EP0268831B1 - Lamelle - Google Patents

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Publication number
EP0268831B1
EP0268831B1 EP87115457A EP87115457A EP0268831B1 EP 0268831 B1 EP0268831 B1 EP 0268831B1 EP 87115457 A EP87115457 A EP 87115457A EP 87115457 A EP87115457 A EP 87115457A EP 0268831 B1 EP0268831 B1 EP 0268831B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
fin
bosses
fluid
flow
lamella
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
EP87115457A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0268831A1 (de
Inventor
Roland Dipl.-Ing. Haussmann
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.)
Thermal-Werke Warme- Kalte- Klimatechnik GmbH
Original Assignee
Thermal-Werke Warme- Kalte- Klimatechnik GmbH
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 Thermal-Werke Warme- Kalte- Klimatechnik GmbH filed Critical Thermal-Werke Warme- Kalte- Klimatechnik GmbH
Priority to AT87115457T priority Critical patent/ATE52847T1/de
Publication of EP0268831A1 publication Critical patent/EP0268831A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0268831B1 publication Critical patent/EP0268831B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements

Definitions

  • the invention relates to a lamella made of AI or an AI alloy for the joint ribbing of several heat exchanger tubes of a tube fin heat exchanger in motor vehicles according to the preamble of claim 1.
  • Heat exchanger fins of this type are known from DE-A 2 530 064. They are acted upon by outside air as the first heat exchange fluid, while a second heat exchange fluid is guided in the heat exchanger tubes, which are ribbed by the fins.
  • Fins for tube fin heat exchangers of motor vehicles are now generally made of Al or Al alloys, in very thin wall thicknesses between typically 0.08 and 0.15 mm.
  • a production of such lamellae from sheet iron is practically out of the question for reasons of thermal conductivity which is four times worse, corrosion and weight reasons.
  • Stainless steel sheet would be corrosion-resistant, but only accounts for about 10% of the thermal conductivity of an AI lamella.
  • Manufacture of such lamellae from Cu would meet the requirements with regard to corrosion resistance or even heat conduction, which is even better, but differs except in exceptional cases, e.g. with some engine coolers or solderable heating heat exchangers, for reasons of weight and the Cu price in comparison with the AI price.
  • heat exchangers for motor vehicles in development as large series parts have been optimized not only according to performance data, but also according to weight, construction volume, use of materials and the like. result, which does not allow a comparison with heat exchangers from other applications with smaller quantities up to the individual production without further ado.
  • the highest possible heat transfer coefficient between the lamella on the one hand and the gaseous first fluid acting on the latter on the other hand is to be achieved with simple, permanent means.
  • This increase in the heat transfer value brings savings in the investment area and in operation, since with the same amount of heat to be transferred and the same operating temperatures, the heat exchanger front surface (exposed surface) and the structural depth can be reduced or the distance between the heat exchanger fins can be increased.
  • the heat exchanger lamella is used for tubular lamella heat exchangers in motor vehicles, the reduction in the construction volume and the associated reduction in the weight of the heat exchanger are of crucial importance. This applies both to the possible application on motor vehicle coolers or heating heat exchangers and to the preferred applications for condensers or evaporators in motor vehicle air conditioning systems.
  • the heat exchange between the two fluids takes place by means of heat radiation, heat conduction and convection, but in particular by means of convection, in which the heat is transferred by moving material particles.
  • the heat exchange by convection in particular depends largely on the type of flow of the gaseous first fluid around the tubes and the heat exchanger fins.
  • a laminar boundary layer forms on the surface, which becomes thicker with an increasing flow path L and hinders the heat exchange by convection, since the heat can only be transferred through molecular conduction processes through this laminar boundary layer.
  • the external heat transfer coefficient is qualitative through the formula described in which aa is the heat transfer coefficient, averaged over the plate length L, from the gaseous fluid to the lamella or plate surface, w is the flow rate of the gaseous medium acting on the lamellae, c is a constant resulting from the physical properties of the flowing medium. From the equation it can be seen that in order to improve the heat transfer coefficient for plates, either the flow velocity has to be increased or the overflowed length of the plate L has to be reduced.
  • a further reduction in the heat exchange also results in the flow dead spaces that build up behind pipe areas in the flow direction of the first fluid, ie in their flow shadows. Due to a low-intensity stationary vortex formed by the flow behind the heat exchanger tubes, the local heat transfer numbers there are considerably smaller than in the areas touched by the main flow. Also, as the lamella thickness progressively decreases, the thermal resistances in the lamella have to be taken into account, which results in the requirement for a heat flow density in the lamella that is as uniform as possible with a constant pipe spacing, which in turn is achieved by adapting the local heat transfer coefficients. In order to achieve these requirements, it is known to profile the lamella in various ways.
  • One of the simplest known profiles consists of a corrugated configuration of the lamella in the flow direction of the first fluid, so that the wave crests and troughs run transversely to this flow direction (see, for example, the generic DE-A 2 530 064, but also, for example, the DE-A 2 756 941).
  • This corrugation on the one hand slightly increases the flow path and thus the flow velocity between the fins, and on the other hand, due to the required deflection of the air in the corrugated fins, an at least partial rebuilding of the laminar boundary layer is achieved after each wave crest, thereby enlarging the boundary layer and thus degradation of the external heat transfer coefficient corresponding to the above equation can be at least partially avoided.
  • Corrugation of the lamella surface also means that there is no significant reduction in the dead space behind the pipes and no optimal distribution of the local heat transfer coefficients with respect to a uniform radial heat flow density.
  • Corrugation angles of approx. 45 ° lead to an enlargement of the boundary layer through which the heat has to be transported as a result of molecular conduction of the air, since the air is only used to a small extent flows parallel to the corrugation and a stationary vortex of low intensity forms in each trough.
  • the section edges are also limited to only a small proportion of the area of the lamella, while a large area of the lamella without profile-reducing profiles is designed as a smooth lamella.
  • a more even distribution of lamellar openings and guide bars is given in the known arrangement (DE-A 2 518 226) of a heat exchanger lamella for the chemical industry, in particular the petroleum industry, in which a large number of guide bars of small width are provided between two connecting points in the lamella which is to be forced to constantly rebuild the laminar boundary layer.
  • guide webs are instead formed as roof-shaped strips in the fins of tubular fin heat exchangers and are arranged in a bridge-like manner with respect to one another.
  • This design of the guide webs is better in terms of boundary layer degradation and lamella stability, but there can be no radial heat flow around the heat exchanger tubes, which is at least approximately invariant in angles.
  • the production tools for this lamella are particularly complicated and there are high pressure losses for a given output, in particular in the case of additional condensation of water vapor as a result of the lamella falling below the dew point. In the latter case, the condensation water adheres like a sponge by adhesion between the many guide bars, so that the heat transfer is even worse than with a smooth slat due to the blocking of the lamella surface with condensation water.
  • the air-side pressure loss has been reduced and the required manufacturing tools have been simplified with a consistently high heat transfer coefficient by simplifying at least one opening and at least on one edge of the opening, which is transverse to the Extending in rows and adjacent to a connection point, a guide web for the gaseous fluid, which is extended from the lamella plane, is provided.
  • the laminar boundary layer is broken down on the one hand by the guide bar, and on the other hand the air is guided in such a way that the formation of a flow shadow behind the pipes is reduced.
  • the lamella stability is reduced, so that with a given lamella stability, the material thickness must be increased, since the use of harder lamella material due to the maximum achievable height of the sleeve-shaped connection points up to 2.4 mm is not possible.
  • Even with a material thickness increased from 0.12 to 0.15 mm there are certain stability problems in handling during the production process in a lamella package in which the tubes have not yet been inserted into the sleeve-shaped connection points, so that relatively long production times are accepted have to.
  • the problem of contamination and the seizing of water when the fin falls below the dew point analogous to the heat exchanger fin according to DE-A 3 131 737, has not yet been completely solved.
  • the corrugation of the lamella is so short-wave that a tear hole with two flaps running parallel to each other occupies two flanks of the corrugation, bridging each of a wave crest. In the area of the tear hole there is no corrugation and its desired effect.
  • This design with the tear holes and the sharply curved lobes, which take up the entire distance between adjacent lamellae, is predestined to hold on to condensation water that forms when the temperature falls below the dew point and to trap dirt.
  • the lobes that occupy the entire lamella spacing are relatively large-area turbulence generators with their own slipstream effect for the gaseous first fluid, with the associated reduction in the heat transfer between the lamella and the gaseous first fluid.
  • DE-C 3 336 985 to provide the connecting sleeves of the lamella to the heat exchanger tubes with collars which engage in corresponding grooves on the back of the next lamella, thus allowing the connection sleeves to be used as spacers in the lamella package.
  • the invention is not limited to this case, but also allows the use of separate spacers as an option, although not a preferred option.
  • solderable fins primarily made of copper
  • solderable fins are already known from US-A 1 575 864, which dates back to 1926, and in which protruding bulges protrude from one flat fins on one or both sides, in particular conically, which are closed in the finned plane are.
  • Such bulging of flat slats has been considered again and again since the 1930s, also by the applicant, with the most varied of variants, but was also rejected just as often because the achievable surface enlargement and the turbulence increase for the required power density in comparison with the respective time otherwise known lamella constructions of the type discussed above are not sufficient.
  • the invention has for its object to provide a fin for the common ribbing of several heat exchanger tubes of a tube fin heat exchanger in motor vehicles, which has the excellent heat transfer ratio of slotted fins, but disadvantages of the same, such as great water retention when the dew point is undershot, relatively low stability of the fin and high maintenance requirements Manufacturing tools, largely avoided.
  • the outstanding feature of the lamella according to the invention is that a further increase in the external heat transfer coefficient a a is achieved by the further local profiling impressed on the flanks of the basic corrugation of the lamella in the form of bulges smaller than the lamella spacing, so that even the previous one only with slotted lamellas or with perforated lamellas (DE-C 3 336 985), which were previously considered to be the optimal heat transfer coefficients, can still be exceeded significantly, for example with approximately 8 to 20%. There is only a slight increase in the air-side (first fluid) pressure loss.
  • the turbulence-enhancing and boundary layer-reducing effect of the features fully benefits the lamella surface located downstream, without this being compensated for again by local boundary layer enlargements.
  • the increase in surface area obtained through the characteristics also increases performance.
  • the bulges can be designed and distributed in such a way that there is practically the same heat flux density in concentric circles around the connection sleeves, that is to say is distributed invariably with respect to the connection sleeves.
