DE3650658T2 - Wärmetauscher - Google Patents

Wärmetauscher

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Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft einen Wärmetauscher zum Wärmetausch zwischen der Umgebung und einem Kühlmittel, das sich in einer Flüssig- oder Dampfphasen befinden kann, welcher umfaßt: ein Paar mit Abstand voneinander versehene allgemein parallele Sammelrohre einen Kühlmitteleinlaß, von denen eines der Sammelrohre einen Kühlmitteleinlaß und eines der Sammelrohre einen Kühlmittelauslaß besitzt; und ein sich zwischen den Sammelrohren und in Fluidverbindung mit jedem der Sammelrohre erstreckendes Wärmeaustauscherrohr, welches Rohr einen allgemein flachen Querschnitt besitzt und eine Vielzahl von hydraulisch parallelen Kühlmittel-Strömungswegen zwischen den Sammelrohren bestimmt, von denen jeder der Kühlmittel-Strömungswege einen Hydraulik-Durchmesser bis zu 1,778 mm besitzt.
  • Viele Kondensoren, die derzeit in Klima- oder Kühlsystemen eingesetzt werden, nutzen eine oder mehrere Rohrschlangen auf der Dampfseite. Derartige Kondensoren sind beispielsweise in GB-A-21 33525 sowie JP-U-591 3877 dargestellt.
  • Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Sammelrohre jeweils eine Reihe von Öffnungen besitzen, von denen die Öffnungen in der Reihe an einem Sammelrohr mit den Öffnungen in der Reihe an dem anderen Sammelrohr ausgerichtet sind und ihnen zugewendet sind; das Wärmeaustauscherrohr eine Rohrreihe umfaßt, die durch eine Vielzahl von geraden Rohren von allgemein flachem Querschnitt bestimmt ist, die sich parallel zueinander zwischen den Sammelrohren erstrecken, wobei die einander gegenüberliegenden Enden der Rohre in entsprechend ausgerichteten der Offnungen und in Fluidverbindung mit dem Innenraum der Sammelrohre angeordnet ist, mindestens einige der Rohre hydraulisch parallel zueinander liegen; Stege innerhalb der Rohre sich zwischen den einander gegenüberliegenden Seitenwänden der Rohre an mit Abstand versehenen Intervallen erstrecken und mit diesen Seitenwänden verbunden sind, um (a) eine Vielzahl von nicht kreisförmigen Strömungswegen innerhalb jedes Rohres zu bestimmen, (b) Kräfte zu absorbieren, die sich durch den Innendruck innerhalb des Wärmetauschers ergeben und dazu neigen, die Rohre zu dehnen, und (c) Wärme zwischen dem Fluid in den Strömungswegen und den einander gegenüberhe genden beiden Seitenwänden der Rohre zu leiten; welche Stege und/oder flachen Seitenwände mindestens eine konkave Zone an der Überschneidung von konvergierenden Oberflächen-Segmenten in jedem der Strömungswege bestimmen, die sich in deren Längsrichtung erstreckt; und serpentinenförmige Grate, die die Rohre nicht gegen wesentlichen Innendruck abstützen können, sich zwischen einander zugewendeten gegenüberliegenden Seitenwänden benachbarten Rohre erstrecken.
  • Der Begriff "Hydraulik-Durchmesser" wie er hier gebraucht wird, steht für die Querschnittsfläche eines Strömungsweges multipliziert mit vier und dividiert durch den benetzten Umfang des Strömungsweges.
  • Der Wärmetauscher gemäß der vorliegenden Erfindung weist eine relativ geringe Frontfläche an der Luftseite auf, die durch Rohre versperrt ist, so daß eine Vergrößerung der Luftseiten-Wärmetauschfläche möglich ist, ohne das Luftseiten-Druckgefälle zu erhöhen, und ohne das Dampf- und/oder Kondensatseiten-Druckgefälle zu erhöhen.
  • Die Erfindung wird aus der folgenden Patentbeschreibung im Zusammenhang mit den beigefügten Zeichnungen ersichtlich.
  • Fig. 1 ist eine auseinandergezogene Perspektivansicht einer Ausführung eines Kondensors, der gemäß der Erfindung aufgebaut ist;
  • Fig. 2 ist eine vergrößerte Schnitteilansicht einer Kondensorröhre, die bei der Erfindung eingesetzt werden kann;
  • Fig. 3 ist ein Diagramm der vorhergesagten Leistung von Kondensoren mit der gleichen Frontfläche wobei einige nach dem Stand der Technik und andere erfindungsgemäß aufgebaut sind, und wobei die Wärmeübertragung als Funktion des Hohlraum(Hydraulik)-durchmessers dargestellt ist;
  • Fig. 4 ist ein Diagramm, anhand dessen die vorliegende Erfindung mit der Konstruktion nach dem Stand der Technik verglichen wird, und das den Luftstrom durch beide als Funktion a) der Rate des Wärmeübergangs, b) der Strömungsmenge des Kühlmittels und c) des Druckgefälles des Kühlmittels zeigt;
  • Fig. 5 ist ein weiteres Diagramm, anhand dessen die Konstruktion nach dem Stand der Technik mit einem Kondensor gemäß der Erfindung auf der Grundlage der Luftgeschwindigkeit als Funktion des Wärmeübergangs pro Pfund an Material verglichen wird, das bei der Herstellung des Kerns der beiden eingesetzt wird; und
  • Fig. 6 ist ein weiteres Diagramm, anhand dessen die Konstruktion nach dem Stand der Technik mit einer Ausführung der vorliegenden Erfindung verglichen wird, indem die Luftgeschwindigkeit als Funktion des Druckgefälles über die Luftseite des Kondensors dargestellt wird.
