KR101202664B1 - 차량용 열교환기 - Google Patents

Abstract

본 발명은 차량용 열교환기에 관한 것으로 보다 구체적으로는 자체 중량을 감소시키면서도 방열성능을 향상시킨 고효율 박형 라디에이터에 관한 것이다.

본 발명에서는 열저항 개념을 이용하여 라디에이터의 방열성능을 극대화시킬 수 있는 최적의 설계범위를 제시한다.

본 발명의 열교환기는 냉각수의 온도에 따라 개폐가 조절되는 서모스탯 및 물펌프에 의하여 엔진으로부터 공급되는 냉각수를 연통하는 일 측의 헤더, 일단부가 상기 헤더와 구조적으로 연통 체결되며 차량의 주행풍 방향과 평행하게 다수 병렬 배치되는 열교환 튜브, 및 상기 열교환 튜브의 타단부에 구조적으로 연통 체결되어 상기 엔진으로 냉각수가 배출되는 타 측의 헤더, 및 상기 열교환 튜브 사이에 접합 고정되는 핀을 포함하여 구성되어 상기 엔진에 의하여 가열된 냉각수를 차량의 전방부로 유입되는 공기와 열교환하여 냉각시키는 차량용 열교환기에 있어서, 상기 튜브의 소재 두께 Tth가 0.15 mm ~ 0.23 mm 일 때 상기 튜브의 내측 폭 b 와 상기 튜브의 피치 Tp 는 열저항 Rw 로부터 도출된 식 1.50 ≤ b× Tp ^{0 .2} ≤ 1.94 에 의해 결정되는 것을 특징으로 한다. 이 때 상기 열교환기는 고효율 박형 라디에이터로 이용될 수 있으며, 상기 열교환기의 튜브 내에서의 냉각수 흐름은 대부분의 영역에서 난류유동인 것을 특징으로 한다.

라디에이터, 열저항, 열전도, 평균 유속, 전열면적, 열전달계수

Description

차량용 열교환기{Heat Exchanger for a Vehicle}

본 발명은 차량용 열교환기에 관한 것으로 보다 구체적으로는 자체 중량을 감소시키면서도 방열성능을 향상시킨 고효율 박형 라디에이터에 관한 것이다.

도 1은 차량의 일반적인 냉각시스템을 도시한 개념도이다. 차량용 엔진(1)은 항상 고온, 고압의 가스를 점화, 연소시키므로 그대로 방치할 경우 과열되어 상기 엔진(1)을 구성하는 금속재가 녹게 되어 실린더와 피스톤 등에 심각한 손상을 미칠 수 있다. 이를 방지하기 위하여 상기 도 1에서와 같이 차량용 엔진(1)의 실린더 주위에 냉각수가 저장된 물재킷(미도시)을 설치하고 물펌프(5)를 이용하여 상기 냉각수를 라디에이터(2) 또는 히터코어(3)로 경유시켜 순환 냉각시키며, 냉난방의 용도에 따라 바이패스회로(6)를 통하여 히터코어(3)를 경유시키지 않고 바로 복귀시킬 수도 있다. 이 때 서모스탯(4)은 냉각수가 흐르는 통로에 설치되어 엔진(1)을 경유한 상기 냉각수의 온도에 따라 개폐의 정도를 조절하여 엔진(1)의 과열을 막는 조절기구 역할을 한다.

도 2(a), (b)는 일반적인 라디에이터의 사시도 및 분해도이다. 상기 라디에 이터는 엔진으로 순환하면서 엔진의 열을 전달받는 냉각수가 유동할 때 공기에 의해 냉각수의 열이 방열되도록 하는 열교환장치의 일종으로서, 차량의 엔진룸에 장착되며 중앙부에 상기 라디에이터 코어에 바람을 불어주기 위한 냉각팬이 장착된다.

상기 라디에이터는 통상 열전도효과가 뛰어난 알루미늄으로 제작되며 특히 열교환 튜브 및 핀의 제원에 따라 방열성능이 좌우되는 특성을 갖는다. 즉 동일한 코어를 갖는 라디에이터라도 튜브와 핀의 높이를 줄이면 방열성능은 이론적으로 향상되지만, 핀의 높이가 너무 낮아지면 이물질이 핀 사이에 걸리거나 적층되어 송풍에 방해가 되고 또한 튜브의 높이가 너무 작아지면 부동액이나 반응물로 인하여 생성되는 이물질이 튜브 내측에 적층되어 유로를 막는 현상이 발생하여 오히려 열전달 성능의 저하를 가져올 우려가 있다. 이 경우 튜브와 핀의 개수가 많아지므로 라디에이터 구조의 안정성과 제조 시 생산성 측면에서 매우 불리하게 되는 문제점이 발생할 수도 있다.

