剂循环所采用的液压直径D_hydr可达到2.8毫米或者更大。选择这种液压直径的目的是减少热交换器的流动损耗。

如果本发明的液压直径更小的话，在冷却介质流动速度不变的情况下，会产生较大的压力损耗，这在相等流量时会造成更大的热交换器压力损失。故专业领域也就没有考虑研究用于车辆冷却剂循环的较小液压直径的热交换器，因为这已超出车辆生产厂家制定的标准之外了。

出乎意料之外的是，采用小液压直径不仅会带来较高流动阻力而引起压力损耗，同时在外送相同热量前提下，会以较小总冷却剂流量需求的方式改善冷却介质内壁的热传导。

因此可以使用本发明涉及的热交换器来减少车辆冷却循环中的冷却剂流量。对于不可压缩的冷却介质，如冷却水，冷却剂流量的下降会直接导致冷却循环中冷却剂的流动速度成比例的下降。因为冷却循环中流动损耗与冷却剂的速度成平方关系，这样的话，当冷却剂流量下降约70％时，整个循环过程的流量将损耗一半，同时液压驱动功率UP乘容积流量将下降到约35％。

使用本发明的热交换器时，管道的小液压直径会导致流动阻力增大。冷却剂的流动速度可以在相同的传热效率下在冷却器外被降低，这样，外围冷却介质的流动速度将明显比传统热交换器的要低。

此处的外围应指所有被冷却剂流经的冷却循环中的部件和部件区域，当然除管道之外。

虽然用于克服流动阻力所需泵功率可能要比传统的热交换器大得多(如2个或者4个因子)，但总得来说可以通过热交换器的较高传热效率降低冷却所必需的冷却剂循环量；而通过减少外围的压力损耗可以减少所需的泵装置功率，由此，本发明可节省泵运作的总能耗(如1.5或者2个因子)

若本发明用于有电动泵的循环中，则初级节能效果更加明显，因为此时机械能到电能的转换损耗也较小。

本发明的另外一个优点是，当使用电动泵装置时能够达到用电能耗明显小，从而节约泵，电池，发电机等装置的费用。

对于接纳传导热量的冷却剂，可使用气体，特别建议使用空气。

需要指出的是，本发明或有益改进后的本发明也可以使用在加热循环或者是任意的冷却循环中。同样，本发明可以使用于平行的循环或者是多循环体系中。

对于本发明的进一步改进，建议至少要有一定数量的相同管道装置。也可以保留一定数量的某一类型的管道，再增加一定数量的另外类型的第二(或者第三)批管道。

本发明最好至少应考虑在一组管子截面形状中为管子选择一种截面形状，其包括所指截面形状的圆形、椭圆形、橄榄形、多角形、直角形、三角形、正方形和与上述截面形式近似的变形。

最好至少有一套在沿管道的横切面之上的横截面保持不变的管道系统。建议使用扁平的管道装置，让冷却介质的流经通道相对较窄，深度更大(冷却介质流向的横向)。

为了改善压力稳固性，可以考虑在流经通道里安装桥形片，它可以将一个扁平的流经通道分割成直角形、或正方形、或圆形、或圆周形的区域。这样的管道就包含了管段。以下的叙述总是针对管道尺寸的，即使它包含了某些管段。

在本发明的优选改进结构中可以在管道中配上湍流装置或者是散热片，以增加湍流和导热性。典型的液压直径不受湍流装置或者是散热片影响。

在本发明的优选改进结构中可以平行排列所有的管道，让冷却介质横向通过平行排列的各管道。在管道边上最好安装带腮结构的散热片，以提高管道外边的导热性。

在本发明的优选改进结构中，冷却介质流向的管道深度与管道高度之间的横截面之比应在1到100之间，最好是在7到50之间，特别是15到50之间，尤其是20到30之间。

也就是说，在冷却介质流向上的管道比垂直流向的延展要来得大。所列举的数据可以是指管道的外尺寸或者内尺寸。

在本发明的(各种先前描述的)优选改进结构中，应使用水为冷却剂的主要组成部分，可以添加防冻剂或者其它添加剂。同样也可以采用无水冷却剂，或者把水作为很小的组成部分。本发明也可用于加热装置。当然，本发明也可以用于如车辆的发动机油、减速器油或者燃料油的冷却或者加热。根据使用情况的不同，冷却剂可以选用油或者其它技术参数已经明确的冷却物作为其成分。