  • Eine beispielhafte Ausführung eines Kondensors gemäß der Erfindung ist in Fig. 1 dargestellt und es ist zu sehen, daß sie einander gegenüberliegende, beanstandete, im allgemeinen parallele Sammelrohre 11 und 12 enthält. Die Sammelrohre 10 und 12 bestehen vorzugsweise aus im allgemeinen zylindrischen Rohren. An den einander zugewandten Seiten sind sie mit einer Reihe im allgemeinen paralleler Schlitze bzw. Öffnungen 14 zur Aufnahme entsprechender Enden 16 und 18 von Kondensorröhren 20 versehen.
  • Vorzugsweise ist jedes der Sammelrohre 10 und 12 in dem mit 22 dargestellten Bereich zwischen den Schlitzen 14 mit einer leicht kugelförmigen Kuppel versehen, um die Beständigkeit gegenüber Druck zu verbessern, wie dies ausführlicher in US-A-4615385 erläutert ist, dessen Einzelheiten hiermit durch Verweis einbezogen werden.
  • Ein Ende des Sammelrohrs 10 ist mit einer Kappe 24 verschlossen, die daran hartgelötet oder geschweißt ist. An dem gegenüberliegenden Ende ist ein Verbindungsstück 26 hartgelötet oder angeschweißt, an das ein Rohr 28 angeschlossen werden kann.
  • Das untere Ende des Sammelrohrs 12 ist mit einer geschweißten oder hartgelöteten Kappe 30 verschlossen, die der Kappe 24 ähnelt, wobei an ihr oberes Ende ein Verbindungsstück 32 angeschweißt bzw. hartgelötet ist. Je nach der Ausrichtung des Kondensors dient eines der Verbindungsstücke 26 und 32 als Dampfeinlaß, während das andere als Kondensatauslaß dient. Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausrichtung dient das Verbindungsstück 26 als Kondensatauslaß.
  • Eine Vielzahl der Rohre 20 erstreckt sich zwischen den Sammelrohren 10 und 12 und steht in Fluidverbindung damit. Die Rohre 20 sind geometrisch parallel zueinander und hydraulisch ebenfalls parallel. Zwischen benachbarten der Röhren 20 sind serpentinenförmige Grate 34 angeordnet, obwohl, wenn gewünscht, auch plattenförmige Grate eingesetzt werden können. Obere und untere Rinnen 36 und 38 erstrecken sich zwischen den Sammelrohren 10 und 12 und sind auf jede beliebige geeignete Weise mit ihnen verbunden, um dem System Steifigkeit zu verleihen.
  • Jedes der Rohre 20 ist, wie in Fig. 1 zu sehen, ein abgeflachtes Rohr und enthält in seinem Inneren einen gewellten Abstandshalter 40.
  • Im Querschnitt stellt sich der Abstandshalter 40 wie in Fig. 2 zu sehen dar, und es ist zu sehen, daß abwechselnde Scheitel über ihre gesamte Länge mit der Innenwand 42 bzw. dem Rohr in Kontakt sind und durch Kehlfüllungen 44 aus Löt- oder Hartlötmetall damit verbunden sind. Dadurch wird eine Vielzahl im wesentlichen getrennter hydraulischer paralleler Fluidströmungswege 46, 48, 50, 52, 56, 58 sowie 60 in jedem der Rohre 20 hergestellt. Das heißt, es besteht praktisch keine Fluidverbindung von einem dieser Strömungswege zu den benachbarten Strömungswegen auf jeder Seite. Das bedeutet effektiv, daß jede der Wände, die benachbarte Fluidströmungswege 40, 48, 50, 52, 54, 56, 58 und 60 voneinander trennt, mit beiden Seiten des abgeflachten Rohrs 20 über ihre gesamte Länge verbunden ist. Daher besteht kein Zwischenraum, der durch Fluid mit geringerer Wärmeleitfähigkeit gefüllt würde. Dadurch wird die Wärmeübertragung von dem Fluid über die Wände, die die verschiedenen, obengenannten Fluidströmungswege trennen, zur Außenseite des Rohrs auf ein Maximum erhöht. Des weiteren wird davon ausgegangen, daß bei getrennten Strömungswegen der erwähnten Größe vorteilhafte Auswirkungen der Wärmeübertragung, die durch Oberflächenspannungserscheinungen bewirkt werden, zum Tragen kommen.
