机动车空调双流道的在空气方向 单排硬钎焊的扁管蒸发器 本发明涉及一种用于机动车空调装置的由铝或铝合金制成的、具有权利要求1前序部分特征的，双流道的沿气流方向单排硬钎焊的扁管蒸发器。除了其它的多于两个流道的结构形式外，由DE-19515526C1已知这样一种双流道扁管蒸发器。
市场上已有的这种结构形式的扁管蒸发器和刚刚问世的样机具有60mm的结构深度，而可与之相比的平板蒸发器的标准结构深度为66至约100mm。
正如这一类型地公开资料表明，迄今为止力求-如果希望的话-在向多于两个流道的蒸发器过渡时进一步提高效率。
此外人们既在双流道也在多流道蒸发器方面作出努力，给各个扁管供给尽可能保持比例一致的液、气冷却剂，为此正如在这一类型中已经采用的那样，在输入端把冷却剂分配到扁管组的入口处。类似地此外在这一类型中也把由目前的技术水平还无法验证的设想包括在内，即把冷却剂相对于各个单个扁管进行分配。由EP-A1-0566899已知这样地将冷却剂分配到各个单个管子的蒸发器，但不是明确地指扁管蒸发器。
在所有这种将输入端的冷却剂分配到各扁管的同时伴随着冷却剂分配到各个扁管的所有空腔内，这些空腔沿蒸发器的结构深度一个接一个顺序延伸，其中在极端情况下蒸发器的结构深度与扁管相应的宽度尺寸相同。但是扁管的宽度尺寸也可以略小一些，特别是如果把端面上相应地通过之字形膜片的加强筋的突出部分也计算在内的话。
目前在将构件装入汽车时主要问题始终是汽车内可以提供的安装空间问题。因此在装入汽车的结构元件方面一直力求，在规定的有效功率的前提下把外形尺寸做得尽可能小。其前提当然是，这种基本构想以所有在市场上存在的已知的这一类扁管蒸发器为基础。由此得出结论，到目前为止专业界在这类扁管蒸发器方面在考虑各种要求后认为小于60mm的结构深度是不合适的。
本发明建立在这样的认识的基础上，即这种假设是一种偏见。
更确切地说本发明建立在这样的认识的基础之上，在已知的这类扁管蒸发器的其他参数保持不变的情况下结构深度的减小至少部分地通过提高分配装置的效率加以补偿。因为在结构深度减小的情况下在输入端每个由分配通道供给的输入腔只需要将冷却剂分配给数量较少的扁管空腔内。
在这个意义上本发明提出了一种途径，即不是通过将流道数提高到两个流道以上而是通过减小结构深度得到优化。
因此本发明的目的在于：以一种结构特别简单的方法提高这一类型的双流道扁管蒸发器的效率。
对于具有权利要求1前序部分特征的扁管蒸发器这个目的通过这些特征的数值组合来解决；其中不仅选择较小的结构深度范围，而且还附加地在数值方面确定了之字形膜片在两个相邻扁管之间所占有的中间空隙。
这个数值组合的含义可以用一个例子最好地说明，例如如果代替常用的最小结构深度60mm变为按本发明的组合的一个中间数值42mm，并且同时选择比通常要小的扁管之间的中间空隙或者无论如何将该间隙选择在按本发明的数值范围之内，那末将得到一种配置，其中对于汽车很重要的结构深度的节省完全通过更多数量的相互并排设置的扁管得到补偿。这个效果有利地加上已经探讨过的冷却剂的更好的分配。已经可以看到按本发明的双流道扁管蒸发器的结构特别简单的结构形式，相对效率的提高可以使得恰恰对于安装空间特别小的汽车而言非常明显地节省结构深度，而不必使蒸发器的热功率变差。这里还节省了在结构深度方向的材料，并取消由于多流道所需要的纵横隔板。
EP-A2-0414433不是表示像按本发明的扁管蒸发器那样的、决定结构深度的沿气流方向的单排结构，而是一种沿气流方向的两排结构(所谓的复式结构)的蒸发器(sp.6,2.34-37)，它具有两个也采用扁管的、相互间隔一定距离沿气流方向顺序设置的单独的热交换块。这种结构的基础是，与本发明不同，不是通过减小结构深度而是增大结构深度来提高热功率。即使这种复式结构的单个热交换块的尺寸与按本发明的数值组合相重合时不可能由此得到按本发明的具有单排结构的扁管蒸发器中的组合。
DE-Al-3020424一般性地涉及一种带扁管的结构方式的热交换器，它是在汽车发动机冷却器的条件下开发出来的。这个预先公开从结构深度为32至35mm的发动机冷却器的现有技术水平出发，并把结构深度在另一个数值组合降低到23和更小。把像用在汽车中的水冷却器中的热交换器的条件转移到汽车的扁管蒸发器中是不可能的。迄今为止的普通的扁管蒸发器不可能有小于60mm的结构深度，这一点已经是很清楚了。