对于管道装置外边的冷却介质可使用气体，特别建议使用空气。

本发明涉及的冷却系统至少包括一个泵，一个热源装置(比如发动机)，一个热交换装置，其中热交换装置至少包括一套导热网体系。泵、热交换装置和热源装置要安装在完全封闭的冷却循环中，并且至少要被一种冷却剂流经。

热交换器导热网的压力损耗涉及整个冷却剂循环的压力损耗，由通过泵的前与后来核定，其数值至少达12％，最好超过15％。

本发明涉及的冷却系统有许多优点。

在处于工作状态时，导热网的压力损耗值最好位于整个冷却剂循环压力损耗的15％和90％之间；特别建议其位于20％和70％之间，至少达到30％。

在本发明的优选改进结构中，导热网应包括以下管道中的一种管道：液压直径小于2毫米，特别是液压直径在1到1.8毫米之间，以及波纹管，带湍流装置的管道及类似管道。安装在管道里的湍流芯管可以是(金属)螺纹线，或薄膜，或线束等。

在本发明的优选改进结构中，冷却剂的流向在热交换器中至少要偏转一次；也可以偏转两次、三次、四次、五次、六次或者更多次的方向。

在本发明的优选改进结构中，热交换装置的肋状散热片密度应在每分米管道长度中为50到120之间，而各个散热片的厚度可为0.01到0.5毫米之间，最好在0.05和0.2毫米之间。散热片密度越大，就会有越多的热可以传导出去。但是，当密度较大时，特别是散热片很密集时，会降低可供冷却介质—如冷却气流所使用的横截面。对于给定材料的散热片，其数量、厚度和长度有一个最优值。

一般情况下，冷却循环中的总流动阻力基本上是由连接软管、水箱、热交换器导热网和连接的恒温器及发动机箱中的流动阻力来确定的。

需要指出的是，整个冷却循环的导热网压力损耗份额通过该定义被确定。如果当另外一个系统中加入了额外的零件或者缺少零件，这里的数值同时要进行相应的转换和调整。

附图说明

本发明的其它优点和应用范围将根据实施例及附图说明如下。

图1为本发明冷却循环的一个示意图；

图2为根据本发明热交换器的一套传热网；

图3为本发明热交换器的第2实施例；

图4为本发明热交换器的第3实施例；

图5为在第1种管壁厚时确定最佳液压直径的图表；

图6为在第2种管壁厚时确定最佳液压直径的图表；

图7为在给定管壁厚时确定最佳散热片的密度的图表；

图8为流经不同管道散热片密度的冷却空气流量；

图9所示为各液压直径下冷却器中压力损耗占冷却循环总压力损耗的比例。

具体实施方式

图1所展示的是一个本发明涉及的冷却系统1的实施例。冷却系统1用于车辆中发动机5的冷却。从发动机处流出的被加热冷却剂通过恒温器7的导引，进入热交换器2的水箱4中。

如果当车辆发动后发动机仍未达到工作温度时，冷却剂可以通过旁通管8经过热交换器2后再通过泵6导入发动机5。

热交换器2有一导热网3。按照本发明的导热网3的不同结构形式分别如图2、3和4所示，只是各个部件的排列和尺寸有所不同。

图2所示导热网中的管道11为扁平管，其冷却介质流向的深度12，在图中的示例为32毫米。根据导热网的不同尺寸，扁平管11的深度可以为10，12，16，20，24，32，也可为40或48毫米，或是中间值。如果对热交换器有不同的要求，深度也可以是其它的数值。

图2中扁平管11的宽度13为1.3毫米，而管壁厚17则保持0.26毫米的数值。相应的内部尺寸为深度31.48毫米和宽度0.78毫米。

根据自由横截面23和内周长24(内横截面为直角形)可以得出液压直径D_hydr为4×内面积/内周长＝1.52毫米。当使用16毫米深度的管道代替32毫米时，在前述条件不变情况下，可得液压直径D_hydr＝1.48毫米。