  • Ein zweiter Vorteil besteht in der Tatsache, daß die Kondensoren der vorliegenden Erfindung an der Auslaßseite eines Kompressors eingesetzt werden und daher außerordentlich hohem Druck ausgesetzt sind. Herkömmlicherweise wirkt dieser hohe Druck auf den Innenraum der Rohre 20. Wenn sog. "Platten"-Grate anstelle der serpentinenförmigen Grate 34, die in den Zeichnungen dargestellt sind, eingesetzt werden, neigen selbige dazu, die Rohre 20 einzuschließen und sie gegen den Innendruck, der bei einem Kondensor auftritt, abzustützen. im Unterschied dazu sind serpentinenförmige Grate, wie die in 34 dargestellten, nicht in der Lage, die Rohre 20 gegen erheblichen Innendruck abzustützen Gemäß der beschriebenen Ausführung der Erfindung jedoch wird die gewünschte Abstützung bei einem Wärmetauscher mit serpentinenförmigen Graten dadurch erreicht, daß der Abstandshalter und insbesondere die Scheitel desselben über ihre gesamte Länge mit der innenwand 42 jedes Rohrs 20 verbunden sind. Diese Verbindung führt dazu, daß verschiedene Teile des Abstandshalters 40 unter Spannung gesetzt werden, wenn Druck auf das Rohr 20 wirkt, so daß die durch den Innendruck in der Röhre 20 entstehende Kraft, die dazu neigt, das Rohr auszudehnen, absorbiert wird.
  • Eine bevorzugte Einrichtung, mit der die Rohre 20 mit dazugehörigen Einsätzen 40 hergestellt werden können, ist in US-A-4688311 offenbart, dessen Einzelheiten hiermit ebenfalls durch Verweis einbezogen werden.
  • Gemäß der Erfindung haben jeder der Strömungswege 48, 50, 52, 54, 56 und 58 und in dem je nach der Form des Einsatzes 40 möglichen Maß die Strömungswege 40 und 46 ebenfalls einen Hydraulik-Durchmesser im Bereich von ungefähr 0,18 bis 1,778 mm (0,015 bis 0,070 Inch). Bei gegenwärtigen in der Technik bekannten Montagetechniken optimiert ein Hydraulikdurchmesser von ungefähr 0,089 mm (0,035 Inch) den Grenzwärmeübertragungswirkungsgrad und die Einfachheit der Konstruktion. Der Hydraulik- Durchmesser wird hier in der herkömmlichen Bedeutung verwendet, das heißt, als die Querschnittsfläche jedes der Strömungswege multipliziert mit vier und wiederum dividiert durch den vernetzten Umfang des entsprechenden Strömungsweges.
  • Die gegebenen Werte des Hydraulik-Durchmessers gelten für Kondensoren in R-12- Systemen. Geringfügig andere Werte sind bei Systemen zu erwarten, bei denen ein anderes Kühlmittel verwendet wird.
  • Innerhalb dieses Bereiches ist es vorteilhaft, die Rohrabmessung quer zur Richtung des Luftstroms durch den Kern so gering wie möglich zu halten. Dadurch wiederum entsteht mehr Frontfläche, in der Grate, wie beispielsweise die Grate 34, in dem Kern angeordnet werden können, ohne das Luftseiten-Druckgefälle nachteilig zu beeinflussen, um so eine bessere Rate der Wärmeübertragung zu erzielen. In einigen Fällen können, indem die Rohrbreite auf ein Minimum verringert wird, eine oder mehrere zusätzliche Rohrreihe integriert werden.
  • In diesem Zusammenhang sieht die bevorzugte Ausführung vor, daß Rohre mit separaten Abstandshaltern, wie sie in Fig. 2 dargestellt sind, im Unterschied zu strangegossenen Rohren mit Durchlassen des erforderlichen Hydraulik-Durchmessers eingesetzt werden. Gegenwärtige Stranggußverfahren, die zur Zeit für die Herstellung von Kondensoren in großem Maßstab ökonomisch ausführbar sind, ergeben im allgemeinen eine Rohrwanddicke, die größer ist als sie zur Aufnahme eines vorgegebenen Drucks unter Verwendung eines Rohrs und eines Abstandshalters, wie sie hier offenbart sind, erforderlich ist. Daher ist die Gesamtrohrbreite dieser stranggegossenen Rohre bei einem bestimmten Hydraulik-Durchmesser größer als bei einer Rohr- und Abstandshalter- Kombination, wobei dies aus den eben genannten Gründen unvorteilhaft ist. Nichtsdestotrotz sieht die Erfindung den Einsatz stranggegossener Rohre mit Durchlassen mit einem Hydraulik-Durchmesser in dem genannten Bereich vor.
  • Es ist weiterhin vorteilhaft, daß das Verhältnis des Außenrohrumfangs zum benetzten Umfang im Inneren des Rohrs so klein wie möglich ausgeführt wird, solange der Strömungsweg nicht so klein wird, daß das Kühlmittel nicht leicht durch ihn hindurchtreten kann. Dadurch wird der Widerstand gegenüber Wärmeübertragung auf der Dampfund/oder der Leitungsseite verringert.