在其他的从属权利要求中对与本发明有关的作为主要特征的参数进行伴随的优化。与此相配合这些参数甚至不仅可以达到市场上常见的这类扁管蒸发器的热功率，而且可以略为超过。
除了已经提到的结构深度和相邻两根扁管之间由之字形膜片所占据的中间空隙之外(权利要求2和3以及权利要求4和5)这里还进行对扁管在其扁平侧面之间测量的厚度的伴随的优化(权利要求5至9)，扁管外表面和其各内腔之间壁厚的优化(权利要求10至14)以及对于之字形膜片之间的间距的优化(权利要求15至19)。相比之下扁管的长度不是主要的，并可以与汽车中相应的可提供的安装位置相匹配。
在本发明的范围内，部分与一些专业企业的使用情况不同，把间距理解为同一之字形膜片相邻波峰之间的距离，或者之字形波纹同一相位的重复距离。
下面借助于示意附图对本发明作更详细的说明。其中表示：
图1．双流道扁管蒸发器的一个例子的透视图，局部断开表示，其中涉及本发明的尺寸数据；
图2．用作分配器的汇集箱的管板从其内腔出发的顶视图，并涉及进入扁管组的输入腔；
图3．按图1和2的蒸发器的用之字形膜片夹层式地加强的扁管板块的横截面；
图4．以结构深度B为横坐标、热交换器特征值K×AA为纵坐标和中间空隙LH为曲线簇参数的图表；
图5．以自由间距LH为横坐标，扁管遮盖的面积(Versperrung)相对于总的逆流面积的百分比为纵坐标，以及管厚(d)作为曲线簇参数的图表；
图6．以蒸发器结构深度B为横坐标，冷却剂流通横截面F作为纵坐标以及中间空隙(LH)作为曲线簇参数的图表；
图7．以结构深度B为横坐标，热交换器效率η为纵坐标以及膜片间距T为曲线簇参数的图表。
在图1至3中所示的扁管蒸发器其所示的所有零件全部由铝或铝合金制成，并在其零件上硬钎焊。
扁管2具有各自平行的同样的扁平侧面4以及端面一侧的末端6，这里不失为普遍性具有流线型轮廓，但是也可以做成另外的倒圆的、甚至成一个角度或者(本身)成钝角地(stumpf)与扁平侧面垂直。在各个扁管的内部通过中间隔板10分隔成作为贯通的通道的空腔8。在本发明的范围内所考虑的基本上同样尺寸的空腔的数量根据实际的结构深度的不同最好在5到15的范围之内。
扁管2以各自恒定的相互间隔LH作为一板块通过夹层式地装在中间的之字形膜片相互加强(散热)，之字形膜片在空气进入端最好与相关的端面6齐平，为了更好地排水在空气排出端最好比那里的扁管端面6按图3中的示意图略为突出一些。在图3中还给出了在外界空气流入方向LR上之字形膜片12两个端面的间距的结构深度B，其中已经说过在入流端端面其与扁管相关的端面6齐平，或者在入流方向LR的横向对齐，而在排出端之字形膜片的端面伸出于扁管2相邻的端面L。
因此一对相邻扁管2相邻扁平侧面4相互间的距离用LH表示，因为它和各个之字形膜片的所谓膜片高度是相等的。
每根扁管2具有一个在其两个相对的扁平侧面之间测量的管厚d，以及有关扁管2的各个内腔8和其外侧4之间的壁厚w。
其次每个之字形膜片12有一个间距T，它说明之字形膜片相邻的相同相位的距离，例如有关之字形膜片同一侧相邻波峰间的距离。
作为蒸发器热交换器的扁管2通过汽车内的外界空气按图1和3中的箭头LR(气流方向)作外部进气。
每根扁管2的内供给按图1中的反向箭头UP是双流道的。对于在板块内各个扁管的一端的液流反向按图1采用单独的端盖14，但是它的功能也可以由一个共同的反向箱或者其他的符合流体力学原理的反向环节承担。
冷却剂根据图1中的箭头Z通过一个在由管板20和箱盖22组成的汇集箱18端面上的连接接头16输入蒸发器。这里扁管2背向端盖14的末端这样地安装在管板20的槽内或者外和/或内托架内，使它和汇集箱18的内腔连通。
汇集箱18的输入端连接接头16在汇集箱内转变成分配装置的分配管24，它在其自由端是封闭的，并在其圆周上分别有一个出口26，此出口分别与一个以上插入管板20内的扁管2的扁管组的输入腔28连通。这里从属于一个输入腔的扁管的数量根据各个出口26到连接接头16距离的不同而交替变化，但是在图2中并不是那样，那里不失为一般性每两个扁管分别与一个输入腔28连通。实际上与本发明相关特别地考虑此数量从每个输入腔只有一根扁管到每个输入腔有五根扁管2，而且正如已经提到过的既可以具有恒定的扁管数，也可以具有相匹配的在所述的1到5这个界限之间变化的扁管数。
所有扁管沿冷却剂流动方向的第二个流道与汇集箱18内的一个共同的输出腔30连通，此输出腔沿汇集箱的整个长度延伸，并被一个同样沿汇集箱18的在它里面延伸的各个输入腔28的纵隔板32隔开。输入腔28在它一侧通过横隔板34至少大部分或者完全地相互隔开。其中横隔板34从纵隔板32背向输出腔30的一侧垂直地伸出。