  • the condensate drainage is only insignificantly disturbed compared to a lamella without bulges. Furthermore, if the external heat transfer coefficient is at least the same, there is no need for exhibitor slits or openings in the lamella, which act comparatively like a sponge in relation to condensed water.
  • the cutting punches required for this purpose which are required, for example, to produce the openings in the lamella according to DE-C 3 336 985, can be dispensed with. Since one punch is required per opening and up to 36 rows of tubes are punched at the same time due to the industrial large-scale production in the lamellar tool, cutting punches can be saved compared to a lamella, for example according to DE-C 3 336 985 144, whereby the manufacturing costs of the lamellar tool can be significantly reduced .
  • the punches required for the lamella according to the invention for producing the corrugation or the bulges are maintenance-free.
  • An embodiment of the heat exchanger lamella according to the invention is therefore particularly recommended when it is used in the motor vehicle as an evaporator or air cooler, in which condensation water forms on the lamella due to the temperature falling below the dew point. Due to the practical elimination of all exhibitors, slits or openings in the lamella, the condensed water can flow off undisturbed, so that the water retention capacity is always lower. Due to the smaller amount of condensed water held between the heat exchanger fins by adhesion in the case of the invention On the one hand, the heat exchanger lamella further improves the external heat transfer coefficient, since the heat resistance is reduced by the condensed water, and on the other hand, the lamella surface dries faster, which reduces the activity of odor-producing bacteria.
  • Another advantage of the lower water retention capacity of the heat exchanger lamella according to the invention is the better suitability for reheat operation (in vehicle air conditioning systems), since the amount of water evaporated and thus the fogging of the windshield after the compressor has been switched off is less.
  • the stability is greatly increased, in particular in comparison to slotted lamellae, so that the lamella thickness can be significantly reduced with the same strength.
  • the fin thickness can be significantly reduced without reducing the performance of the above-mentioned high-performance fins according to DE-C 3 336 985. Since the heat exchanger fins are manufactured in large numbers for the automotive industry, the reduction in material costs as well as the weight reduction and the associated improvement in driving properties and the reduction in gasoline consumption are of decisive advantage.
  • Another advantage in the large-scale production of the heat exchanger lamella is the elimination of the cutting punches, which are required to produce the openings in the lamella according to DE-C 3 336 985 and require a high level of maintenance, while the tool inserts for producing the profile of the lamella according to the invention are almost maintenance-free are.
  • the average specialist will select the size, shape, number and distribution of the bulges in a targeted manner. So he will choose not too little bulges, but also not too many small bulges, since otherwise the air of the first fluid cannot follow the lamella. Bulges that are too large, on the other hand, would already create the danger of creating your own current dead spaces. They can also be used less for optimal division into current threads.
  • the wavelength of the corrugation is also related to the size of the bulges, since each bulge is only assigned to one flank of the corrugation and is therefore set back in its respective foot area with respect to the next wave crest.
  • the expressions preferably extend only over the part of the flank length of the corrugation which is in turn optimally selected in accordance with claims 4 and 16, respectively.
  • the arrangement of the knob-like bulges depending on the pipe distribution is also important for increasing the heat transfer coefficient. While within the scope of claim 8 e.g. with small spacings of the connecting sleeves transversely to the air direction, two bulges arranged in alignment in the air direction may be sufficient to achieve a predetermined heat transfer coefficient with low pressure loss (cf. also FIG. 1), the arrangement of the bulge can be offset to the air direction within the scope of claim 9 with higher performance requirements be (see also Fig. 2).
  • the optimal geometry of the zigzag curl is defined in claim 4.
  • the number of corrugation peaks results in an effective corrugation height, measured at right angles to the base surface or main plane of the slat.
  • the height of the bulges measured as a projection perpendicular to the fin flank is preferably 30 to 50% of the fin spacing in the tubular fin heat exchanger in the sense of claim 19.
  • Claims 17 and 18 relate to the already mentioned lamellar spacing via the connecting sleeves and underline the necessity that the entire lamellar surface should have a profile that is as uniform as possible in order to achieve a maximum heat transfer coefficient with a relatively low air-side pressure loss. According to claim 18, surfaces with an excessively large angle with respect to the base area of the fins are to be avoided, since in the fin package of the tube fin heat exchanger the fin spacing is reduced by the factor cos e at these points and the water retention capacity increases as the fin spacing decreases.
  • bulges are given. Although currently tapered shapes are considered to be particularly useful, other shapes can also be permitted for the purpose of increasing turbulence and increasing the surface area according to claims 12 and 13, which shapes can be embossed without tearing the lamella. Axially symmetrical bulges are preferred; Elongated bulges, for example, are also possible, e.g. with oval cross section.
  • Claim 10 deals with a special arrangement of the bulges which, in order to obtain a constant heat flow density in the lamella, are arranged in such a way that in the region of low flow velocities, ie large ones Pipe distances, more bulges between two adjacent connection sleeves and less or in the area of high flow velocities, ie small pipe distances between two adjacent connection sleeves, or in the borderline case there are no features.
  • all of the bulges and all connection points protrude from the same side of the lamella.
  • the increased temperature gradient in the direction of the heat flow lines from the connection point to the center of the bridge-like strip then leads to a reduced temperature difference between the bridge-like strip and the gaseous first fluid flowing on the outside of the heat exchanger lamella, as a result of which the amount of heat transferred is reduced and the locally very high heat transfer numbers do not can be converted accordingly into transferred heat output.
  • fins 1 of a tube fin heat exchanger are shown in various embodiments, in which by shaping finned sheet with the preferred thickness of 0.07 to 0.5 mm, preferably 0.07 to 0.15 mm, from Al or an Al alloy thereof, the stamping, drawing or embossing processes produce the surface profiling described below.
  • connecting sleeves 4 for receiving heat exchanger tubes 14 extend in each heat exchanger fin 1 (cf. FIGS. 8 and 9).
  • the connecting sleeves 4 are each designed to receive a heat exchanger tube 14 carrying the second fluid as a cylindrical, elliptical or differently shaped sleeve so that in the direction of the first gaseous fluid which acts on the heat exchanger lamella 1 itself, an outer diameter which is defined except for slight deviations is produced.
  • the connecting sleeves 4 are bent on their outer free edge, in the manner of an outer ring flange, to form a collar 13, in order to thereby fix the mutual spacing of the fins 1 in a fin package of a tube fin heat exchanger 22 (see FIGS. 8 and 9) .
  • the connecting sleeves 4 in turn protrude from an annular receiving trough 3 formed in the lamella 1, in which the corresponding collar 13 of a connecting sleeve 4 of an adjacent lamella 1 engages on the side facing away from the connecting sleeve.
  • the fins 1 are acted upon by ambient air as a gaseous first fluid which, via the fin 1 in the tube fin heat exchanger 22, enters into heat exchange with the second fluid carried in the heat exchanger tubes.
  • the flow direction 2 of the first fluid runs transversely to the flow direction of the second fluid following the axial direction of the heat exchanger tubes 14 or the inlet sleeve 4.
  • the flow direction 2 of the first fluid is indicated by directional arrows in the plan views of the heat exchanger lamella 1 shown.
  • connection sleeves 4 are arranged in rows transverse to the flow direction 2 of the first fluid. Embodiments are possible in which successive rows of connecting sleeves 4 are set to a gap (FIGS. 1 to 4), as well as those in which adjacent connecting sleeves 4 successive rows are aligned in flow direction 2 (not shown in the drawing). Both embodiments of the slat 1 are possible.
  • the connection sleeves 4 are preferably designed identically. In each row, adjacent connection sleeves have 4 equal distances. The distances are generally the same in different rows. Likewise, the distance between two successive rows in the flow direction is also the same. In the embodiment according to FIG.
  • two conical bulges 6 are arranged on a zigzag-shaped corrugation between two adjacent connection sleeves 4 of the same row in such a way that the bulges 6 are symmetrical on the one hand between the two adjacent connection sleeves 4 of a row and on the other hand approximately in the middle between wave crest 5 and trough 11 are arranged.
  • each flank 20 of the corrugation has bulges.
  • gen 6 which each occupy between 50 and 80% of the flank length measured in flow direction 2.
  • FIG. 2 shows an advantageous modification of the aligned arrangement of the bulges 6 according to FIG. 1, so that they are arranged one behind the other in relation to the flow direction 2 of the first fluid according to FIG. 2.
  • the offset arrangement of the bulges 6 results in a higher pressure loss, but a further increase in the heat transfer coefficient can also be achieved in parallel.
  • FIG. 3 A further optimization of the basic idea of FIG. 2 is shown in FIG. 3, in which several bulges 6, in the special case of FIGS. 3 and 5, are arranged offset to the flow direction 2 between two connecting sleeves 4 of the same row of tubes.
  • three and two bulges 6 are alternately arranged on the flat lamella surface between the crest 5 and the trough 11 between two adjacent connecting sleeves 4 of a row of heat exchanger tubes 14 or connecting sleeves 4 in the flow direction 2 of the first fluid.
  • the distribution of the bulges 6 takes place symmetrically to the imaginary center line between adjacent connection sleeves 4, as in the case of FIG. 4 discussed below, with an equidistant distribution of the bulges 6 of a group of bulges 6 lying between two adjacent connection sleeves 4.
  • the height f of the bulges 6 is to be designed in all the embodiments of FIGS. 1 to 4 such that, depending on the permissible pressure loss, it is preferably 30 to 50% of the existing lamella spacing b.
  • the distance a between the centers of adjacent bulges 6 is expediently 1 to 3 times, preferably 1.3 to 2 times the diameter of the base area of the individual bulges 6.
  • a further step in the direction of a concentric circle around the connecting sleeve 4 uniform heat flow density or homogeneous external heat transfer coefficient distributed over the entire fin surface is shown in FIG. 4, in which the number of flanks 20 between two adjacent connecting sleeves 4 of a pipe row he was increased from FIG. 3 from 2 to 3.
  • bulges 6 can be positioned between two adjacent connection sleeves 4 of a row of heat exchanger tubes 14 or connection sleeves 4 in an arrangement offset from the air direction 2, specifically in the flow direction 2 in the sequence 3 - 2 - 3.
  • a further increase in the number of wave crests 5 is conceivable for smaller lamella spacings b.
  • the limit to the increase in the number of waves and bulges is given by the air flow, which reacts in the event of a too fine corrugation and the extremely high number of bulges associated with the formation of a greater thickness of the boundary layer 9 (see FIG. 6), since the flow the gaseous first fluid can no longer follow a very fine corrugation or bulge.