  • Eine Reihe von Vorteilen der Erfindung geht aus den in Fig. 3 - 6 dargestellten Daten und der folgenden Erläuterung hervor.
  • In Fig. 3 beispielsweise ist auf der rechten Seite die Wärmeübertragungsrate als Funktion des Hohlraum- bzw. Hydraulik-Durchmessers bei Luftströmen dargestellt, die von 12,74 bis 90,61 m³ (450 bis 3200 Standard Cubic Feet) pro Minute für Produktionskondensorenkerne reichen, die vom Anmelder hergestellt werden. Die Wärmeübergangsrate ist in kW (1000 BTU per hour) dargestellt, und der Hydraulik-Durchmesser ist in mm (Inch) dargestellt.
  • Links von diesen Daten befinden sich mit dem Computer hergestellte Kurven, die auf einem Wärmeübertragungsmodell zu einem gemäß der vorliegenden Erfindung hergestellten Kern beruhren, wobei das Modell unter Verwendung empirisch gewonnener Daten hergestellt wurde. Verschiedene Punkte auf den Kurven sind durch Versuche bestätigt worden. Die mit "A" bezeichneten Kurven stehen für die Wärmeübertragung bei den genannten Luftströmen für einen Kern, wie er in Fig. 1 dargestellt ist, der eine Frontfläche von 0,186 m² (2 square feet) aufweist, wobei Rohre eingesetzt wurden, die ungefähr 0,61 m (24 Inch) lang sind und eine Rohrwanddicke von 0,318 mm (0,015 Inch) haben, eine Rohrhauptabmessung von 13,51 mm (0,532 Inch), eine Einlaßlufttemperatur von 43,3ºC (110º F), eine Einlaßtemperatur von 82,2ºC (180ºF) und einen Druck von 1,619 MPa (235 psig) für R-12, wobei 1,1ºC (2º F) Unterkühlung des austretenden Kühlmittels nach der Kondensation vorausgesetzt wurde. Der Kern war mit 18 Graten pro 25,4 mm (1 Inch) zwischen den Rohren versehen, und die Grate maßen 15,88 mm (0,625 Inch) x 13,72 mm (0,540 Inch) x 0,152 mm (0,006 Inch).
  • Die mit "B" bezeichneten kurven zeigen die gleiche Beziehung für einen ansonsten identischen Kern, wobei jedoch die Länge des Strömungsweges in jedem Rohr verdoppelt wurde, das heißt, die Anzahl der Rohre wurde halbiert und die Rohrlänge wurde verdoppelt. Die Wärmeübertragung wird, wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, im Bereich von Hydraulikdurchmessern von ungefähr 0,381 bis 1,778 mm (0,015 bis 0,070 Inch) durch den Einsatz der Erfindung vorteilhaft und erheblich erhöht, wobei in Abhängigkeit vom Luftstrom gewisse Abweichungen auftreten.
  • In Fig. 4 werden Ist-Versuchsergebnisse für einen Kern gemäß der Erfindung mit den in Tabelle 1 weiter unten aufgeführten Maßen mit Ist-Versuchsergebnissen für einen Kondensorkern verglichen, der vom Anmelder als "1E2803" bezeichnet wird. Die Werte für den herkömmlichen Kern sind ebenfalls in Tabelle 1 weiter unten aufgeführt. In Fig. 4 ist die Wärmeübertragungsrate in kW (1000 BTU per hour) dargestellt, die Luftströmungsmenge ist in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt, der Kühlmittelstrom ist in kg (Pounds) pro Stunde dargestellt; und das Kühlmitteldruckgefälle ist in kPa (PSI) dargestellt.
  • Sowohl der Kern gemäß der Erfindung als auch der herkömmliche Kern haben den gleichen Auslegungspunkt, der, wie in Fig. 4 dargestellt, bei einer Wärmeübertragungsrate von 7,62 kW (26.000 BTU per hour), bei einem Luftstrom von 50,97 m³ (1.800 Standard Cubic Feet) pro Minute liegt. Die tatsächliche beobachtete Äquivalenz der beiden Kerne trat bei 8,21 kW (28.000 BTU per hour) und 56,65 m³ (2.000 Standard Cubic Feet) pro Minute auf, und diese Parameter können für Vergleichszwecke benutzt werden.
  • Betrachtet man zunächst die Kurven "D" und "E" für den Kondensor nach dem Stand der Technik bzw. der vorliegenden Erfindung, ist zu sehen, daß der Kühlmittelstrom für beide über einen weiten Bereich von Luftstromwerten vergleichbar ist. Für diesen Versuch und für die anderen in Fig. 4 - 6 dargestellten, wurde R-12 am Kondensoreinlaß mit 1,619 MPa (235 psig) bei 82,2ºC (180 F) zugeführt. Das austretende Kühlmittel wurde um 1,1ºC (2º F) unterkühlt. Die Einlaßlufttemperatur am Kondensor betrug 43,3ºC (110ºF).