如果深度扩大两倍到64毫米，液压直径D_hydr则达1.54毫米。也就是说，液压直径D_hydr的大小原则上受单个扁平管的内径净宽影响，而深度值增大一些或者减小一些对液压直径影响不大。

通过加大扁平管的深度，使得导热面积变大，一方面可以达到提高传热效率的目的，另一方面会减少冷却剂的流速，因为此时横截面积被增大了。在冷却剂流速不变的条件下，会有更多的流量被运送。

为了在保持相同冷却剂流量的前提下提高冷却效率，最好是通过减小管道11的内径净宽来减小液压直径。这样会引起管道内壁导热增大，从而显著提高总的热传导效率。

器传热效率相同条件下，冷却剂流量可以减少。这样，流经截面相同时冷却剂的流速会降低，流动损耗更小。

图2所示结构中，管道11的间距14达到9.3毫米。散热片15的散热片高度为8毫米。为了提高传热效率，散热片设计有腮结构16，可以做到总是形成新的边界层。

图2所示结构中，管道11的壁厚17为0.26毫米，当然这一厚度也可以更大或者更小，如0.35毫米。设计的趋势是要做到减少壁厚，以节省重量和材料，降低热传导阻力。但是最小的壁厚和系统内的压力有关。

图2所示结构中，散热片15是焊接在管道11上的，而在图3中它是机械固定。散热片15在图3中被插接在圆形管道21上，管道21经扩管，取得更大的外径。散热片15则被固定在管道21上。

对热传导结构来说，焊接更可靠。因此图3结构中热交换器使用圆管时，可以在散热片和管道之间进行焊接。

图3所示结构中，管道21的内径18等于液压直径D_hydr，而管道装置23的内径为18。壁厚25则如图4所示。

图4中所示的导热网使用了所谓的径流管21。管道21标明了深度12(冷却空气的流向)和最大的宽度13。液压直径则可仍旧根据内流面积23和内周长24得出：D_hydr＝4×内流面积23/内周长24。内周长24和内流面积23可以根据深度12、最大宽度13以及管道壁厚25和几何轮廓来确定。

管道21安排在侧面的间距14中。图3所示结构中，有相互间距为19的两排导热管道21。

管道排数可以更少，比如一排，或者更多，比如三、四或五排。各个管道可以在气流方向以直线或者以分别铺设的方式来排列。

图5所示为导热区压力损耗与冷却器循环液压功率的关系图表。导热区由导热网和基面组成，导热网则包括冷却剂管道及冷却散热片。

该图表涉及的是装有一1.7-L-柴油发动机的中等型号大小的车辆。

图中标注的基准点30说明的是本系列类型的热交换器，它在一定的工作状态下液压输送功率须为约270瓦，以能够向发动机5和冷却器7提供必需的冷却剂通过量。

所有标识的基准点都在冷却功率不变的条件下确定。导热网管道的壁厚在图5中为0.35毫米，图6中为0.26毫米。测量点33，34和35是从装备有不同导热网的热交换器系统中得出的结果。

基准点30给出的是目前的技术状态，所用管道的液压直径较大，约为2.5毫米，而测量点33处的液压直径则减少为1.94毫米。测量点34处的液压直径为1.56毫米，测量点35处则为1.3毫米。

从基准点30来看，热交换区的压力损耗随着液压直径的减少而显著增大。当液压直径为2.5毫米时，压力损耗达到约120毫巴，而当液压直径变为1.56毫米时，这个数字已经达到200毫巴，几乎增加了两倍。

另一方面，随着管道里的传热效率明显的增大而总冷却剂流量减少，冷却循环中其它部件的流速将减少，因此与在基准点处约270瓦相比，此时只需要约120瓦的液压功率了。

这可以通过安装本发明的热交换器来实现而无须变化冷却循环中的其它部件。其结果是出人意料的，因为通过提高导热区的压力损耗而降低了泵功率，并将初级能源的消耗减半。

若要在变更导热网时对外围做出调整，如减少发动机、恒温器、软管、水箱及类似装置中的流动阻力，可参见图5和图6中根据外围压力损耗37的百分比标识的曲线，它对应100％连续运行状态。