종래 선행기술로서 미국특허 제4,332,293호(1982. 6. 1)의 경우 2열 또는 3열의 튜브배열을 갖는 라디에이터에서 공기 흐름방향으로의 핀의 길이가 길어짐에 따라 발생하는 공기저항과 이에 따른 열전달성능의 감소를 극복하기 위하여 한정된 코어 설치공간의 범위 내에 설치되는 라디에이터의 제원으로서 공기의 흐름방향으로의 핀의 길이를 12mm 내지 23mm 로 하고, 핀의 피치를 1.5mm 내지 3.3mm 로 하며, 튜브의 피치를 8.5mm 내지 14mm로 한다는 수치범위를 제시하고 있다.

그러나 종래의 라디에이터는 공기가 지나가는 튜브 외측의 방열성능에 초점 을 맞추었으며 또한 물측 압력강하를 방지하기 위하여 튜브의 내경을 작지 않게 하여 동시에 공기 측 압력강하량을 고려하여 핀의 높이를 비교적 크게 설정하는 경향을 보여주고 있다. 일반적인 라디에이터의 경우 열전달에 의한 방열량은 공기 측의 열대류에 의해 주로 일어나지만 그 구성요소의 구조변경 정도에 비하여 방열특성의 변화량은 그리 크지 않은 반면 열교환 튜브 내에서의 열대류에 의한 방열량은 전체 방열량에서 차지하는 비율은 낮지만 그 구성요소의 구조변경 정도에 따른 방열량이 민감하게 변화하고 그 변화량 또한 상대적으로 크다는 점을 간과하는 경우가 있었다. 이는 라디에이터 튜브 내부의 냉각수 유동과 내면으로의 열전달특성에 대한 깊이 있는 관찰과 보다 효율적인 방열성능을 갖는 라디에이터에 대한 연구와 실험을 더욱 요구하게 되었다.

본 발명은 상기한 문제점을 해결하기 위해 안출된 것으로서, 본 발명의 목적은 중량을 줄이면서도 방열성능을 향상시킨 차량용 열교환기, 즉 고효율 박형 라디에이터를 제공하는데 있다.

본 발명의 또 다른 목적은 열저항 개념을 이용하여 라디에이터의 방열성능을 극대화시킬 수 있는 최적의 설계조건을 제시하는 것이다.

본 발명의 또 다른 목적은 상기 최적의 설계조건을 만족하도록 라디에이터의 주요 구성요소 각각의 바람직한 설계범위를 제시하는 것이다.

상기한 목적을 달성하기 위해, 본 발명의 열교환기는 냉각수의 온도에 따라 개폐가 조절되는 서모스탯 및 물펌프에 의하여 엔진으로부터 공급되는 냉각수를 연통하는 일 측의 헤더, 일단부가 상기 헤더와 구조적으로 연통 체결되며 차량의 주행풍 방향과 평행하게 다수 병렬 배치되는 열교환 튜브, 및 상기 열교환 튜브의 타단부에 구조적으로 연통 체결되어 상기 엔진으로 냉각수가 배출되는 타 측의 헤더, 및 상기 열교환 튜브 사이에 접합 고정되는 핀을 포함하여 구성되어 상기 엔진에 의하여 가열된 냉각수를 차량의 전방부로 유입되는 공기와 열교환하여 냉각시키는 차량용 열교환기에 있어서, 상기 튜브의 소재 두께 Tth가 0.15 mm ~ 0.23 mm 일 때 상기 튜브의 내측 폭 b 와 상기 튜브의 피치 Tp 는 열저항 Rw 로부터 도출된 식 1.50 ≤ b× Tp ^{0 .2} ≤ 1.94 에 의해 결정되는 것을 특징으로 한다. 이 때 상기 열교환기는 고효율 박형 라디에이터로 이용될 수 있으며, 상기 열교환기의 튜브 내에서의 냉각수 흐름은 대부분의 영역에서 난류유동인 것을 특징으로 한다.