  • Das größere Kühlmittelseiten-Druckgefälle über einen herkömmlichen Kern gegenüber dem über einen Kern gemäß der Erfindung läßt auf einen größeren Energieverbrauch durch den Kompressor bei dem herkömmlichen System im Vergleich zu dem der vorliegenden Erfindung schließen.
  • Die Kurven "F" und "G", die wiederum für den Kondensor nach dem Stand der Technik bzw. für eine Ausführung des Kondensors der vorliegenden Erfindung stehen, zeigen vergleichbare Wärmeübertragungsraten über den gleichen Bereich von Luftströmen.
  • Die Kurven "H" und "J" für den herkömmlichen Kondensor bzw. den Kondensor einer Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigen einen erheblichen Unterschied hinsichtlich des Druckgefälles des Kühlmittels über den Kondensor. Dies belegt einen Vorteil der Erfindung. Aufgrund des geringeren Druckgefälles über den Kondensor gemäß der Erfindung ist die Durchschnittstemperatur des Kühlmittels sei es in Dampfform oder in Form von Kondensat, höher als bei dem herkömmlichen Kondensor. Dadurch besteht bei der gleichen Einlaßlufttemperatur ein größerer Temperaturunterschied, der gemäß dem Fourier'schen Gesetz die Rate der Wärmeübertragung erhöht.
  • Darüber hinaus liegt in einem Kern gemäß einer Ausführung der Erfindung ein geringeres Luftseitendruckgefälle als bei dem herkömmlichen Kern vor. Dies ist auf zwei Faktoren zurückzuführen, nämlich auf die geringere Tiefe des Kerns und die größere freie Strömungsfläche, die nicht durch Rohre versperrt ist, so daß die Gebläseenergie gespart wird, die erforderlich ist, um den gewünschten Luftstrom durch den Kern zu leiten. Die Wärmeübertragungsrate bleibt jedoch, wie durch die Kurven "F" und "G" dargestellt, im wesentlichen die gleiche.
  • Des weiteren ist bestimmt worden, daß ein Kern gemäß einer Ausführung der Erfindung im Vergleich zu dem herkömmlichen Kern weniger Kühlmittel aufnimmt. So verringert der Kern der Ausführung der Erfindung den Kühlmittelbedarf des Systems. Desgleichen ist für die Installation des erfindungsgemäßen Kerns aufgrund seiner geringeren Tiefe weniger Raum erforderlich.
  • Wie aus der Tabelle ist zu ersehen ist und aus den in Fig. 4 dargestellten Daten hervorgeht, kann ein Kern gemäß der Erfindung mit erheblich geringerem Gewicht hergestellt werden als ein herkömmlicher Kern. So vergleicht Fig. 5 die Wärmeübertragungsrate pro Masseeinheit des Kerns des herkömmlichen Kondensors (Kurve "K") mit der Wärmeübertragung pro Masseeinheit des Kerns eines Kondensors gemäß der Erfindung (Kurve "L") bei verschiedenen Luftgeschwindigkeiten. in Fig. 5 ist die Wärmeübertragungsrate pro Masseeinheit in W kg&supmin;¹ (BTU per pound) dargestellt und der Luftstrom ist in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt. So zeigt Fig. 5, daß sich in einem System eine erhebliche Gewichtseinsparung erzielen läßt, ohne die Wärmeübergangseigenschaften nachteilig zu beeinflussen, wenn der Kern der vorliegenden Erfindung eingesetzt wird. TABELLE 1 Physikalische Eigenschaften der Kondensorkerne in Fig. 3-6
  • Fig. 6 zeigt mit der Kurve "M" das Luftseitendruckgefälle, das in Pa (Inch Wassersäule) dargestellt ist, für einen herkömmlichen Kern und einen Kern gemäß der Erfindung bei verschiedenen Luftströmen, die in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt sind. Kurve "N" stellt das Luftseiten-Druckgefälle für den Kern der vorliegenden Erfindung dar. Es ist zu sehen, daß das Luftseiten-Druckgefälle und damit Gebläseenergie verringert werden, wenn ein Kern gemäß der Erfindung eingesetzt wird.