  • the tool cost also increases with an increasing number of bulges, since the bulges 6 are stamped due to the required interchangeability of the tool profiles when worn with stamps which are embedded in a corrugated base plate, so that the tool costs increase as the number of stamps increases.
  • the length of the individual flanks 20 of the corrugation is expediently at least twice and at most five times the fin spacing b in the tubular fin heat exchanger.
  • a lamella 1 is shown in section. This figure shows the shape of all bulges 6 in one direction and the preferred relation of the heights f of the bulges 6 in relation to the lamella spacing b. There is also the effect of locally very large corrugation angles a, which lead to a local reduction of the lamella spacing from dimension b to g and thus to increased adhesive forces between the lamella 1 and condensation water droplets.
  • FIG. 6 on a lamella 1 (without features 6) designed according to the state of the art according to DE-A 2 530 645 with exclusive corrugation by drawn flow lines, the increase in the boundary layer 9 that occurs when the corrugation angle 8 is too large is illustrated. Since the air cannot nearly follow the lamella 1, stationary vortices 10 of low intensity are formed in the troughs 11, which have only a slight boundary-layer-reducing effect and also adjust in temperature to the lamella 1, since they are essentially stationary are and are not transported in the same way as the turbulence bales in the main flow direction 2.
  • the resulting powers or pressure losses are plotted against the corrugation angle 8 in FIG. 7. It shows that from corrugation angles e of 20 ° no significant increase in performance is achieved and that there is only a steep increase in air-side pressure losses at corrugation angles e of more than 20 ° , since the resistance coefficient increases with an increased corrugation angle e Redirection also increases the flow path and flow rate.
  • Fig. 8 it is shown how in a tube fin heat exchanger 22 (see FIG. 9) staggered heat exchanger tubes 14 are firmly connected to the connecting sleeves 4 of the individual fins 1 in a thermally conductive manner.
  • the attachment is carried out by the usual methods in the manufacture of tube fin heat exchangers, e.g. by expanding the heat exchanger tubes 2 and / or brazing.
  • the connecting sleeves 4 cause the spacing of adjacent plates 1 by a collar 13 at the free end of the respective connecting sleeve 4 engaging in an annular recess 3 on the rear of the foot zone of the next plate 1. This makes it possible that no additional bulges of the lamella have to take over spacer functions.
  • FIG. 9 schematically show an entire tube fin heat exchanger 22, the fins of which are designed according to FIGS. 1, 2, 3 or 4 and, according to FIG. 8, are combined to form a fin stack carried by heat exchanger tubes 14.
  • the individual heat exchanger tubes 14 are combined in terms of flow by means of reversing bends 24, optionally also using header boxes (not shown) or header tubes indicated in FIG. 9, in such a way that they partly cross-flow, partly cross-counter- and cross-countercurrent to the first fluid from a common inlet 26 can flow through a common outlet 28 of the second fluid.
  • the direction of flow of the second fluid is indicated by the arrows 30 at the inlet 26 and 31 at the outlet 28.
  • the flow direction 2 of the first fluid can be seen in the end view of the tube fin heat exchanger 22.
  • the tube fin heat exchanger 22 can be mounted by means of the fastening tabs 32.

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Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Lamelle aus AI oder einer AI-Legierung für die gemeinsame Verrippung mehrerer Wärmetauscherrohre eines Rohrlamellenwärmetauschers in Kraftfahrzeugen gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1. Wärmetauscherlamellen dieser Art sind aus der DE-A 2 530 064 bekannt. Sie werden außen von Umgebungsluft als erstem Wärmetauschfluid beaufschlagt, während ein zweites Wärmetauschfluid in den Wärmetauscherrohren geführt ist, welche durch die Lamelle verrippt werden.
  • Lamellen für Rohrlamellenwärmetauscher von Kraftfahrzeugen werden jetzt generell aus AI oder AI-Legierungen gefertigt, und zwar in sehr dünnen Wandstärken zwischen typischerweise 0,08 und 0,15 mm. Eine Fertigung derartiger Lamellen aus Eisenblech kommt aus Gründen etwa vierfach schlechterer Wärmeleitfähigkeit, Korrosions- und Gewichtsgründen praktisch nicht in Frage. Edelstahlblech wäre zwar korrosionsfest, bezieht jedoch nur noch etwa 10 % der Wärmeleitfähigkeit einer AI-Lamelle. Eine Fertigung derartiger Lamellen aus Cu würde zwar den Anforderungen hinsichtlich Korrosionsfestigkeit oder gar Wärmeleitung, die sogar besser ist, genügen, scheidet jedoch außer in Ausnahmefällen, z.B. bei einigen Motorkühlern oder lötbaren Heizungswärmetauschern, aus Gewichtsgründen und des Cu-Preises im Vergleich mit dem AI-Preis aus.
  • In diesem Sinne hat sich bei Wärmetauschern für Kraftfahrzeuge in der Entwicklung als Großserienteile eine Optimierung nicht nur nach Leistungsdaten, sondern auch nach Gewicht, Bauvolumen, Materialeinsatz u.dgl. ergeben, die einen Vergleich mit Wärmetauschem aus anderen Anwendungsbereichen mit kleineren Stückzahlen bis zur Einzelfertigung nicht ohne weiteres zuläßt.
  • Für derartige Lamellen soll mit einfach herstellbaren, dauerhaften Mitteln eine möglichst hohe Wärmeübergangszahl zwischen der Lamelle einerseits und dem diese beaufschlagenden, gasförmigen ersten Fluid andererseits erreicht werden. Diese Steigerung des Wärmeübergangswertes bringt Einsparungen im Investionsbereich und im Betrieb mit sich, da bei gleicher zu übertragender Wärmemenge und gleichen Betriebstemperaturen die Wärmetauscherfrontfläche (angeströmte Fläche) und die Bautiefe reduziert oder der Abstand der Wärmetauscherlamellen vergrößert werden kann. Da die Wärmetauscherlamelle für Rohrlamellenwärmetauscher in Kraftfahrzeugen eingesetzt wird, sind gerade die Reduzierung des Bauvolumens und damit einhergehende Verringerung des Wärmetauschergewichtes von entscheidender Bedeutung. Dies gilt sowohl für den möglichen Anwendungsfall auf Kraftfahrzeugkühler oder Heizungswärmetauscher als auch für die bevorzugten Anwendungen bei Verflüssigern oder Verdampfern in Kraftfahrzeugklimaanlagen.
  • Der Wärmetausch zwischen den beiden Fluiden erfolgt mittels Wärmestrahlung, Wärmeleitung und Konvektion, insbesondere aber auf dem Wege der Konvektion, bei der die Wärme durch bewegte Stoffteilchen übertragen wird. Gerade der Wärmetausch durch Konvektion ist maßgeblich von der Art der Strömung des gasförmigen ersten Fluids um die Rohre und die Wärmetauscherlamelle abhängig.
  • Es ist bekannt, daß sich bei Strömungen parallel zu einer Platte an der Oberfläche eine laminare Grenzschicht bildet, die mit zunehmendem Strömungsweg L dicker wird und den Wärmeaustausch durch Konvektion behindert, da durch diese laminare Grenzschicht die Wärme nur durch molekulare Leitvorgänge übertragen werden kann. Qualitativ wird die äußere Wärmeübergangszahl durch die Formel
    Figure imgb0001
    beschrieben, worin aa die über die Plattenlänge L gemittelte Wärmeübergangszahl vom gasförmigen Fluid an die Lamellen- oder Plattenoberfläche, w die Strömungsgeschwindigkeit des die Lamellen beaufschlagenden gasförmigen Mediums, c eine sich aus den physikalischen Eigenschaften des strömenden Mediums ergebende Konstante sind. Aus der Gleichung ist ersichtlich, daß zur Verbesserung der Wärmeübergangszahl bei Platten entweder die Strömungsgeschwindigkeit erhöht oder die überströmte Länge der Platte L verringert werden muß.
  • Eine weitere Verminderung des Wärmeaustausches haben zudem die Strömungstoträume zur Folge, die sich in Strömungsrichtung des ersten Fluids hinter Rohrbereichen aufbauen, d.h. in deren Strömungsschatten. Durch einen sich durch die Strömung hinter den Wärmetauscherrohren ausbildenden stationären Wirbel geringer Intensität werden dort die örtlichen Wärmeübergangszahlen erheblich kleiner als in den von der Hauptströmung berührten Bereichen. Auch müssen bei fortschreitender Verringerung der Lamellendicke zunehmend die Wärmeleitwiderstände in der Lamelle mit berücksichtigt werden, woraus die Forderung nach einer bei konstantem Rohrabstand möglichst gleichmäßigen Wärmestromdichte in der Lamelle resultiert, die wiederum durch eine Anpassung der örtlichen Wärmeübergangszahlen erreicht wird. Um diese Anforderungen zu erreichen, ist es bekannt, die Lamelle in verschiedenartiger Weise zu profilieren. Eine der einfachsten bekannten Profilierungen besteht in einer gewellten Ausbildung der Lamelle in Strömungsrichtung des ersten Fluids, so daß die Wellenberge und Wellentäler quer zu dieser Strömungsrichtung verlaufen (vgl. z.B. die gattungsgemäße DE-A 2 530 064, aber z.B. auch die DE-A 2 756 941). Durch diese Wellung wird einerseits der Strömungsweg und damit die Strömungsgeschwindigkeit zwischen den Lamellen geringfügig erhöht, andererseits wird durch die erforderliche Umlenkung der Luft in der gewellt geformten Lamelle nach jedem Wellenberg ein zumindest teilweiser Neuaufbau der laminaren Grenzschicht erreicht, wodurch eine Vergrößerung der Grenzschicht und damit ein der genannten Gleichung entsprechender Abbau der äußeren Wärmeübergangszahl wenigstens teilweise vermieden werden können. Dies gilt insbesondere dann, wenn die Wellenberge relativ scharf ausgebildet sind, insbesondere als Kanten einer geradlinigen Zickzack-Wellung (vgl. Anspruch 4); im Rahmen der Erfindung sollen aber auch gerundet ausgebildete Wellenberge mit einbezogen bleiben.