또한, 상기 튜브의 내측 폭 b는 1.02 mm ~ 1.3 mm 이고, 상기 튜브의 피치 Tp는 6.78 mm ~ 7.4 mm 인 것을 특징으로 한다.

그리고 상기 튜브의 외측 폭 Th는 1.48 mm ~ 1.6 mm 이고, 상기 핀의 높이 Fh는 5.3 mm ~ 5.8 mm 인 것이 바람직하다.

상기한 바와 같은 구성의 본 발명에 따르면, 본 발명의 라디에이터는 자체의 중량을 줄이면서도 방열성능을 향상시킬 수 있으므로 차량의 저중량화 및 연비증가에 큰 작용효과를 갖는다.

또한 본 발명은 열저항 개념을 이용하여 라디에이터의 방열성능을 극대화시킬 수 있는 최적의 설계범위를 제시할 수 있다.

본 발명은 도 2에서 도시하고 있는 라디에이터와 같은 열교환기에서의 열전달 특성을 해석하기 위하여 전기공학에서 전압과 전류의 비로서 전기저항을 표현하는 것과 마찬가지로 도 3에서와 같은 열저항의 개념을 도출하였다. 이 때 열교환기에서 열전달이 이루어지게 하는 요인은 온도차이며 상기 온도차에 의한 열흐름을 방해하는 요인을 열저항으로 하여 상기 전기회로에서 사용하는 전류(I) = 전압(V)/저항(R) 식과 유사하게 적용된다. 이 경우 열흐름 q"는 아래의 식으로 표현되며 열저항 R이 작을수록, 그리고 온도차 Th-Tc 가 클수록 열흐름 q"는 증가하게 된다.

q" = C×(Th - Tc)/R ……………………………………… (1)

여기서, C는 상수, Th는 고온 측 온도, Tc는 저온 측 온도, 그리고 R은 열저항이다.

한편 상기 열저항 R은 다시 열대류와 열전도 각각의 경우에 대하여 다음과 같이 표현된다.

열대류 : R = 1 / hA ……………………………………… (2)

열전도 : R = 1 / kA ……………………………………… (3)

여기서, h는 열대류계수, k는 열전도계수, 그리고 A는 열전달면적이다.

본 발명에서의 라디에이터와 같은 열교환기에 적용되는 전체 열저항 Rtot 는 고온 측인 튜브 내에서의 열대류에 의한 열저항인 Rh와, 저온 측인 공기 중에서의 열대류에 의한 열저항 Rc와, 튜브 자체의 두께를 통한 열전도에 의한 열저항인 Rwall 의 합으로서 아래와 같이 표시되며, 각각은 열전달계수와 열전달면적의 곱의 역수에 비례한다.

Rtot = Rh + Rc + Rwall ……………………………… (4)

그런데 라디에이터의 경우 열전달에 의한 방열량은 공기 측의 열대류에 의한 것이 가장 큰 부분을 차지하지만 그 구성요소의 구조변경 정도에 따른 방열특성의 변화량은 그리 크지 않은 반면, 고온 측인 열교환 튜브 내에서의 열대류에 의한 방열량은 전체 방열량에서 차지하는 비율은 낮지만 그 구성요소의 구조변경 정도에 따른 방열량의 변동이 민감하게 나타되며 그 변화량 또한 상대적으로 커서 라디에이터의 제원과 이에 따른 방열성능을 결정하는 주요인자로서의 열저항은 위 식 (4)에서 Rh 이다.

본 발명에서는 위와 같은 열전달 이론에 근거하여 상기 Rh 를 정량적으로 정의하고 라디에이터의 제원과의 연관관계를 통하여 저중량화의 실현과 함께 향상된 방열성능을 발휘할 수 있는 라디에이터의 주요 구성요소들의 바람직한 제원범위를 제시하고자 한다.