Claims (8)

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1. Wärmetauscher zum Wärmetausch zwischen der Umgebung und einem Kühlmittel, das sich in einer Flüssig- oder Dampfphase befinden kann, welcher umfaßt: ein Paar mit Abstand voneinander versehene allgemein parallele Sammelrohre (10, 12), von denen eines der Sammelrohre einen Kühlmitteleinlaß (26 oder 32) und eines der Sammelrohre einen Kühlmittelauslaß (32 oder 26) besitzt; und ein sich zwischen den Sammelrohren (10, 12) und in Fluidverbindung mit jedem der Sammelrohre erstreckendes Wärmetauscherrohr (20), welches Rohr einen allgemein flachen Querschnitt besitzt und eine Vielzahl von hydraulisch parallelen Kühlmittel-Strömungswegen (46,48,50,52,54,58,60) zwischen den Sammelrohren bestimmt, von denen jeder der Kühlmittel-Strömungswege (46, 48,50,52,54,58,60) einen Hydraulik-Durchmesser bis zu 1,778 mm (0,07 inch) besitzt; dadurch gekennzeichnet, daß: die Sammelrohre (10, 12) jeweils eine Reihe von Öffnungen (14) besitzen, von denen die Öffnungen in der Reihe an einem Sammelrohr mit den Öffnungen in der Reihe an dem anderen Sammelrohr ausgerichtet sind und ihnen zugewendet sind; das Wärmetauscherrohr eine Rohrreihe umfaßt, die durch eine Vielzahl von geraden Rohren (20) von allgemein flachem Querschnitt bestimmt ist, die sich parallel zueinander zwischen den Sammelrohren erstrecken, wobei die einander gegenüberliegenden Enden der Rohre (20) in entsprechend ausgerichteten der Öffnungen (14) und in Fluidverbindung mit dem Innenraum der Sammelrohre (10, 12) angeordnet sind, mindestens einige der Rohre (20) hydraulisch parallel zueinander liegen; Stege (40) innerhalb der Rohre sich zwischen den einander gegenüberliegenden Seitenwänden (42) der Rohre an mit Abstand versehenen Intervallen erstrecken und mit diesen Seitenwänden verbunden sind, um (a) eine Vielzahl von nicht kreisförmigen Strömungswegen (46-60) innerhalb jedes Rohres (20) zu bestimmen, (b) Kräfte zu absorbieren, die sich durch den Innendruck innerhalb des Wärmetauschers ergeben und dazu neigen, die Rohre (20) zu dehnen, und (c) Wärme zwischen dem Fluid in den Strömungswegen und den einander gegenüberliegenden beiden Seitenwänden der Rohre zu leiten; welche Stege und/oder flachen Seitenwände mindestens eine konkave Zone an der Überschneidung von konvergierenden Oberflächen-Segmenten in jedem der Strömungswege bestimmen, die sich in deren Längsrichtung erstreckt; und serpentinenförmige Grate (34), die die Rohre (20) nicht gegen wesentlichen Innendruck abstützen können, sich zwischen einander zugewendeten gegenüberliegenden Seitenwänden benachbarter Rohre erstrecken.
2. Wärmetauscher nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslaß (32 oder 26) ein Kondensat-Auslaß und der Wärmetauscher ein Kondensor ist.
3. Wärmetauscher nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekemizeichnet, daß zwischen den Öffnungen (14) jedes der Sammelrohre (10, 12) mit einer teil-kugelförmigen Kuppel versehen ist.
4. Wärmetauscher nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Stege durch einen gewellten Einsatz (40) bestimmt sind, der mit den einander gegenüberliegenden Seitenwänden (42) verbunden ist.
5. Wärmetauscher nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Vielzahl der konkaven Zonen bei mindestens einigen der Strömungswege vorhanden ist.
6. Wärmetauscher nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Steg mit den flachen Seitenwänden durch Kehlfüllungen (44) aus Löt- oder Hartlöt-Metall verbunden ist.
7. Wärmetauscher nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Sammelrohre (10, 12) durch allgemein zylindrische Rohre bestimmt sind.
8. Wärmetauscher nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die nicht kreisförmigen Strömungswege (46-58) diskrete Strömungswege sind.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19883002B4 (de) * 1998-06-10 2008-04-10 Heatcraft Inc., Grenada Wärmetauscherleitung sowie Wärmetauscher mit einer solchen Wärmetauscherleitung

Families Citing this family (44)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CA1317772C (en) * 1985-10-02 1993-05-18 Leon A. Guntly Condenser with small hydraulic diameter flow path
US4688311A (en) * 1986-03-03 1987-08-25 Modine Manufacturing Company Method of making a heat exchanger
US5246064A (en) * 1986-07-29 1993-09-21 Showa Aluminum Corporation Condenser for use in a car cooling system
US5190100B1 (en) * 1986-07-29 1994-08-30 Showa Aluminum Corp Condenser for use in a car cooling system