  • Der Steigerung der äußeren Wärmeübergangszahl gegenüber einer glatten Platte sind jedoch Grenzen geset, da ab einem Wellungswinkel 8 von 15 bis 20° die Wärmeübergangszahl nur noch geringfügig, der luftseitige Druckverlust hingegen in zunehmendem Maße ansteigt (Fig. 3). Die ausschließlich mit einer Wellung erreichte Steigerung der äußeren Wärmeübergangszahl ist im Bereich eines tecchnisch sinnvollen Verhältnisses von Leistungszunahme zu Druckverlustzunahme, d.h. Wellungswinkel bis maximal 20°, unzureichend, da der Abbau der laminaren Grenzschicht durch die Wellung nicht ausreicht und zudem die Oberflächenvergrößerung sowie die Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit bei einem Wellungswinkel von maximal 20° noch recht gering sind (6%). Auch werden durch eine Wellung der Lamellenoberfläche keine wesentliche Reduzierung des Strömungstotraumes hinter den Rohren sowie keine in bezug auf eine gleichmäßige radiale Wärmestromdichte optimale Verteilung der örtlichen Wärmeübergangszahlen erreicht. Wellungswinkel von ca. 45°, wie sie in der DE-A 2 530 064 zeichnerisch dargestellt sind, führen zu einer Vergrößerung der Grenzschicht, durch die die Wärme infolge von molekularer Leitung der Luft transportiert werden muß, da die Luft nur noch in geringem Umfang parallel zur Wellung strömt und sich in jedem Wellental ein stationärer Wirbel geringer Intensität ausbildet. Die hohe Oberflächenvergrößerung von 30 bis 40 % je nach Oberflächenanteil der hülsenförmig ausgeprägten Rohranschlußstellen wird zum größten Teil durch die eingangs beschriebene Vergrößerung der Grenzschichtdicke wieder kompensiert, so daß die Zunahme der äußeren Wärmeübergangszahl erfahrungsgemäß nur unwesentlich größer als bei einem Wellungswinkel von 20° ist (Fig. 7).
  • Für ungewellte Lamellen wurden neue Profilformen entwickelt, die aus der Lamelle selbst herausgedrückt sind, wobei Durchbrüche im Lamellenmaterial entstehen. Allen diesen Profilierungen ist gemeinsam, daß durch die Formgebung der Lamelle der Aufbau einer laminaren Grenzschicht größerer Dicke möglichst verhindert werden soll. Eine bekannte Profilierung dieser Art (DE-U 7 806 410) versucht das gasförmige Fluid in einem herausgedrückten Führungskanal mit halbkreisförmigem Querschnitt in die Strömungsschatten hinter den Anschlußstellen zu führen. Durch die am Anfang und Ende eines Führungskanals entstehenden Anschnittkanten muß jeweils ein Neuaufbau des thermischen und hydraulischen Strömungsprofils erfolgen. Abgesehen davon, daß es zweifelhaft ist, daß durch die Führungskanäle die Ausbildung des leistungsmindernden Strömungsschattensbehindert wird, sind auch die Abschnittkanten nur auf einen geringen Flächenanteil der Lamelle begrenzt, während ein großer Flächenanteil der Lamelle ohne Grenzschicht mindernde Profilierungen als glatte Lamelle ausgebildet ist. Eine gleichmäßigere Verteilung von Lamellendurchbrüchen und Leitstegen ist in der bekannten Anordnung (DE-A 2 518 226) einer Wärmetauscherlamelle für die Chemieindustrie, insbesondere die Erdölindustrie, gegeben, bei der zwischen zwei Anschlußstellen in der Lamelle eine Vielzahl von Leitstegen geringer Breite vorgesehen ist, durch die ein ständiger Neuaufbau der laminaren Grenzschicht erzwungen werden soll. Diese Maßnahme erscheint jedoch tatsächlich als nachteilig, da die den äußeren Leitstegen zugeordneten Schlitze in der Wärmetauscherlamelle dann den Wärmefluß von den in den Anschlußstellen aufzunehmenden Rohren zu den äußeren Leitstegen durch einen zum Teil erheblich größeren Strömungsweg erschweren, so daß eine größere Temperaturdifferenz zum Wärmetransport erforderlich und damit der Rippenwirkungsgrad reduziert wird. Da die äußeren Leitstege sich in derselben Ebene nahe aufeinander befinden, wird auch die im vorhergehenden Schlitz gebildete Grenzschicht nicht vollständig abgebaut.
  • Bei der auf Raumheiz- und Kühlsysteme bezogenen DE-A 3 131 737 sind stattdessen in den Lamellen von Rohrlamellenwärmetauschern Leitstege als dachförmige Streifen ausgeprägt und gegeneinander brückenförmig angeordnet. Diese Ausbildung der Leitstege ist zwar vom Grenzschichtabbau und von der Lamellenstabilität her besser, jedoch kann es zu keinem wenigstens annähernd winkelinvarianen radialen Wärmefluß rund um die Wärmetauscherrohre kommen. Die Herstellungswerkzeuge für diese Lamelle sind besonders kompliziert und es kommt bei vorgegebener Leistung zu hohen Druckverlusten, insbesondere im Falle von zusätzlicher Kondensation von Wasserdampf infolge einer Taupunktsunterschreitung der Lamelle. Im letztgenannten Fall setzt sich das Kondenswasser durch Adhäsion zwischen den vielen Leitstegen wie in einem Schwamm fest, so daß durch die Versperrung der Lamellenfläche mit Kondenswasser der Wärmeübergang noch schlechter als bei einer glatten Lamelle ist.
  • Nach einer Verbesserung (DE-C 3 336 985) dieser grundsätzlichen Konstruktionsweise wurden zwar bei gleichbleibend hoher Wärmeübergangszahl der luftseitige Druckverlust reduziert sowie die erforderlichen Herstellungswerkzeuge vereinfacht, indem zwischen benachbarten Anschlußstellen derselben Reihe mindestens ein Durchbruch und mindestens an einem Rand des Durchbruchs, der quer zur Reihenerstreckung verläuft und einer Anschlußstelle benachbartist, ein aus der Lamellenebene ausgestellter Leitsteg für das gasförmige Fluid vorgesehen sind. Durch den Leitsteg wird einerseits die laminare Grenzschicht abgebaut, andererseits die Luft so geführt, daß die Ausbildung eines Strömungsschattens hinter den Rohren vermindert wird. Durch die erforderliche Breite der Leitstege in Strömungsrichtung des gasförmigen Fluids gemessen von mindestens Dreiviertel des Außendurchmessers der Anschlußstellen wird aber die Lamellenstabilität reduziert, so daß bei vorgegebener Lamellenstabilität die Materialstärke vergrößert werden muß, da der Einsatz von härterem Lamellenmaterial durch die maximal erreichbare Höhe der hülsenförmigen Anschlußstellen von bis zu 2,4 mm nicht möglich ist. Selbst bei einer von 0,12 auf 0,15 mm vergrößerten Materialstärke ergeben sich bei einem Lamellenpaket, bei dem die Rohre noch nicht in die hülsenförmigen Anschlußstellen eingeführt sind, gewisse Stabilitätsprobleme beim Handling während des Fertigungsprozesses, so daß relativ hohe Fertigungszeiten in Kauf genommen werden müssen. Auch ist das Problem der Verschmutzung sowie des Festsetzens von Wasser bei Taupunktsunterschreitung der Lamelle, analog zu der Wärmetauscherlamelle nach DE-A 3 131 737, noch nicht vollständig gelöst.
  • Bei der gattungsgemäßen bekannten Lamelle gemäß DE-A 2 530 064, die zur Verwendung bei Kraftfahrzeugkühlern bestimmt ist, hat man schon versucht, die Wärmeübergangszahl einer gewellten Lamelle dadurch weiter zu verbessern, daß aus der Lamelle ausgestellte Lappen, die durch ausgestanzte Reißlöcher gebildet sind und dazu dienen, im Lamellenpaket des Rohrlamellenwärmetauschers Abstandhalter aufeinanderfolgender einzelner Lamellen zu bilden, durch winklige Stellung zur Strömung des ersten Fluids als lokale Luftleitprofile zu verwenden. Durch rastermäßige Anordnung dieser schräggestellten Luftleitbleche in den Lücken gegeneinander versetzter Wärmetauscherrohre bzw. der diese aufnehmenden Anschlußhülsen der Lamelle soll die Beaufschlagung der Lamelle mit dem ersten Fluid im Windschatten der Wärmetauscherrohre verbessert werden. Die Wellung der Lamelle ist dabei so kurzwellig, daß je ein Reißloch mit jeweils zwei parallel zueinander verlaufenden Lappen jeweils zwei Flanken der Wellung unter Überbrückung je eines Wellenberges einnimmt. Im Bereich des Reißloches entfällt dabei die Wellung und deren erwünschte Wirkung. Diese Ausbildung mit den Reißlöchern und den scharf gekrümmten Lappen, welche den ganzen Abstand benachbarter Lamellen einnehmen, ist jedoch prädestiniert, bei Taupunktunterschreitungen entstehendes Kondenswasser festzuhalten und Schmutz einzufangen. Ferner sind die den ganzen Lamellenabstand einnehmenden Lappen relativ großflächige Turbulenzerzeuger mit eigener Windschattenwirkung für das gasförmige erste Fluid mit damit sogar verbundener Minderung des Wärmeübergangs zwischen der Lamelle und dem gasförmigen ersten Fluid. Die Schrägstellung der Lappen in nur einer möglichen Schrägungsrichtung erscheint unmotiviert, da die Strömung des ersten Fluids keine bevorzugte Seitenrichtung kennt. Eine Vervielfachung der als Abstandhalter dienenden Lappen würde den Durchlaßquerschnitt des Lamellenpakets für das erste Fluid zunehmend sperren und dieser erwünschten Wirkungsgraderhöhung somit ebenfalls entgegenwirken. Die gewonnene Verbesserung der bekannten Maßnahme in bezug auf die Wärmeübergangszahl dürfte daher allenfalls nur gering sein und überhaupt nur dann bedeutsam sein, wenn von den Haltehülsen der Lamellen gesonderte Abstandhalter der Lamellen im Lamellenpaket Verwendung finden. Im Rahmen der Erfindung wird stattdessen vorzugsweise von derartigen gesonderten Abstandhaltern ganz abgesehen, da es schon von früheren Lamellenkonstruktionen der Anmelderin an sich bekannt ist (vgl. DE-C 3 336 985), die Anschlußhülsen der Lamelle an die Wärmetauscherrohre mit Kragen zu versehen, die in entsprechende Rillen an der Rückseite der nächsten Lamelle eingreifen und so die Anschlußhülsen zugleich als Distanzhalter im Lamellenpaket verwenden lassen. Die Erfindung ist auf diesen Fall jedoch nicht beschränkt, sondern läßt auch die Verwendung gesonderter Distanzhalter als Möglichkeit, wenn auch nicht bevorzugte Möglichkeit, zu.