测量点38说明的是1.56毫米的液压直径和80％外围压力损耗与本系列热交换器的对比结果，此处冷却器必需的液压功率只约为100瓦。

测量点39说明的是外围其它部件压力损耗继续下降到40％时的情况，此处冷却器必需的液压功率只在60瓦和70瓦之间。

颇为有趣的是所记录的运行测量点40，它是根据外围压力损耗为零时达到的结果。它给出了导热区约为200毫巴的压力损耗。根据图表可知，克服导热区流动阻力所必需的液压功率不到30瓦。

从测量点34和40的液压功率差异中可以得出要克服外围流动阻力所必需的液压功率。当总功率约为120瓦，导热区流动损耗功率约为30瓦时，可以算出外围中点34处一个冷却循环的流动损耗功率约为90瓦。

在一个传统的冷却系统中，外围的损耗功率约为270瓦的总损耗减去25瓦的区域损耗等于约250瓦。

当随着液压直径从约2.5毫米减少到1.5毫米而使导热区的流动损耗功率显著上升时，导热网的总损耗功率会急剧下降，因为此时由于需要的冷却剂流量减少，整个系统的流动损耗降低。

为了传输冷却循环中的冷却剂，可以使用电动泵。

在一个冷却循环1中泵6的尺寸与关键的运行状态有关。此泵的设计必须要做到在这些关键的运行状态中也能保证可以对发动机进行可靠的冷却。

如果采用一个电动泵，就必须在现在需要的液压功率上使用比本发明涉及的冷却系统大一到两挡的泵。

高达400瓦或者甚至600瓦的高泵功率要求车辆要配备一个较大的发电机，同时视情况所使用的地电压从12伏过渡到24伏或者42伏。对此，电缆和连接开关的截面以及保险丝的强度必须要适应高的电流。

在冷却循环中使用电动泵可以让车辆的设计师在安排泵时，无须考虑发动机。这样可以做到设计自由，并降低发动机区域的体积和重量。这主要对汽车中变皱区的大小、外形和位置有影响。

使用电动泵所达到的功率与发动机转数无关，所以当发动机转数较小时也可以保证有可靠的制冷效果。

若在车辆中使用电动冷却装置，在使用本发明的导热网时，该装置可以采用较小的尺寸，同时无须使用机械泵。

本发明涉及的导热网也可以用于副循环，如加热或者是油循环。此种情况下，冷却剂泵以及相应副循环中的附加泵应具有小尺寸。

图5中描述的是0.35毫米管厚时冷却循环所需液压泵功率和导热区域压力损耗的关系，而图6则表现的是相类似的图表，只不过此时各个工作点的管厚为0.26毫米。

可以明显的看出，总循环中需要的泵压力与区域压力损耗以及导热网中所使用的管道液压直径之间，有着类似的走势。

如该图表中基准点30所示，使用液压直径为2.8毫米的传统管道时需要有高液压功率。

当液压直径在基准点30处从2.8毫米降低到测量点33处的2.27毫米时，所需的液压泵功率从约300瓦下降到约130瓦。若液压直径再进一步下降到1.52毫米的话，就会出现如基准点34处所示的工况。

必需的液压功率约为95瓦，在基准点30处下降为三分之一值。曲线48所展示的是不同外围压力损耗的最优条件，损耗范围位于40％和120％之间波动。

与图5中的图表一样，图6所示为在液压直径小于约2毫米时，冷却循环中所需的液压功率急剧下降，直到达到最优状态的情形，而当液压直径再小，总损耗又上升了。

发生这种现象的原因是热交换器中不成比例上升的流动损耗造成的，流量小并且流速低时导致外围流动损耗较小，无法达到补偿。

结果，得出最优液压直径小于2毫米，特别是最优液压直径范围在约0.5到2毫米之间，尤其是在约1到1.7毫米之间。

图5所示的一条边界线71，它表明的是在该实施例中冷却剂和发动机的温差为10K情况。压力损耗高于边界线71时，冷却剂和发动机的温差大于10K。边界线71左边的状态点(在图5中的方向)表示的是温差小于10K的工作状态。

同样，图6所示也有一条边界线71。如图5，它表示了冷却剂和发动机温差大于和等于10K的情况。此外，图6中还有另一条边界线72，它表示了冷却剂和发动机的温差及温度梯度为8K的情况。