상기 열저항을 정의하는데 있어 라디에이터의 튜브 내를 흐르는 냉각수의 평 균 유속은 방열성능을 결정하는 주요인자 중의 하나이며, 이는 라디에이터를 흐르는 전체 유량을 냉각수가 흐르는 튜브의 전체 단면적으로 나눈 값이 된다. 상기 냉각수를 흐르게 하는 동력원은 차량의 워터펌프인데 전체 유량을 동일하게 유지하더라도 유속과 압력강하는 튜브의 개수와 폭에 따라 변화하게 된다. 예를 들면 튜브의 폭을 작게 하고 대신에 튜브 개수를 증가시키는 구조는 튜브 내의 유속은 증가시킬 수 있으나 유입저항을 높여 압력강하가 증가하는 결과를 낳게 되고, 반면에 튜브의 폭을 크게 하면 유속은 떨어뜨릴 수 있으나 열전달량이 감소하게 되어 결국 효율적인 방열성능을 발휘하기 위해서는 상기 튜브의 폭이 적정하여야 한다는 점이다. 또한 동일한 코어면적의 조건하에 튜브의 개수를 증가시키기 위해서는 튜브의 폭에 상응하는 최적의 핀 높이를 갖도록 설계되지 않으면 아니 된다. 튜브 개수의 증가는 냉각수가 유통되는 통수면적을 증가시켜 압력강하의 감소와 함께 유량의 증가를 얻을 수 있다. 또한 방열 유효면적을 갖는 핀의 높이는 열전달의 효율을 최적화하는데 역시 중요한 인자 중의 하나이다. 따라서 라디에이터의 방열성능을 극대화하기 위한 기준으로서 단위 중량당 방열량이 최적이 되는 조건의 튜브의 소재 두께 및 폭과, 핀의 높이를 적절히 결정함으로써 라디에이터의 재료비를 절감하고 나아가 차량의 연비를 향상시키는 효과를 기대할 수 있는 것이다.

라디에이터 튜브 내의 평균 유속 Uw는 냉각수 전체 유량을 튜브의 단면적으로 나눈 값으로서 아래와 같이 근사화할 수 있다.

Uw = Qw / Ac ………………………………………… (5)

여기서, Qw는 냉각수 전체 유량, Ac는 튜브의 단면적이다.

그리고 라디에이터의 코어 폭 W가 주어졌을 때 상기 라디에이터의 튜브 개수 n 은 라디에이터 코어의 폭 W 로부터 하나의 핀 높이 Fh 를 제외한 길이를 튜브의 피치 Tp 로 나눈 값과 동일하며, 이 때 코어의 폭 W 는 핀의 높이 Fh 보다 훨씬 커서 수학적으로 W ? Fh 의 관계가 성립하므로 상기 튜브의 개수 n은 다음과 같이 정의될 수 있다.

n = (W-Fh)/Tp

≒ W/Tp ………………………………………… (6)

이 때 상기 튜브의 단면적은 튜브 하나의 내부단면적에 라디에이터의 튜브 개수를 곱한 것과 동일하므로 다시 상기 튜브의 단면적은 다음 식으로 표현된다.

Ac = b×Td×n

≒ b×Td×W/Tp …………………………………… (7)

도 4에 표시된 바와 같이, 여기서 b는 튜브의 내측 폭이고 Td는 튜브의 내측 높이이다. 따라서 상기 식 (5), (7)로부터 튜브 내의 냉각수의 평균유속 Uw는 아래 식 (7)로 표현된다.

Uw = Qw / Ac

= Qw×Tp /(b×Td×W) ……………………… (8)

그리고 튜브의 내측 높이 Td, 코어의 폭 W, 그리고 전체 유량 Qw가 일정하다고 가정하면 위 식 (8)은 다시 튜브의 내측 폭 b와 튜브의 피치 Tp의 함수로 다음과 같이 나타낼 수 있다.

Uw = C1 × (Tp / b) …………………………………… (9)

여기서, C1 은 상수이다.

한편 튜브의 전열면적 Aw은 튜브 내에서 냉각수가 젖을 수 있는 튜브내의 전체 표면적을 의미하며 튜브의 길이 H와 코어의 폭 W가 일정하고, 또한 Td?b 의 관계가 성립하므로 (Td+b)≒Td 로 가정하면 다음과 정의될 수 있다.

Aw = 2×(b+Td)×H×n

≒ 2×Td×H×W/Tp

= C2 × (1 / Tp) ………………………………… (10)

여기서, C2 는 상수이다.

한편, 라디에이터의 내부유동은 방열성능의 향상을 위하여 대부분의 영역에서 난류유동이 되도록 설계되므로 내부유동이 난류일 경우 누셀트수(Nu)는 Dittus-Boelter 방정식에 의하여,

Nu = 0.023×Re^{0 .8}×Pr^{0 .3} = 0.023×(ρ×Uw×Dh/μ)^0.8×Pr^{0 .3}

= C3×(Uw×Dh)^0.8 …………………………………………… (11)

여기서, ρ는 유체의 밀도, μ는 점성계수, C3는 상수이며, 수력직경(hydraulic diameter) Dh는 4b×Td / 2(b+Td) 인데 위에서 가정한 바와 같이 b가 Td에 비하여 상대적으로 매우 작은 값이므로 수력직경 Dh는 다시 아래 식으로 근사화된다.