  • Im wesentlichen geschlossene Ausbuchtungen aus ebenen Lamellen sind bereits bei Rohrlamellenwärmetauschern bekannt, die für andere Materialien als für AI oder AI-Legierungen offenbart sind.
  • So zeigt dies beispielsweise die DE-C 496 733 aus dem Jahre 1930, bei der die Lamellen aus Blech gefertigt sind und mit den Rohren verlötet werden. Es ist offenbar an Eisenblech oder Edelstahlblech gedacht, da durch die Konstruktion der Bleche mit zwischen den Rohren Drosselstellen und Luftleitmittein zur Führung der das Lamellenpaket durchströmenden Luft in die Luftschattenbereiche hinter den Rohren auf solches Material abgestellt ist, bei dem sonst in den genannten Windschattenbereichen mangelnde Wärmeleitfähigkeit zu übermäßigem Temperaturabfall und somit zu einer Verringerung des Wirkungsgrades führt. Dies wäre bei Lamellen aus Kupfer nicht der Fall. Dünne Lamellen aus Aluminium, bei denen sich auch Windschattenprobleme ergeben, gab es damals nocht nicht. Außerdem führt die ausdrücklich gewünschte Drosselung zwischen den Rohren zu hohen Druckverlusten.
  • Speziell für Kraftfahrzeugkühler sind lötbare Lamellen, vornehmlich aus Kupfer, bereits aus der schon aus 1926 stammenden US-A 1 575 864 bekannt, bei denen aus einer ebenen Lamelle ein- oder beidseitig spitz, insbesondere kegelförmig, zulaufende Ausbuchtungen hervorstehen, die in der Lamellenebene geschlossen sind. Eine derartige Ausbuchtung ebener Lamellen ist seit den dreißiger Jahren immer wieder, auch von der Anmelderin, mit den verschiedensten Varianten in Betracht gezogen, jedoch ebenso oft wieder verworfen worden, weil die erreichbare Oberflächenvergrößerung sowie die Turbulenzanfachung für die erforderliche Leistungsdichte im Vergleich mit zur jeweiligen Zeit sonst bekanntgewordenen Lamellenkonstruktionen der oben erörterten Art nicht ausreichen.
  • Aus der US-A 2 046 791 ist schon eine Lamelle für die gemeinsame Verrippung eines Rohrlamellenwärmetauschers in Kraftfahrzeugen bekannt, die neben Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1 auch die Merkmale aufweist, daß die Luftleitprofile geschlossene Ausbuchtungen mit geringerer Höhe als der Lamellenabstand im Rohrlamellenwärmeaustauscher sind und daß die Ausbuchtungen jeweils auf einer Flanke der Wellung angeordnet sind. Bei dieser bekannten Lamelle wird auf gute mechanische Stabilität und leichte Herstellbarkeit nur unter Beibehaltung, nicht Steigerung, des schon als gut empfundenen thermischen Wirkungsgrades abgezielt, indem die Luftströmung längs der Scheitellinien der Wellenberge bzw. Wellentäler, also parallel zur Wellung, geführt wird, so daß die Wellung den Luftwiderstand und damit auch den Wärmeübergang nicht erhöht.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Lamelle für die gemeinsame Verrippung mehrerer Wärmetauscherrohre eines Rohrlamellenwärmetauschers in Kraftfahrzeugen zu schaffen, welche die hervorragenden Wärmeübergangsverhältnisse von geschlitzten Lamellen besitzt, aber Nachteile derselben, wie großes Wasserrückhaltevermögen bei Taupunktunterschreitung, relativ geringe Stabilität der Lamelle und hohen Wartungsaufwand der Herstellungswerkzeuge, weitgehend vermeidet.
  • Diese Aufgabe wird bei einer gattungsgemäßen Wärmetauscherlamelle gemäß den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
  • Das herausragende Merkmal der Lamelle nach der Erfindung besteht darin, daß durch die auf die Flanken der Grundwellung der Lamelle eingeprägte weitere lokale Profilierung in Form von Ausbuchtungen kleinerer Höhe als der Lamellenabstand eine deutliche Steigerung der äußeren Wärmeübergangszahl aa erreicht wird, so daß sogar die bisher nur mit geschlitzten Lamellen bzw. mit durchbrochenen Lamellen (DE-C 3 336 985) erreichten, bisher als optimal geltenden Wärmeübergangszahlen noch deutlich, z.B. mit ca. 8 bis 20%, überschritten werden können. Dabei tritt nur eine geringe Steigerung des luftseitigen (erstes Fluid) Druckverlustes auf.
  • Bei einer unprofilierten Wellung der Lamelle, selbst bei optimalem geradlinigen Zickzack, lassen sich demgegenüber überhaupt nur Leistungssteigerungen bis zu einem Wellungswinkel e von 15 bis 20° erreichen. Die dabei erzielte Wärmeübergangszahl liegt jedoch wesentlich unter den möglichen Wärmeübergangszahlen von geschlitzten Lamellen (DE-C 3 336 985).
  • Bei einem größeren Winkel e ist nur noch mit einer geringfügigen Leistungssteigerung, jedoch mit einer starken Zunahme des luftseitigen Druckverlustes zu rechnen (Fig. 7), da sich die Grenzschicht, durch die die Wärme mittels molekularer Leitvorgänge transportiert werden muß, infolge von stationären Wirbeln geringer Intensität, die sich in jedem Wellental ausbilden, vergrößert. Bei der erfindungsgemäßen Lamelle reicht es aus, den Wellungswinkel 8 nur bis zu seinem thermodynamisch sinnvollen Maximalwert von 15 bis 20° zu wählen und eine weitere kontrollierte Turbulenzanfachung sowie Oberflächenvergrößerung durch die Ausbuchtungen zu erreichen, hinter denen sich keine Strömungstoträume ausbilden können. Somit kommt die turbulenzanfachende und grenzschichtvermindemde Wirkung der Ausprägungen voll der strömungsabwärts gelegenen Lamellenfläche zugute, ohne daß diese durch örtliche Grenzschichtvergrö- ßerungen wieder kompensiert wird. Ebenfalls wirkt die durch die Ausprägungen gewonnene Oberflächenzunahme leistungssteigernd. Die Ausbuchtungen lassen sich dabei so ausbilden und verteilen, daß auf konzentrischen Kreisen um die Anschlußhülsen praktisch jeweils gleich große Wärmestromdichte herrscht, diese also in bezug auf die Anschlußhülsen richtungsinvariant verteilt ist. Besonders hervorzuheben ist hierbei die Aufspaltung der Strömung des ersten Fluids in Stromfäden und deren Leitung auch in die Bereiche bisheriger Strömungstoträume.
  • Die gewonnenen Vorteile der erwähnten bestimmten Kombination einer Wellung der Lamellen und deren Versehen mit den Ausbuchtungen ist umso überraschender, als damit ein neuer Weg zur Schaffung leistungsmäßig auch im Vergleich mit andersartigen Bauformen hocheffizienter Lamellen geschaffen wird, deren Schaffung durch Wellung oder Ausbuchtung allein bisher immer mißlang. Im Vergleich zu der bisher effektivsten Lamelle der Anmelderin ganz anderer Bauart, nämlich nach der DE-A 3 336 985, läßt sich eine Steigerung der äußeren Wärmeübergangszahl zwischen ca. 8 und 20% und damit der übertragenen Wärmeleistung bei gleicher Betriebsbedingung, gleichem Material und gleichen Abmessungen um ca. 5 bis 10% erreichen, d.h. bis auf die unterschiedliche Lamellenbauart völlig gleichen Bedingungen.
  • Es ist bevorzugt, ganz geschlossene Ausbuchtungen vorzusehen, während die erwünschten Wirkungen, insbesondere hinsichtlich der Steigerung des Wärmeübergangs, auch schon erreicht werden, wenn die Ausbuchtungen überwiegend geschlossenen ausgebildet sind.
  • Durch die für die Leistungssteigerung ausreichende geringe Höhe der geschlossenen Ausbuchtungen von 15-80% wird der Kondenswasserablauf gegenüber einer Lamelle ohne Ausbuchtungen nur unwesentlich gestört. Weiterhin kann bei zuminest gleicher äußerer Wärmeübergangszahl auf Ausstellerschlitze oder Durchbrüche in der Lamelle verzichtet werden, die in Bezug auf Kondenswasser vergleichsweise wie ein Schwamm wirken.
  • Da somit die erfindungsgemäße Lamelle ohne Ausstellerschlitze und Durchbrüche auskommt, können die dazu erforderlichen Schnittstempel entfallen, die beispielsweise zur Herstellung der Durchbrüche in der Lamelle nach der DE-C 3 336 985 erforderlich sind. Da pro Durchbruch ein Schnittstempel notwendig ist und aufgrund der industriellen Großserienfertigung im Lamellenwerkzeug gleichzeitig bis zu 36 Rohrreihen gestanzt werden, können somit gegenüber einer Lamelle beispielsweise nach der DE-C 3 336 985 144 Schnittstempel eingespart werden, wodurch die Herstellungskosten des Lamellenwerkzeugs wesentlich reduziert werden können.
  • Weiterhin sind die für die erfindungsgemäße Lamelle erforderlichen Stempel zur Herstellung der Wellung bzw. der Ausbuchtungen im Gegensatz zu Schnittstempeln wartungsfrei.
  • Eine erfindungsgemäße Ausbildung der Wärmetauscherlamelle empfiehlt sich demzufolge vor allem bei deren Verwendung im Kraftfahrzeug als Verdampfer oder Luftkühler, bei der durch Taupunktunterschreitung Kondenswasser auf der Lamelle entsteht. Druch den praktischen Wegfall sämtlicher Aussteller, Schlitze oder Durchbrüche in der Lamelle kann das Kondenswasser ungestörter abfließen, so daß das Wasserrückhaltevermögen stets geringer ist. Durch die geringere, zwischen den Wärmetauscherlamellen durch Adhäsion festgehaltene Kondenswassermenge bei der erfindungsgemäßen Wärmetauscherlamelle wird einerseits die äußere Wärmeübergangszahl weiter verbessert, da der Wärmewiderstand durch das Kondenswasser verringert wird, und andererseits wird die Lamellenoberfläche schneller trocken, wodurch die Aktivität von geruchsbildenden Bakterien reduziert wird.
  • Ein weiterer Vorteil des geringeren Wasserrückhaltevermögens der erfindungsgemäßen Wärmetauscherlamelle ist die bessere Eignung beim Reheat-Betrieb (bei Fahrzeugklimaanlagen), da die nachverdampfte Wassermenge und somit das Beschlagen der Windschutzscheibe nach Abschalten des Verdichters geringer ist.