如果工作状态中压力损耗大于边界线71和72描述的情况，温差会超过给出的数值(8K及10K或者类似值)。

现在，发动机或者车辆的生产商都会给出允许的温差范围，目的是在一般压力损耗的工作状态中避免超过这些温度边界线。因此(根据图6中的边界线71和72所选定的温差边界)可以得出在相应边界线下的压力损耗。

按照图6，边界线71中这一数字超出该区域约340毫巴。对于根据边界线72得出的冷却剂和发动机温差最大为8K时，这一数值为约210毫巴。需要指出的是，在其它温差或者其它实施例中可能会出现其它的数值。

图7是在同等前提条件下(冷却功率，管道厚度＝0.26毫米)绘制的图表。它描述的是在导热网中三种不同管道间距以及管道分布时，冷却循环中的液压功率与管道外边的散热片密度之间的关系。

曲线41说明的是管道间距为9.3毫米时的情况，曲线42表示管道间距为7.3毫米，曲线43表示管道间距为5.8毫米。如果散热片密度增加到每分米管道长度超过65个，那么在9.3毫米管距时所需的泵功率将在密度约70个到75个散热片处下降，而随着密度继续增大又会上升。

必需的液压功率会再次上升，因为高散热片密度而导致冷却气流自由流动横截面变窄，引起导热功率变小。此时就要增大导热网中的冷却剂流量，以让冷却循环中的流动损耗变大。

相反，如果散热片密度减少时，向外传导的热功率会降低，此时必须重新提高冷却剂的流速。

在管道间距为7.3到9.3毫米时，每分米管道长度的最佳散热片数量为约70到75个之间。

管距为5.8毫米时，可供冷却气流使用的自由流动横截面与其它管距时相比，即使在低散热片密度条件时也较小，也就是5.8毫米减去1.3毫米等于4.5毫米。相比之下，7.3毫米管距时的自由间距为6.0毫米。

为了让导热功率保持不变，冷却剂管道的流速必须增大，以让导热系数变大。这样会得到在其它管道间距时的所需液压功率值。

在图7所示的工况中，当管距为9.3毫米时，每分米73个的外部散热片密度为最优结果。

然而，在设计冷却系统时仍须注意其它的参数，其中就包括冷却空气通过量。

在车辆中，流经冷却器的冷却空气不仅被用于冷却剂冷却器，它也用于其它循环，如空调设备循环。

因此，在改变热交换器时，冷却空气的通过量不应有很大的变化，特别是减少。增加可能会(但也并非)带来正面影响。

图8所示为冷却空气通过量的变化情况。在这张图表中，说明的是对应图7的各管距，冷却空气通过量与外部散热片密度的情况。

状态点54对应图7中的状态点44，它是在9.3毫米管距和每分米管道长度65个散热器的前提条件下计算得出的。

散热片密度太大的话，所有管距条件下的冷却空气通过量会显著降低。通过这一结论，在此处所列举的例子中，使用9.3毫米管距时，每分米管道长度采用65个散热器应是最佳的设置。因为一方面冷却空气通过量约提高了1.5％以上，另外相应状态点45中液压功率为约105瓦。

综上所述可得出最优设计点，为液压直径与传统技术相比较减少到约D_hydr＝1毫米和2毫米之间时，特别是1.1到1.8毫米之间，尤其是1.1到1.7毫米之间。

若基于上述减小的液压直径选择适合的散热片密度、管厚和管距，那么(或许可以退一步讲)得到本发明涉及的冷却系统的最优设计点，它将耗用比传统技术状态下更少的液压泵功率。

泵功率下降的百分比可以是20、50、75或者更多，可根据导热网和冷却循环其它部件的结构来进行选择。

液压直径的选择受到以下两方面的约束，导热网的流动损耗不能太大和冷却剂流量不能减少得太厉害。当冷却剂流量较少时，因为总传热效率不变，被冷却发动机的出口和入口温差会增大。

发动机制造商规定了约8K到10K的边界范围，以让如图6所示的最小冷却剂流量固定在某一数值上。但是，这个界限可以在一定条件下予以提高而不会给发动机造成危险，这样就有可能出现较小的液压直径。