Dh ≒ 2b ………………………………………………… (12)

한편, 누셀트수(Nu)는 유체와 고체 표면 사이에서 열을 주고 받는 비율을 나타내는 무차원수로서 다음과 같이 정의된다.

Nu = h × Dh / k ………………………………………… (13)

여기서, h는 열전달계수이고 k는 열전도율이다.

따라서 위 식 (9), (11), (12), 및 (13)으로부터 튜브 내면의 열전달계수 hw 는

hw = C4×(Uw×Dh)^0.8 /Dh = C4×Uw^{0 .8}×Dh^-0.2

= C5×(Tp / b)^0.8×(2b)^-0.2

= C6×Tp^{0 .8} / b …………………………………………… (14)

와 같이 정의될 수 있다.

한편 본 발명의 라디에이터에서 방열특성의 변화는 위에서 본 바와 같이 튜브 내의 고온 영역에서의 열대류에 큰 영향을 받으므로 이 영역에서의 열저항의 변화량과 특성을 관찰하는 것이 매우 중요하다. 그러므로 본 발명의 라디에이터의 튜브 내의 고온영역의 열저항 Rw 은 식 (2)와 (14)로부터 아래와 같이 도출된다.

Rw = 1/(hw×Aw)

= C7×Tp^-0.8 × b × Tp

= C7× b × Tp^{0 .2}

= C7×(Th-2Tth)×(Th+Fh)^0.2 ……………………… (15)

여기서, Th는 튜브의 외측 폭, Tth는 튜브의 소재 두께이며, Fh는 핀의 높이이다.

즉 상기 열저항 Rw 값의 거동에 따라 라디에이터 튜브 내에서의 열대류에 의한 방열량의 변화를 관찰할 수 있게 되며, 그 변화결과로부터 라디에이터의 구성요소 중 주요 인자에 해당하는 부품의 설계제원의 바람직한 범위를 제시할 수 있다.

이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 바람직한 실시예를 상세히 설명한다.

도 5는 위에서 유도된 열저항 Rw 와 식 (1)에서의 열흐름(방열량)의 관계를 도시한 그래프이다. 상기 도 5에서 수평축은 상기 열저항 식(15)에서 상수값 C7을 제외한 변수의 변화값을 변수로 표시한 것이고 수직축은 핀의 높이 Fh가 각각 5.3mm, 5.5mm, 및 5.7mm 인 경우에 대한 방열량 및 압력강하를 변수로 표시한 것이다. 상기 도 5에서 보는 바와 같이 열저항 Rw의 변화에 대하여 방열량은 완만한 변화를 보이지만 압력강하는 일정한 영역, 특히 일정값 이하에서는 급격히 증가하는 양상을 보여준다.

열저항의 적절한 범위를 선정하기 위한 상한값 및 하한값은 상기 수식에 의하여 라디에이터가 요구하는 방열량 등을 고려하여 적절하게 선정되면 된다. 이론적으로 열저항이 작을수록 방열량은 증가하지만, 하한값의 경우에는 튜브 내의 압력강하를 고려하여 적절한 범위를 지정하여야 한다. 상기 도 5를 참조하여 열저항 의 상한값과 하한값을 선정하는데 있어서, 하한값의 경우에는 실제로 튜브 내의 압력강하는 도 5의 그래프에서 수평축의 열저항 값 1.5 이하에서는 급격히 증가하는 양상을 보인다는 점과 1.94 이상에서는 라디에이터가 요구하는 방열량 측면에서 불리하다는 점을 동시에 고려하여야 한다. 따라서 본 발명에서는 라디에이터가 요구하는 최소한의 충분한 방열성능을 보여주면서도 압력강하는 크게 증가하지 않는 적절한 영역을 다음과 같이 설정하였다.