US5482112A (en) * 1986-07-29 1996-01-09 Showa Aluminum Kabushiki Kaisha Condenser
US4936379A (en) * 1986-07-29 1990-06-26 Showa Aluminum Kabushiki Kaisha Condenser for use in a car cooling system
DE3752324T2 (de) * 1986-07-29 2001-03-29 Showa Aluminium Co Ltd Kondensator
US5458190A (en) * 1986-07-29 1995-10-17 Showa Aluminum Corporation Condenser
JPH0544679Y2 (de) * 1988-07-12 1993-11-12
DE3843306A1 (de) * 1988-12-22 1990-06-28 Thermal Waerme Kaelte Klima Flachrohrverfluessiger fuer ein kaeltemittel einer fahrzeugklimaanlage
DE3843305A1 (de) * 1988-12-22 1990-06-28 Thermal Waerme Kaelte Klima Verfluessiger fuer ein kaeltemittel einer fahrzeugklimaanlage
DE3918312A1 (de) * 1988-12-22 1990-12-06 Thermal Waerme Kaelte Klima Flachrohrverfluessiger, herstellungsverfahren und anwendung
DE3923936C2 (de) * 1989-07-19 1996-07-11 Laengerer & Reich Kuehler Wärmeaustauscher, insbesondere Ölkühler
JPH0363497A (ja) * 1989-07-28 1991-03-19 Matsushita Refrig Co Ltd 伝熱管
US5099576A (en) * 1989-08-29 1992-03-31 Sanden Corporation Heat exchanger and method for manufacturing the heat exchanger
US5197539A (en) * 1991-02-11 1993-03-30 Modine Manufacturing Company Heat exchanger with reduced core depth
WO1992015833A1 (en) * 1991-03-11 1992-09-17 Modine Manufacturing Company Condenser with small hydraulic diameter flow path
DE69717408T2 (de) 1996-12-25 2003-06-26 Calsonic Kansei Corp., Tokio/Tokyo Kondensatorzusammenbaustruktur
DE19845336A1 (de) 1998-10-01 2000-04-06 Behr Gmbh & Co Mehrkanal-Flachrohr
GB2346680A (en) 1999-02-11 2000-08-16 Llanelli Radiators Ltd Condenser
EP1065454A1 (de) 1999-07-02 2001-01-03 Modine Manufacturing Company Luftgekühlter Kondensator
DE10025486A1 (de) 2000-05-23 2001-11-29 Behr Gmbh & Co Wärmeübertragerblock
DE10054158A1 (de) * 2000-11-02 2002-05-08 Behr Gmbh Mehrkammerrohr mit kreisförmigen Strömungskanälen
JP2002318086A (ja) * 2001-04-16 2002-10-31 Japan Climate Systems Corp 熱交換器用チューブ
DE10212300A1 (de) 2001-04-28 2002-11-14 Behr Gmbh & Co Gefalztes Mehrkammerflachrohr
ATE310934T1 (de) 2001-06-07 2005-12-15 Behr Gmbh & Co Kg Rippe, rohr und wärmetauscher
DE10137907A1 (de) * 2001-08-02 2003-02-20 Modine Mfg Co Luftgekühlte Wärmeübertragungsanordnung
DE10212249A1 (de) * 2002-03-20 2003-10-02 Behr Gmbh & Co Wärmetauscher und Kühlsytem
DE10223712C1 (de) * 2002-05-28 2003-10-30 Thermo King Deutschland Gmbh Anordnung zum Klimatisieren eines Fahrzeugs
DE20208337U1 (de) * 2002-05-28 2003-10-16 Thermo King Deutschland Gmbh Anordnung zum Klimatisieren eines Fahrzeugs
FR2846733B1 (fr) 2002-10-31 2006-09-15 Valeo Thermique Moteur Sa Condenseur, notamment pour un circuit de cimatisation de vehicule automobile, et circuit comprenant ce condenseur
EP1503164B1 (de) * 2003-07-28 2019-05-01 Mahle Behr France Rouffach S.A.S Wärmeübertrager
GB0326443D0 (en) 2003-11-13 2003-12-17 Calsonic Kansei Uk Ltd Condenser
KR101518205B1 (ko) 2006-11-22 2015-05-08 존슨 컨트롤스 테크놀러지 컴퍼니 다른 멀티채널 튜브를 갖는 멀티채널 열 교환기
WO2008064199A1 (en) 2006-11-22 2008-05-29 Johnson Controls Technology Company Multichannel evaporator with flow separating manifold
DE102006062261A1 (de) * 2006-12-22 2008-06-26 Konvekta Ag Klimaanlage für Fahrzeuge mit Wärmetauschereinheit mit mindestens einem nicht modular zusammengesetzten Wärmetauscher
US20090025405A1 (en) 2007-07-27 2009-01-29 Johnson Controls Technology Company Economized Vapor Compression Circuit
WO2009018150A1 (en) 2007-07-27 2009-02-05 Johnson Controls Technology Company Multichannel heat exchanger
US8234881B2 (en) 2008-08-28 2012-08-07 Johnson Controls Technology Company Multichannel heat exchanger with dissimilar flow
US8439104B2 (en) 2009-10-16 2013-05-14 Johnson Controls Technology Company Multichannel heat exchanger with improved flow distribution
KR20130065174A (ko) * 2011-12-09 2013-06-19 현대자동차주식회사 차량용 열교환기
DE102015210231A1 (de) * 2015-06-03 2016-12-08 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Wärmetauscher für ein Kühlsystem, Kühlsystem sowie Baugruppe
WO2017004061A1 (en) * 2015-06-29 2017-01-05 Carrier Corporation Microtube heat exchanger
CN113091380A (zh) * 2020-01-08 2021-07-09 青岛海尔电冰箱有限公司 冷凝***及冰箱

Family Cites Families (38)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1768258A (en) * 1927-07-21 1930-06-24 Robert L King Condenser
US1958226A (en) * 1932-04-06 1934-05-08 Fedders Mfg Co Inc Condenser for refrigerating apparatus
US2136641A (en) * 1936-12-21 1938-11-15 Gen Motors Corp Refrigerating apparatus
CH221087A (fr) * 1939-12-15 1942-05-15 Morris Motors Ltd Réfrigérant pour liquides.