图9描述的是导热网的压力损耗份额与导热管道液压直径之间的关系，这里指的是冷却循环的总压力损耗(等于冷却剂泵的驱动高度)。

曲线61到65说明的是外围冷却循环中各个相关压力损耗的情况，也就是导热网之外的压力损耗。

曲线64描述的是系统中的外围情况，而曲线61则展示了相比一套本系统的40％的外围压力损耗。曲线62表示60％、63表示80％、65则说明120％的外围损耗。

现在导热网系统中管道装置的液压直径基本上都大于或等于2.8毫米。在冷却系统中，导热网的压力损耗占冷却循环中整个压力损耗的10％(D_hydr＝2.8)。在使用本发明的导热网和外围部件时，压力损耗在2毫米液压直径的条件下至少为12％，也会更高。

导热网占总冷却循环压力损耗的份额最好为20％，当这一份额为25％、30％、40％或以上时则更好。

本发明的系统在导热网中有相对高的压力损耗。由此可以实现导热网中较高冷却剂速度，和管内传热效率较高时有较小的流量。在热交换器之外，流速可以被降低，以减少所需要的液压功率。

当外围损耗下降到目前状态的80％时，从图6到图8中得出最佳试验车辆的液压直径D_hydr的最佳设计点为1.52，损耗份额为30％。这可以通过对管道、水箱等进行变更来实现。

本系列热交换器中冷却循环的压力损耗在软管中为4％，水箱中为15％，冷却器网中为9％，与其相连接的恒温器为21％，发动机区域为51％。

在不改变外围情况下使用本发明的热交换器时，发动机区域、与相串联的恒温器、水箱及与相串联接的软管中的损耗在相同流速条件下保持不变。

通过有条件的改善导热状况，可以降低冷却剂的流量，此时流速也变小。这样，周围绝对损耗会降低，而冷却器网的压力损耗会从9％增加到20％甚至30％。

此时，不但可以增加冷却器网的相对压力损耗，绝对压力损耗也可以增加。这种压力损耗的增加会在最佳的系统中通过其它部件中的小压力损耗得到过度补偿。

Claims (13)

1.一种热交换器(2)，用于车辆冷却回路系统(1)，其特征在于它至少包括一个导热网(3)，该导热网至少包括一个管道装置(11)，该管道装置有一小于或者等于2.0毫米的特征液压直径。

2.如权利要求1所述的热交换器，其特征在于：它至少安装有多个本质上相同的管道装置(11)。

3.如权利要求1和/或2所述的热交换器，其特征在于：至少有一种管道采用如下类型的横截面(23)：包括圆形、椭圆形、橄榄形、多角形、直角形、三角形、正方形或上述形状的变形。

4.如上述权利要求之一所述的热交换器，其特征在于：冷却介质以与冷却剂流向垂直的方向流动。

5.如上述权利要求之一所述的热交换器，其特征在于：管道的深度(12)与管道宽度(13)之间的特征截面积之比在1到100之间，最好是7到50之间。

6.如上述权利要求之一所述的热交换器，其特征在于：冷却剂采用水为其主要成分。

7.如上述权利要求之一所述的热交换器，其特征在于：冷却介质采用一种气体，最好是空气。

8.如上述权利要求之一所述的热交换器，其特征在于：至少有一管道装置(11)采用的液压直径小于或等于1.8毫米，或者小于或等于1.7毫米，或者小于或等于1.6毫米。

9.冷却系统(1)，其特征在于它至少包括

一个泵(6)；

一个热交换器(2)，它至少包括一个导热网(3)；

一个热源(5)；

其中泵(6)、热交换器(2)和热源(5)安装在完全封闭的冷却回路(1)中，并且至少要被一种冷却剂流经；热交换器中导热网(3)的压力损耗至少占到冷却剂循环的12％。

10.如权利要求9所述的冷却系统，其特征在于：导热网(3)中的压力损耗要比冷却回路(1)中的压力损耗大20％。

11.如权利要求9和/或10所述的冷却系统，其特征在于：热传导网(3)至少包含以下一种管道装置(11)：液压直径小于2毫米的波纹管、带湍流装置的管道及类似物。

12.如权利要求9至11之一所述的冷却系统，其特征在于：冷却流动至少偏转一次流向。

13.如权利要求9至12之一所述的冷却系统，其特征在于：它装配有一用于驱动冷却剂的泵。

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