  • Durch die starke Verformung der Lamelle praktisch ohne Durchbrüche wird die Stabilität insbesondere im Vergleich zu geschlitzten Lamellen stark erhöht, so daß bei gleicher Festigkeit die Lamellendicke wesentlich reduziert werden kann.
  • In Verbindung mit der eingangs genannten Leistungssteigerung der erfindungsgemäßen Wärmetauscherlamelle gegenüber anderen Hochleistungslamellen (z.B. DE-C 3 336 985) kann die Lamellendicke wesentlich reduziert werden, ohne daß Leistungsminderungen zu den genannten Hochleistungslamellen nach DE-C 3 336 985 entstehen. Da die Wärmetauscherlamelle in nicht überschaubar hohen Stückzahlen für die Kraftfahrzeugindustrie gefertigt werden, ist die Materialkostensenkung sowie die Gewichtsreduzierung und die damit einhergehende Verbesserung der Fahreigenschaften sowie die Reduzierung des Benzinverbrauches von entscheidendem Vorteil. Ein weiterer Vorteil bei der Großserienfertigung der Wärmetauscherlamelle ist der Wegfall der Schnittstempel, die zur Herstellung der Durchbrüche in der Lamelle nach DE-C 3 336 985 erforderlich sind und einen hohen Wartungsaufwand erforderlich machen, während die Werkzeugeinsätze zur Herstellung der Profilierung der erfindungsgemäßen Lamelle nahezu wartungsfrei sind.
  • Es versteht sich, daß der Durchschnittsfachmann die Größe, Form, Anzahl und Verteilung der Ausbuchtungen zielgerecht wählen wird. So wird er nicht zu wenig große, aber auch nicht zu viele kleine Ausbuchtungen wählen, da sonst die Luft des ersten Fluids der Lamelle nicht folgen kann. Zu große Ausbuchtungen würden demgegenüber bereits die Gefahr mit sich bringen, eigene Strömungstoträume zu erzeugen. Auch lassen sie sich weniger zur optimalen Aufteilung in Stromfäden verwenden. In Zusammenhang mit der Größe der Ausbuchtungen steht dabei auch die Wellenlänge der Wellung, da ja jede Ausbuchtung nur einer Flanke der Wellung zugeordnet und somit in ihrem jeweiligen Fußbereich gegenüber dem nächsten Wellenberg zurückgesetzt ist. Vorzugsweise erstrecken sich die Ausprägungen nur über den in Anspruch 3 angegebenen Teil der Flankenlänge der Wellung, die ihrerseits optimal gemäß den Ansprüchen 4 bzw. 16 gewählt ist.
  • Für die Steigerung der Wärmeübergangszahl ist ebenfalls die Anordnung der noppenartigen Ausbuchtungen in Abhängigkeit von der Rohrverteilung von Bedeutung. Während im Rahmen von Anspruch 8 z.B. bei kleinen Abständen der Anschlußhülsen quer zur Luftrichtung zwei in Luftrichtung fluchtend angeordnete Ausbuchtungen zum Erreichen einer vorgegeben Wärmeübergangszahl bei geringem Druckverlust schon ausreichen können (vgl. auch Fig. 1), kann im Rahmen von Anspruch 9 bei höherer Leistungsanforderung die Anordnung der Ausbuchtung zur Luftrichtung versetzt sein (vgl. auch Fig. 2).
  • Eine weitere Steigerung der Wärmeübergangszahl wird in beiden genannten Fällen die Anordnung von mehr als zwei Ausbuchtungen erreicht, wobei der Mittenabstand der Ausbuchtungen in Abhängigkeit vom Lamellenabstand b so verringert werden sollte, daß gerade noch keine Grenzschichtverdickung auftritt (vgl. Anspruch 14). Dabei ist gemäß Anspruch 6 bevorzugt, daß jede Flanke der Wellung mit Ausbuchtungen versehen ist.
  • Die optimale Geometrie der Zickzack-Wellung ist in Anspruch 4 festgelegt. Dabei ist bei großen Lamellenabständen eine kleine Anzahl von Wellenbergen zwischen zwei benachbarten Anschlußstellen einer Rohrreihe, vorzugsweise nur ein Wellenberg, zweckmäßig; im Bereich der angestrebten kleinen Lamellenabstände sind vorzugsweise 1,5 oder 2 Wellenberge zu wählen (vgl. auch Anspruch 16). Durch die Anzahl der Wellenberge ergibt sich bei vorgegebener Geometrie der Anschlußstellen sowie dem maximalen Wellungswinkel e von 15 bis 20° eine effektive Höhe der Wellung, gemessen rechtwinklig zur Grundfläche oder Hauptebene der Lamelle. Die als Überstand senkrecht zur Lamellenflanke gemessene Höhe der Ausbuchtungen beträgt im Sinne von Anspruch 19 vorzugsweise 30 bis 50% des Lamellenabstandes im Rohrlamellenwärmetauscher.
  • Die Ansprüche 17 und 18 beziehen sich auf die bereits erwähnte Lamellendistanzierung über die Anschlußhülsen und unterstreichen die Notwendigkeit, daß zum Erreichen einer maximalen Wärmeübergangszahl bei verhältnismäßig geringem luftseitigen Druckverlust die gesamte Lamellenfläche eine möglichst gleichmäßige Profilierung haben sollte. Dabei sind nach Anspruch 18 Flächen mit allzu großem Winkel gegenüber der Lamellengrundfläche zu vermeiden, da im Lamellenpaket des Rohrlamellenwärmetauschers an diesen Stellen der Lamellenabstand mit dem Faktor cos e reduziert wird und somit bei abnehmendem Lamellenabstand das Wasserhaltevermögen größer wird.
  • In den Ansprüchen 11 bis 13 sind bevorzugte Formen der Ausbuchtungen angegeben. Wenn auch zur Zeit kegelige Formen als besonders zweckmäßig angesehen werden, können doch zum Zweck der Turbulenzanfachung und Oberflächenvergrößerung gemäß den Ansprüchen 12 und 13 auch andere Formen zugelassen werden, die ohne Reißen der Lamelle geprägt werden können. Dabei sind axialsymmetrische Ausbuchtungen bevorzugt; in Frage kommen beispielsweise aber auch langgestreckte Ausbuchtungen, z.B. mit ovalem Querschnitt.
  • In Anspruch 10 wird noch auf eine spezielle Anordnung der Ausbuchtungen eingegangen, die, um eine konstante Wärmestromdichte in der Lamelle zu erhalten, so angeordnet werden, daß im Bereich kleiner Strömungsgeschwindigkeiten, d.h. großer Rohrabstände, zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen mehr Ausbuchtungen und im Bereich hoher Strömungsgeschwindigkeiten, d.h. kleiner Rohrabstände zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen, weniger oder im Grenzfall keine Ausprägungen vorhanden sind.
  • Die durch derartige Maßnahmen erreichbare Wirkung, daß auf konzentrischen Kreisen um die Anschlußhülsen annähernd konstante Wärmestromdichte in der Lamelle herrscht, erlaubt in Verbindung mit der höheren Formstabilität der Lamelle ebenfalls eine Reduzierung der Lamellendicke ohne Verschlechterung des Rippenwirkungsgrades, da der gesamte zur Wärmeleitung zur Verfügung stehende Lamellenquerschnitt auf jedem konzentrischen Kreis um die Anschlußstelle gleichmäßig "wärmedurchströmt" wird und somit die gesamte Lamelle in ihrer Leitfähigkeit gleichmäßig ausgenutzt wird. Hier liegt der große Vorteil der erfindungsgemäßen Wärmetauscherlamelle gegenüber geschlitzten Lamellen bzw. Lamellen mit Ausstellern, Durchbrüchen und Leitstegen, die bis dato ausschließlich im Bereich der Hochleistungslamellen Anwendung finden, daß keine Bereiche mit extrem hohen Wärmeübergangszahlen entstehen, sondern die Wärmestromdichte gleichmäßig bei Reduzierung des Abstandes zum Rohr zunimmt.
  • Vorzugsweise ragen zur Herstellungserleichterung der Lamelle gemäß Anspruch 5 alle Ausbuchtungen und alle Anschlußstellen aus derselben Seite der Lamelle hervor.
  • Bei den in der DE-A 3 131 737 beschriebenen brückenförmigen Streifen, die durch Einschneiden und Anheben des Materials gebildet sind, wird demgegenüber durch die Dach form der Streifen einerseits und durch den erforderlichen Neuaufbau der laminaren Grenzschicht andererseits eine örtlich extrem hohe Wärmeübergangszahl erreicht. Die daraus resultierende extrem hohe Wärmestromdichte beim Eintritt der Wärmestromlinien in die aus der Lamellenebene ausgestellten Streifen erfordert jedoch einen örtlich erheblich höheren Temperaturgradienten, da aus herstellungsbedingten Gründen das Lamellenmaterial nicht entsprechend der Wärmestromdichte örtlich variiert werden kann. Der in Richtung der Wärmestromlinien von der Anschlußstelle zur Mitte des brückenartigen Streifens erhöhte Temperaturgradient führt dann zu einer reduzierten Temperaturdifferenz zwischen dem brückenartigen Streifen und dem auf der Außenseite der Wärmetauscherlamelle strömenden gasförmigen ersten Fluid, wodurch die übertragende Wärmemenge reduziert wird und die örtlich sehr hohen Wärmeübergangszahlen nicht entsprechend in übertragene Wärmeleistung umgesetzt werden können.
  • Die Erfindung wird im folgenden anhand schematischer Zeichnungen an Ausführungsbeispielen noch näher erläutert.
  • Es zeigen:
    • Fig. 1 eine Draufsicht auf einen Abschnitt einer ersten Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Lamelle;
    • Fig. 2 eine Draufsicht auf eine in bezug auf die Ausbuchtungsanordnung variierte zweite Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Lamelle;
    • Fig. 3 und 4 zur weiteren Optimierung eine dritte und eine vierte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Lamelle in Draufsicht;
    • Fig. 5 einen Schnitt nach der Linie I-I in Fig. 4 mit Darstellung zweier benachbarter Lamellen im Rohrlamellenwärmetauscher;
    • Fig. 6 zum Vergleich einen der Fig. 5 entsprechenden Querschnitt durch die bekannte Wärmetauscherlamelle nach der DE-A 2 530 064;
    • Fig. 7 ein Diagramm zur Erläuterung des Einflusses des Wellungswinkels e auf die Wärmeübergangszahl und den Druckverlust von ausschließlich zickzackgewellten Lamellen nach dem Stand der Technik;
    • Fig. 8 einen Ausschnitt eines Lamellenpaketes mit Schnittführung durch die beiden Achsen zweier benachbarter Wärmetauscherrohre des Rohrlamellenwärmetauschers; sowie
    • Fig. 9 schematische Seiten- und Stirnansichten eines solchen Rohrlamellenwärmetauschers.