1.50 ≤ (Th-2Tth)×(Th+Fh)^0.2 ≤ 1.94 ………………… (16)

도 6은 본 발명에서 튜브의 높이 Th가 각각 1.50mm, 1.54mm, 및 1.60mm인 경우에 대하여 핀의 높이 Fh에 따른 라디에이터의 방열량 및 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이며, 여기서 Q 는 라디에이터의 방열량, Q₀ 는 엔진 냉각을 위한 라디에이터의 최소요구 방열량이다. 즉 도 6에서 좌측의 수직축은 Q/Q₀ 값으로 최소요구방열량 대비 방열량을 나타낸 것이고, 우측의 수직축은 튜브 내의 유체 측의 압력강하량을 나타낸다. 이 때 그래프에서 상부의 세 실선은 방열량비를 가리키며, 하부의 세 실선은 유체 측의 압력강하량을 가리킨다. 본 발명의 라디에이터에서 핀의 높이 Fh는 상기 도 6의 그래프로부터 바람직한 범위를 정할 수 있다. 즉 핀의 높이 Fh가 5.8mm 을 초과하는 경우에는 방열량이 최소요구 방열량 미만으로 떨어지게 되어 엔진의 온도를 적정하게 유지할 수 없게 되며 또한 핀의 두께를 얇게 하는 경우 핀이 좌굴될 우려가 있다. 한편 핀의 높이 Fh가 5.3mm 미만에서는 적층되는 핀 및 튜브의 개수가 과다하게 많아져서 라디에이터의 중량이 크게 증가하게 되며 핀과 튜브가 공기유동에 저항으로 작용하게 된다. 설상가상으로 핀의 밀도가 높아져서 실제 차량의 운행조건에서는 이물질이 과다하게 적층되어 라디에이터를 통과하는 공기가 원활하게 유통되지 못한다는 문제점이 발생한다. 따라서 핀의 높이 Fh는 상기 요구조건과 도 6의 특성을 참조하여 방열량은 충분히 높은 값을 유지하면서도 튜브 내에서의 압력강하가 급격히 증가하지 않는 범위로서 다음의 범위를 바람직한 영역으로 설정하였다.

5.3mm ≤ Fh ≤ 5.8mm …………………………… (17)

도 7은 본 발명에서 핀의 높이 Fh가 각각 5.3mm, 5.5mm, 및 5.7mm인 경우에 대하여 튜브의 높이 Th에 따른 라디에이터의 방열량 및 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다. 본 발명의 라디에이터에서 튜브의 높이 Th는 상기 도 7의 그래프로부터 바람직한 범위를 정할 수 있다. 즉 튜브의 높이 Th가 1.6mm 를 초과하는 경우에는 튜브 내를 유동하는 유체가 난류화하기 어려워서 방열량이 최소요구 방열량 미만으로 떨어지게 되며, 반대로 1.48mm 미만인 경우에는 튜브 내의 유체 측의 압력강하량이 급격히 증가하여 상기 유체의 순환을 위하여 과도한 동력을 필요로 한다는 문제점이 발생한다. 따라서 본 발명에서 튜브의 높이 Th는 상기 요구조건과 도 7의 특성을 참조하여 방열량은 충분히 높은 값을 유지하면서도 튜브 내에서의 압력강하가 급격히 증가하지 않는 범위로서 다음의 범위가 바람직하다.

1.48mm ≤ Th ≤ 1.6mm ……………………………… (18)

도 8은 본 발명에서 튜브의 두께 Tth에 따른 라디에이터의 방열량 및 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다. 본 발명의 라디에이터에서 튜브의 두께 Tth는 상기 도 8의 그래프로부터 바람직한 범위를 정할 수 있다. 즉 튜브의 두께 Tth가 두꺼워지면 라디에이터의 중량이 증가할 뿐만 아니라 튜브 내의 유체 측 압력강하량이 크게 상승하게 되어 유체의 순환을 위하여 과도한 동력이 필요하게 되는 문제점이 있고, 반면에 튜브의 두께 Tth가 0.15mm 미만인 경우에는 소재가 너무 얇아지므로 제조공정에서 유체를 주입할 때 튜브가 변형될 우려가 매우 높고 또한 내압성에 문제가 생겨 파열되거나 또는 코어에 적층된 핀이 찌그러질 수도 있다. 이에 본 발명에서 튜브의 두께 Tth는 상기 요구조건과 도 8의 특성으로부터 방열량은 충분히 높은 값을 유지하면서도 튜브 내에서의 압력강하가 급격히 증가하지 않는 범위로서 다음의 범위가 바람직하다.