输出腔30与蒸发器的一个冷却剂外流出口36连通。
流出口可以像输入接头16一样同样做成按图1中的示意图的外连接接头那样。当然也可以考虑流入口和流出口的其他可能的结构，包括两个出口设置在汇集箱18的相对的端面上的那种结构。同样可以设想，流出口或者以特别的结构方式，也许在采用压铸件的情况下，还有流入口都设置在汇集箱18的纵侧面上。最后在本发明的范围内也不排除，输入端和输出端的汇集装置由单独的汇集箱构成，使得在各个这样的单独的汇集箱中取消纵隔板32。
在图4的图表中描述了对于扁管蒸发器结构深度(B)的热交换器的特征值(K×AA)。热交换器的特征值由热通道数(K)和接触外界空气的总面积(AA)的乘积得到，单位为瓦/开氏度。结构深度以毫米表示，虚线画的曲线表示由之字形膜片占有的中间空隙LH=5mm时，点划线画的曲线表示LH=7mm，实线画的曲线表示LH=9mm时。
整个曲线簇(LH)适合于管厚d=1.8mm膜片间距T=2.8mm的情况。
图4显示出本发明令人惊奇的效果，在适当地选择管厚(d)和由膜片占有的中间空隙(LH)时在结构深度(B)减半时热交换器的特征值(K×AA)仍保持不变。
这样如果由膜片占有的中间空隙(LH)由9mm减小到5mm，管厚d=1.8mm的话，例如结构深度为60mm的蒸发器可以减小到结构深度约为30mm。尽管外表面明显减小，但是在较小的热传递内表面的情况下在结构深度减半时仍然达到同样的功率，因为减少的内、外热传导表面通过冷却剂更好的分配到结构深度(B)减小的扁管中，并通过不管是内侧还是外侧更高的导热系数而得到补偿。
由于结构深度减半在蒸发器装入汽车空间装置时在结构空间和重量方面具有明显的优点。
在减小由膜片占有的中间空隙(LH)时必须根据图5注意，在图5中作为纵坐标的以百分比表示的扁管在进气端的遮挡面积不能太大，因为否则在规定的空气流量时在由膜片占有的中间空隙(LH)内的空气速度太快，冷凝水不能再在膜片板块中在之字形膜片内排出，而不被空气带走。
因此在汽车内规定的安装空间和空气流量的条件下进气端的遮挡面积不应超过22％。这表明，在减小膜片占有的中间空隙(LH)时同样必须减小管厚(d)。因此当中间空隙(LH)为5mm时管厚应该为1至1.5mm，当中间空隙(LH)例如为7mm时，管厚应该采用1.5至2mm。
其次除了对于冷凝水的排出是决定性的，而且对于进气端的压力损失也是决定性的扁管的进气端遮挡外，流通截面(F)也具有决定性的意义。
图6表示对于管厚d=1.8mm时流通截面积(F)(mm2)和结构深度(B)与自由的中间空隙(LH)的关系。其中虚线表示中间空隙(LH)为5mm时，而实线表示LH=9mm时。
为了达到最大的效率一方面内部热传导系数必须非常高，这通过很高的流动速度和较小的流通横截面积(F)达到。另一方面也不允许由于太高的流动速度使冷却剂的压力损失太大，因为否则冷却剂和流入的外界空气之间的有效温差减少太快。为了使有效温差和内热传导系数之间的乘积最大对于中等功率范围的汽车空调装置要求流通面积(F)为400-600mm2。这个最小的流通面积(F)在结构深度(B)减小时可以按图6通过管子数量的提高，从而由膜片占有的中间空隙(LH)减小有效地达到。在减小管厚(d)连同减小壁厚(w)的同时也可以在减小中间空隙(LH)的情况下避免进气遮挡(v)的增加。
通过中间空隙(LH)，管厚(d)以及管子壁厚(w)的相互匹配的设计在减半的结构深度时可以达到图4中所示的热交换器特征值(K×AA)保持不变。但是只有在膜片间距(T)选择得不太大，例如图1中表示的T=2.8mm时，才有这种可能性。
图7表示膜片间距(T)对热交换器效率(η)的影响，它作为相对于作为横坐标的结构深度(B)的纵坐标画出。膜片间距(T)的参数曲线对应于恒定的膜片高度(LH)为7mm以及恒定的管厚d=1.8mm。
令人惊奇的是在前序部分中所述的结构型式的扁管蒸发器中在较小的结构深度时膜片间距的影响明显地大于在普通尺寸的大于60mm的结构深度时。这个效果再加上在蒸发器结构深度较小时中间空隙(LH)、管厚(d)和壁厚(w)的影响，可以利用来使正在结构深度为20-40mm范围内通过更窄的膜片间距T=2-3mm达到热交换器效率的明显提高。这在迄今为止的普通的大于60mm的结构深度的情况下是无法预见的。