  • In den Fig. 1 bis 4 sind Lamellen 1 eines Rohrlamellenwärmetauschers in verschiedenen Ausführungsformen dargestellt, bei denen durch Verformen von Lamellenblech mit der bevorzugten Stärke von 0,07 bis 0,5 mm, vorzugsweise 0,07 bis 0,15 mm, aus AI oder einer AI-Legierung davon, durch Stanz-, Zieh- oder Prägevorgänge die nachfolgend geschilderte Oberflächenprofilierung hergestellt wird.
  • In jeder Wärmetauscherlamelle 1 erstrecken sich mehrere Reihen von Anschlußhülsen 4 zur Aufnahme von Wärmetauscherrohren 14 (vgl. Fig. 8 und 9). Die Anschlußhülsen 4, sind zur Aufnahme jeweils eines das zweite Fluid führenden Wärmetauscherrohres 14 als zylindrische, elliptische oder anders geformte Hülse so ausgebildet, daß in Richtung des ersten,die Wärme tauscherlamelle 1 selbst beaufschlagenden gasförmigen Fluids ein bis auf geringe Abweichungen definierter Außendurchmesser entsteht. Die Anschlußhülsen 4 sind dabei an ihrem äußeren freien Rand, nach Art eines äußeren Ringflansches, unter Bildung eines Kragens 13 nach außen gebogen, um damit in einem Lamellenpaket eines Rohrlamellenwärmetauschers 22 (vgl. Fig. 8 und 9) den gegenseitigen Abstand der Lamellen 1 festzulegen. Die Anschlußhülsen 4 ragen dabei ihrerseits aus einer in der Lamelle 1 ausgebildeten ringförmigen Aufnahmemulde 3 hervor, in der auf der der Anschlußhülse abewandten Seite der korrespondierende Kragen 13 einer Anschlußhülse 4 einer benachbarten Lamelle 1 eingreift. Die Lamellen 1 werden bei Anwendungen in Wärmetauschern von Kraftfahrzeugen von Umgebungsluft als einem gasförmigen ersten Fluid beaufschlagt, welches über die Lamelle 1 im Rohrlamellenwärmetauscher 22 mit dem in den Warmetauscherrohren gefihrten zweiten Fluid in Wärmetausch tritt. Im allgemeinen verläuft die Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids quer zu der der Achsrichtung der Wärmetauscherrohre 14 bzw. der Ansehlußhülsen 4 folgenden Strömungsrichtung des zweiten Fluids. Die Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids ist in den dargestellten Draufsichten der Wärmetauscherlamelle 1 durch Richtungspfeile gekennzeichnet.
  • Die Anschlußhülsen 4 sind in Reihen quer zur Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids angeordnet. Dabei kommen sowohl Ausführungsformen, bei denen aufeinanderfolgende Reihen der Anschlußhülsen 4 auf Lücke versetzt sind (Fig. 1 bis 4), als auch solche in Frage, bei denen benachbarte Anschlußhülsen 4 aufeinanderfolgender Reihen in Strömungsrichtung 2 fluchtend ausgerichtet sind (zeichnerisch nicht dargestellt). Beide Ausführungsformen der Lamelle 1 sind möglich. Die Anschlußhülsen 4 sind vorzugsweise identisch gestaltet. In jeder Reihe haben benachbarte Anschlußhülsen 4 gleiche Abstände. Die Abstände sind im allgemeinen auch in unterschiedlichen Reihen gleich. Ebenso ist auch der Abstand zwischen in Strömungsrichtung 2 aufeinanderfolgenden Reihen untereinander gleich. Bei der Ausführungsform nach Fig. 1 sind zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen 4 derselben Reihe jeweils zwei kegelförmige Ausbuchtungen 6 auf einer zickzackförmigen Wellung so angeordnet, daß die Ausbuchtungen 6 einerseits symmetrisch zwischen den beiden benachbarten Anschlußhülsen 4 einer Reihe und andererseits etwa in der Mitte zwischen Wellenberg 5 und Wellental 11 angeordnet sind.
  • Allgemein gilt folgendes:
    • Statt von Wellenberg 5 und Wellental 11 kann man verallgemeinernd auch von Wellungsberg bzw. -tal sprechen. Zwischen einem Wellenberg 5 und einem Wellental 11 liegt jeweils eine Flanke 20 der Wellung. Die Form der Ausbuchtungen 6 kann man auch als Noppen bezeichnen, die je nach Verformungsfähigkeit und Werkzeugaufwand in einem gewissen Rahmen frei gewählt werden. So können außer den dargestellten kegelförmigen Ausbuchtungen 6 auch prismenförmige, zylinderförmige, kugelabschnittförmige Ausbuchtungen 6 oder solche in Form einer drehparabolischen Ausbuchtung bzw. eines Pyramiden- oder Kegelstumpfes oder anderer erhabener Ausprägungen verwendet werden. Die Ausbuchtungen 6 sind alle in derselben Richtung aus der Ebene der Lamelle 1 herausgedrückt. Zusätzlich zu der zickzackförmigen Grundwellung kann noch eine Randwellung 12 an der Ein- bzw. Austrittskante des ersten gasförmigen Fluids beim Trennen der Wärmetauscherlamellen eingeprägt werden, die eine zusätzliche Versteifung der Lamellenkante ergibt und bei Taupunktunterschreitung ein Austreten von Spritzwasser aus der Lamelle 1 reduziert.
  • Alle Ausbuchtungen 6 sind geschlossen und haben jeweils eine geringere Höhe als der Lamellenabstand b (vgl. Fig. 5) im Rohrlamellenwärmetauscher 22 (vgl. Fig. 8,9). Die Ausbuchtungen 6 haben Abstand zu beiden Enden derselben Flanke 20 der Wellung, so daß eine Ausprägung 6 jeweils nur auf einer einzigen Flanke 20 der Wellung ausgebildet ist. Dabei ist bei den Ausführungsformen der Fig. 1 bis 4 jede Flanke 20 der Wellung mit Ausbuchtun- . gen 6 belegt, die jeweils zwischen 50 und 80 % der in der Strömungsrichtung 2 gemessenen Flankenlänge einnehmen.
  • Fig. 2 zeigt eine vorteilhafte Abänderung der fluchtenden Anordnung der Ausbuchtungen 6 gemäß Fig. 1, so daß diese gemäß Fig. 2 in bezug auf die Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids hintereinander versetzt angeordnet sind. Die versetzte Anordnung der Ausbuchtungen 6 ergibt zwar einen höheren Druckverlust, jedoch ist parallel dazu auch eine weitere Steigerung der Wärmeübergangszahl zu erreichen.
  • Bei den Lamellen nach Fig. 1 und 2 ist jeweils nur eine Ausbuchtung 6 pro Flanke 20 zwischen benachbarten Anschlußhülsen 4 angeordnet, in Fig. 1 mittig, in Fig. 2 auf in Strömungsrichtung 2 anschließenden Flanken 20 symmetrisch zur Mitte der jeweiligen Flanke 20 seitlich versetzt mit Spiegelsymmetrie zum gedachten Mittelpunkt der in der Reihe benachbarten Anschlußhülsen.
  • Eine weitere Optimierung der Grundidee von Fig. 2 ist in Fig. 3 dargestellt, bei der zwischen zwei Anschlußhülsen 4 derselben Rohrreihe mehrere, im speziellen Fall der Fig. 3 und 5, Ausbuchtungen 6 versetzt zur Strömungsrichtung 2 angeordnet sind. Dabei sind auf der ebenen Lamellenfläche zwischen dem Wellenberg 5 und dem Wellental 11 zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen 4 einer Reihe von Wärmetauscherrohren 14 bzw. Anschlußhülsen 4 jeweils in Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids abwechselnd drei und zwei Ausbuchtungen 6 angeordnet. Die Verteilung der Ausbuchtungen 6 erfolgt dabei - wie auch im Falle der anschließend erörterten Fig. 4 - symmetrisch zur gedachten Mittellinie zwischen benachbarten Anschlußhülsen 4, und zwar mit äquidistanter Verteilung der Ausbuchtungen 6 einer zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen 4 liegenden Gruppe von Ausbuchtungen 6.
  • Durch die gleichmäßigere Verteilung der Ausbuchtungen 6, die zudem im Bereich der kleinen Strömungsgeschwindigkeiten zwischen den benachbarten Anschlußhülsen 4 einer Rohrreihe dichter angeordnet sind, wird eine auf konzentrischen Kreisen um die Anschlußhülsen 4 gleichgroße Wärmestromdichte erreicht.
  • Bei größeren Abständen der Anschlußhülsen 4 kann sich auch eine weitere Erhöhung der Anzahl der Ausbuchtungen 6 bei gleichem maximalen Ausbuchtungsdurchmesser vorteilhaft auswirken, während sich bei sehr kleinen Lamellenabständen eine Erhöhung der Anzahl der Ausbuchtungen 6 bei gleichzeitiger Reduzierung des maximalen Durchmessers d der Ausbuchtungen 6 empfiehlt.
  • Die Höhe f der Ausbuchtungen 6 ist in allen Ausführungsformen der Fig. 1 bis 4 so auszubilden, daß sie je nach zulässigem Druckverlust vorzugsweise 30 bis 50 % des vorhandenen Lamellenabstandes b beträgt. Der Abstand a der Mitten benachbarter Ausbuchtungen 6 beträgt zweckmäßig das 1- bis 3- fache, vorzugsweise das 1,3- bis 2-fache des Durchmessers der Grundfläche der einzelnen Ausbuchtungen 6. Ein weitere-Schritt in Richtung einer auf konzentrischen Kreisen um die Anschlußhülse 4 gleichmäßigen Wärmestromdichte bzw. homogen über die gesamte Lamellenoberfläche verteilten äußeren Wärmeübergangszahl ist in Fig. 4 dargestellt, bei der die Anzahl der Flanken 20 zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen 4 einer Rohrreihe gegenüber Fig. 3 von 2 auf 3 gesteigert wurde.