0.15mm ≤ Tth ≤ 0.23mm ……………………………… (19)

본 발명은 이와 같이 위에서 제시한 열저항 범위 조건과 이를 만족하며 동시에 라디에이터의 저중량화를 도모하는 바람직한 튜브 및 핀의 설계조건을 제시하였으며, 이를 채용한 라디에이터의 방열성능이 종래 라디에이터에 비하여 향상됨을 도 9에서 확인할 수 있었다.

도 9는 동일한 열교환 면적을 갖는 종래의 라디에이터 제품과 본 발명의 Fh, Th, Tth 조건을 만족하는 라디에이터를 동일한 공기 측 압력강하 조건에서 방열량을 비교한 그래프이다. 여기서 각각의 라디에이터들에 대한 공기 측 압력강하조건은 각각의 폭에 대하여 핀의 밀도(FPDM)를 조절하여 동일한 값으로 설정하였다.

도 10은 라디에이터의 열교환 면적인 코어 W의 크기가 동일한 때의 튜브와 핀의 총 중량을 비교한 그래프이다. 상기 도 10에서 보는 바와 같이 동일 코어 크기의 종래 라디에이터에 비하여 저중량화를 실현함으로써 차량의 연비향상에 직접적인 도움을 주게 된다.

도 1은 일반적인 차량의 냉각시스템을 나타내는 개념도이다.

도 2(a), (b)는 일반적인 열교환기인 라디에이터를 나타내는 사시도이다.

도 3은 열저항을 설명하기 위한 개념도이다.

도 4는 라디에이터의 튜브 및 핀의 결합모습을 확대하여 보여주는 사시도이다.

도 5는 본 발명에서 열저항의 변화에 따른 라디에이터의 방열량과 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다.

도 6은 본 발명에서 핀의 높이에 따른 라디에이터의 방열량과 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다.

도 7은 본 발명에서 튜브의 외측 폭에 따른 라디에이터의 방열량과 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다.

도 8은 본 발명에서 튜브의 소재 두께에 따른 라디에이터의 방열량과 압력강하의 변화를 보여주는 그래프이다.

도 9는 본 발명에 따른 라디에이터와 종래 라디에이터의 유량 및 방열량을 보여주는 그래프이다.

도 10은 본 발명에 따른 라디에이터와 종래 라디에이터의 중량을 보여주는 그래프이다.

※ 주요 도면부호의 설명

10 : 라디에이터 헤더

20 : 라디에이터의 열교환 튜브

30 : 라디에이터의 핀

Claims (6)

1. 냉각수의 온도에 따라 개폐가 조절되는 서모스탯 및 물펌프에 의하여 엔진으로부터 공급되는 냉각수를 연통하는 일측의 헤더, 일단부가 상기 헤더와 구조적으로 연통 체결되며 차량의 주행풍 방향과 평행하게 다수 병렬 배치되는 열교환 튜브, 및 상기 열교환 튜브의 타단부에 구조적으로 연통 체결되어 상기 엔진으로 냉각수가 배출되는 타측의 헤더, 및 상기 열교환 튜브 사이에 접합 고정되는 핀을 포함하여 구성되어 상기 엔진에 의하여 가열된 냉각수를 차량의 전방부로 유입되는 공기와 열교환하여 냉각시키는 차량용 열교환기에 있어서,

   상기 튜브의 소재 두께 Tth가 0.15 mm ~ 0.23 mm 일 때 상기 튜브의 내측 폭 b mm 와 상기 튜브의 피치 Tp mm 는 열저항 Rw 로부터 도출된 식 1.50 ≤ b×Tp^0.2 ≤ 1.94 에 의해 결정되는 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.
2. 제 1항에 있어서,

   상기 튜브 내의 냉각수 흐름은 전체 영역에서 난류유동인 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.
3. 제 1항에 있어서,

   상기 튜브의 내측 폭 b는 1.02 mm ~ 1.3 mm 인 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.
4. 제 1항에 있어서,

   상기 튜브의 피치 Tp는 6.78 mm ~ 7.4 mm 인 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.
5. 제 1항에 있어서,

   상기 튜브의 외측 폭 Th는 1.48 mm ~ 1.6 mm 인 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.
6. 제 1항에 있어서,

   상기 핀의 높이 Fh는 5.3 mm ~ 5.8 mm 인 것을 특징으로 하는 차량용 열교환기.

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