US2373218A (en) * 1942-11-11 1945-04-10 Modine Mfg Co Oil cooler tube
JPS432682Y1 (de) * 1964-12-28 1968-02-03
US3457990A (en) * 1967-07-26 1969-07-29 Union Carbide Corp Multiple passage heat exchanger utilizing nucleate boiling
US3486489A (en) * 1968-02-12 1969-12-30 Modine Mfg Co Oil cooler
US3907032A (en) * 1971-04-27 1975-09-23 United Aircraft Prod Tube and fin heat exchanger
JPS4849054A (de) * 1971-10-22 1973-07-11
JPS49114145A (de) * 1973-03-09 1974-10-31
JPS5149642U (de) * 1974-10-11 1976-04-14
JPS6049837B2 (ja) * 1976-06-02 1985-11-05 日立電線株式会社 凝縮器用伝熱管
US4190105A (en) * 1976-08-11 1980-02-26 Gerhard Dankowski Heat exchange tube
US4159034A (en) * 1977-05-12 1979-06-26 Modine Manufacturing Company Weldment heat exchanger
GB1559318A (en) * 1977-08-12 1980-01-16 Hammond J A Heat recovery
JPS5485461A (en) * 1977-12-21 1979-07-07 Furukawa Metals Co Insideegrooved heat transfer tube
GB1601954A (en) * 1978-05-15 1981-11-04 Covrad Ltd Heat exchanger
JPS564834A (en) * 1979-06-25 1981-01-19 Fujitsu Ltd Photo detection control system by light pen
JPS592715Y2 (ja) * 1979-06-27 1984-01-25 製鉄化学工業株式会社 内装コンテナ−
GB2058324B (en) * 1979-09-14 1983-11-02 Hisaka Works Ltd Surface condenser
GB2059562B (en) * 1979-09-21 1983-11-16 Berti P M Liquid-type evaporator
JPS6324395Y2 (de) * 1980-04-09 1988-07-04
JPS5913877B2 (ja) * 1980-06-03 1984-04-02 グンゼ株式会社 自動縫製方法
JPS5766389U (de) * 1980-10-06 1982-04-20
JPS57198992A (en) * 1981-05-29 1982-12-06 Tsuchiya Mfg Co Ltd Manufacture of flat tube type heat exchanger
JPS5837465A (ja) * 1981-08-31 1983-03-04 株式会社デンソー 冷媒蒸発器
JPS58169386U (ja) * 1982-04-30 1983-11-11 三菱重工業株式会社 伝熱管
JPS58221390A (ja) * 1982-06-18 1983-12-23 Nippon Denso Co Ltd 熱交換器
JPS5913877U (ja) 1982-07-13 1984-01-27 株式会社デンソー 熱交換器
US4569390A (en) * 1982-09-24 1986-02-11 Knowlton Bryce H Radiator assembly
JPS5971084U (ja) * 1982-10-29 1984-05-14 株式会社神戸製鋼所 内面溝付き伝熱管
JPS59129392A (ja) * 1983-01-10 1984-07-25 Nippon Denso Co Ltd 熱交換器
JPS59129392U (ja) * 1983-02-17 1984-08-30 シャープ株式会社 サ−ボモ−タの制御回路
JPS59205591A (ja) * 1983-05-09 1984-11-21 Nippon Denso Co Ltd 熱交換器
JPS6091977U (ja) * 1983-11-28 1985-06-24 住友軽金属工業株式会社 熱交換器
CA1317772C (en) * 1985-10-02 1993-05-18 Leon A. Guntly Condenser with small hydraulic diameter flow path
US4688311A (en) * 1986-03-03 1987-08-25 Modine Manufacturing Company Method of making a heat exchanger

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19883002B4 (de) * 1998-06-10 2008-04-10 Heatcraft Inc., Grenada Wärmetauscherleitung sowie Wärmetauscher mit einer solchen Wärmetauscherleitung

Also Published As

Publication number Publication date
EP0219974B1 (de) 1996-11-06
EP0583851A3 (de) 1994-03-09
DE3650658D1 (de) 1998-01-02
EP0219974A2 (de) 1987-04-29
ES2002789A6 (es) 1988-10-01
ATE160441T1 (de) 1997-12-15
MX167593B (es) 1993-03-31
DE3650648T2 (de) 1999-04-15
ATE145051T1 (de) 1996-11-15
EP0583851A2 (de) 1994-02-23
EP0583851B1 (de) 1997-11-19
KR880004284A (ko) 1988-06-03
EP0219974A3 (de) 1989-08-02
BR8604768A (pt) 1987-06-30
JPH0587752B2 (de) 1993-12-17
KR950007282B1 (ko) 1995-07-07
DE3650648D1 (de) 1997-10-30
JPS62175588A (ja) 1987-08-01
CA1317772C (en) 1993-05-18

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