  • Dadurch können zwischen zwei benachbarten Anschlußhülsen 4 einer Reihe von Wärmetauscherrohren 14 bzw. Anschlußhülsen 4 acht Ausbuchtungen 6 in zur Luftrichtung 2 versetzter Anordnung positioniert werden, und zwar in Strömungsrichtung 2 in der Folge 3 - 2 - 3. Eine weitere Erhöhung der Anzahl an Wellenbergen 5 ist bei kleineren Lamellenabständen b denkbar. Die Grenze bei der Steigerung der Wellen- sowie Ausbuchtungsanzahl ist durch die Luftströmung gegeben, die im Falle einer zu feinen Wellung und damit verbundenen extrem hohen Ausbuchtungsanzahl mit der Ausbildung einer höheren Dicke der Grenzschicht 9 (vgl. Fig. 6) reagiert, da die Strömung des gasförmigen ersten Fluids einer sehr feinen Wellung bzw. Ausbuchtung nicht mehr folgen kann. Auch wird der Werkzeugkostenaufwand mit zunehmender Ausbuchtungsanzahl größer, da die Ausbuchtungen 6 infolge der erforderlichen Austauschbarkeit der Werkzeugprofile bei Verschleiß mit Stempeln geprägt werden, die in eine gewellte Grundplatte eingelassen sind, so daß bei steigender Stempelanzahl die Werkzeugkosten zunehmen.
  • Zweckmäßig beträgt die Länge der einzelnen Flanken 20 der Wellung mindestens das Zweifache und höchstens das Fünffache des Lamellenabstandes b im Rohrlamellenwärmetauscher.
  • In Fig. 5 ist eine Lamelle 1 im Schnitt dargestellt. In dieser Abbildung wird die Ausprägung aller Ausbuchtungen 6 in eine Richtung und die bevorzugte Relation der Höhen f der Ausbuchtungen 6 im Verhältnis zum Lamellenabstand b ersichtlich. Auch zeigt sich die Auswirkung von örtlich sehr großen Wellungswinkeln a, die zu einer örtliche Reduzierung des Lamellenabstandes von Maß b auf g und damit zu verstärkten Adhäsionskräften zwischen der Lamelle 1 und Kondenswassertröpfchen führen.
  • In Fig. 6 wird an einer gemäß dem Stand der Technik nach DE-A 2 530 645 ausgeführten Lamelle 1 (ohne Ausprägungen 6) mit ausschließlicher Wellung durch eingezeichnete Strömungslinien die bei zu großem Wellungswinkel 8 entstehende Zunahme der Grenzschicht 9 verdeutlicht. Da die Luft nicht annähernd der Lamelle 1 folgen kann, bilden sich in den Wellentälern 11 stationäre Wirbel 10 mit geringer Intensität aus, die nur noch eine geringe grenzschichtabbauende Wirkung besitzen und sich zudem in der Temperatur an die Lamelle 1 angleichen, da sie im wesentlichen stationär sind und nicht analog den Turbulenzballen in Hauptströmungsrichtung 2 mittransportiert werden.
  • In Fig. 7 sind die daraus resultierenden Leistungen bzw. Druckverluste über dem Wellungswinkel 8 aufgetragen. Es zeigt sich, daß ab Wellungswinkeln e von 20° keine wesentliche Leistungssteigerung mehr erreicht wird und daß es bei Wellungswinkeln e von mehr als 20° nur noch zu einem steilen Anstieg der luftseitigen Druckverluste kommt, da zudem bei mit vergrößertem Wellungswinkel e ansteigendem Widerstandsbeiwert durch die Umlenkung auch der Strömungsweg und die Strömungsgeschwindigkeit zunehmen.
  • In Fig. 8 ist dargestellt, wie in einem Rohrlamellenwärmetauscher 22 (vgl. Fig. 9) gegeneinander versetzte Wärmetauscherrohre 14 mit den Anschlußhülsen 4 der einzelnen Lamellen 1 wärmeleitend fest verbunden sind. Die Befestigung erfolgt durch die bei der Herstellung von Rohrlamellenwärmetauschern üblichen Verfahren, z.B. durch Aufweiten der Wärmetauscherrohre 2 und/oder Hartlöten. Im Lamellenpaket bewirken die Anschlußhülsen 4 die Abstandshalterung benachbarter Lamellen 1, indem jeweils ein Kragen 13 am freien Ende der jeweiligen Anschlußhülse 4 in eine Ringmulde 3 an der Rückseite der Fußzone der nächstfolgenden Lamelle 1 eingreift. Dadurch ist es möglich, daß keine zusätzlichen Ausbuchtungen der Lamelle Distanzhalterfunktionen übernehmen müssen.
  • Die beiden Ansichten der Fig. 9 zeigen schematisch einen ganzen Rohrlamellenwärmetauscher 22, dessen Lamellen gemäß den Fig. 1, 2, 3 oder 4 gestaltet und gemäß Fig. 8 zu einem von Wärmetauscherrohren 14 getragenen Lamellenpaket zusammengefaßt sind. Die einzelnen Wärmetauscherrohre 14 sind dabei durch Umkehrbögen 24, gegebenenfalls auch unter Verwendung nicht gezeigter Sammelkästen oder in Fig. 9 angedeuteter Sammelrohre, so strömungsmäßig zusammengefaßt, daß sie teils im Kreuzstrom, teils im Kreuzgegen-und Kreuzgleichstrom zum ersten Fluid von einem gemeinsamen Eintritt 26 zu einem gemeinsamen Austritt 28 des zweiten Fluids durchströmbar sind. Die Strömungsrichtung des zweiten Fluids ist dabei durch die Pfeile 30 am Eintritt 26 und 31 am Austritt 28 bezeichnet. Ferner ist in der Stirnansicht des Rohrlamellenwärmetauschers 22 die Strömungsrichtung 2 des ersten Fluids zu erkennen. In einem Kraftfahrzeug ist der Rohrlamellenwärmetauscher 22 mittels der Befestigungslaschen 32 montierbar.

Claims (20)

1. Lamelle (1) aus AI oder einer AI-Legierung für die gemeinsame Verrippung mehrerer Wärmetauscherrohre (14) eines Rohrlamellenwärmetauschers (2) in Kraftfahrzeugen, bei dem Umgebungsluft als erstes Wärmetauschfluid längs der Oberfläche der Lamelle (1) und ein zweites Wärmetauschfluid in den Wärmetauscherrohren (14) geführt sind, mit in Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids gewellter Ausbildung der Lamelle (1), mit in der Lamelle (1) angeformten Anschlußhülsen (4) an die Wärmetauscherrohre (14), wobei mindestens ein Wellenberg (5) zwischen zwei quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids benachbarten Anschlußhülsen (4) verläuft, und mit in Zwischenräumen zwischen den Anschlußhülsen (4) aus der gewellten Oberfläche der Lamelle (1) angeformten lokalen Luftleitprofilen, dadurch gekennzeichnet, daß die Luftleitprofile Ausbuchtungen (6) im Rohrlamellenwärmetauscher (22) sind, daß die Ausbuchtungen (6) jeweils auf einer Flanke (20) der Wellung angeordnet sind, daß die jeweilige Ausbuchtung (6) Abstand zu beiden Enden der Flanke (20) hat und daß die Höhe (f) der Ausbuchtungen (6) mindestens 15%, maximal 80% des Lamellenabstandes (b) im Rohrlamellenwärmetauscher (22) beträgt.
2. Lamelle nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbuchtungen (6) gesßchlossen ausgebildet sind.
3. Lamelle nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der maximale Durchmesser der Ausbuchtung (6) zwischen 50% und 80% der Flankenlänge beträgt.
4. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Wellung einen periodischen geradlinigen Zickzack-Verlauf hat, dessen Steigungswinkel (0) im Bereich von 10° bis 30° liegt.
5. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß alle Ausbuchtungen (6) und alle Anschlußhülsen (4) aus derselben Seite der Lamelle (1) hervorragen.
6. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß jede Flanke (20) mit Ausbuchtungen (6) versehen ist.
7. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids benachbarten Anschlußhülsen (4) auf derselben Flanke (20) eine Gruppe von zwei oder mehr Ausbuchtungen (6) quer zur Strömungsrichtung des ersten Fluids angeordnet ist.
8. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß Ausbuchtungen (6), die zwischen zwei quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids benachbarten Anschlußhülsen (4) liegen, einzeln oder gruppenweise in Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids fluchten.
9. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß Ausbuchtungen (6), die zwischen zwei quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids benachbarten Anschlußhülsen (4) liegen, einzeln oder gruppenweise versetzt angeordnet sind.
10. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß in Bereichen breiter Strömungsquerschnitte für das erste Fluid zwischen benachbarten Anschlußhülsen (4) mehr Ausbuchtungen (6) und im Bereich kleiner Strömungsquerschnitte für das erste Fluid zwischen benachbarten Anschlußhülsen (4) weniger oder keine Ausbuchtungen (6) angeordnet sind.
11. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbuchtungen (6) Kegelform haben.
12. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbuchtungen (6) Kalottenform haben.
13. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbuchtungen (6) Pyramiden-, Prismen- oder Zylinderform haben.
14. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Abstand (a) der Mitten benachbarter Ausbuchtungen (6) das 1 bis 3- fache, vorzugsweise das 1,3 bis 2-fache, des Durchmessers der Grundfläche der einzelnen Ausbuchtungen (6) beträgt.
15. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge der einzelnen Flanken (20) der Wellung mindestens das Zweifache und höchstens das Fünffache des Lamellenabstandes (b) im Rohrlamellenwärmetauscher (22) beträgt.
16. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß auf jeweils eine Reihe von quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids nebeneinander liegender Anschlußhülsen (6) zwei oder drei Flanken (20) der Wellung kommen.
17. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Anschlußhülsen (4) an ihren freien Enden mit Kragen (13) versehen sind, daß die Lamelle (1) an ihrer den Anschlußhülsen (4) abgewandten Seite mit einer komplementären ringförmigen Aufnahmemulde (3) versehen ist, und daß die Muldenbreite
Figure imgb0002
kleiner als die halbe Flankenlänge ist.
18. Lamelle nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstieg von der Aufnahmemulde (3) zum Wellenberg (5) nicht mehr als 20° steiler als der Steigungswinkel (e) der Welle ist.
19. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Höhe (f) der Ausbuchtungen (6) 30 bis 50% des Lamellenabstandes (b) im Rohrlamellenwärmetauscher (22) beträgt.
20. Lamelle nach einem der Ansprüche 1 bis 19, gekennzeichnet durch eine überlagerte Randwellung (12) der Lamelle im Bereich deren quer zur Strömungsrichtung (2) des ersten Fluids verlaufenden Kanten.
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