波状散热片型热交换器 本发本明涉及波状散热片型热交换器，是将温水和空气进行热交换而加热空气的热交换器，特别适合用作温水流量变化范围大的汽车空调装置的供暖用的热交换器。
现有的汽车中，如图1所示那样，在汽车行进用的发动机1的冷却水(温水)回路中，设置热交换器2，发动机1驱动水泵3，使温水在供暖用的热交换器2内循环，同时，流量控制阀4控制流入供暖用的热交换器2的温水流量，以调整该热交换器2吹出的空气温度。
通过水泵3和恒温箱5，发动机冷却水在散热器6内循环，该散热器6使发动机冷却水被冷却。恒温箱5中冷却水地温度超过所定温度时，阀门打开，使冷却水流入散热器6。
7是发动机冷却水的分流回路，8是散热器侧的回路，9是加热器侧的回路，水泵3使7.8.9这些回路中的冷却水循环。
但是，由于发动机1驱动水泵3，所以泵的转速随发动机转速变化而变化，换个讲法，就是由于车速变化，水泵转速也大幅度地变化，随着这一变化，流入热交换器2的温水流量也大幅度地变化。
这样产生的问题是：流入热交换器2的温水流量大幅度地变化，其结果是：车速低时(低流量时)如图2所示那样，供暖用的热交换器2的放热性能极度下降。
即：图2是以纵轴表示热交换器2的放热性能Q、横轴表示流入热交换器2的温水流量Vw的曲线图，车速为60公里/时行进时的温水流量是16公升/分，慢速时的温水流量是4公升/分。这样存在的问题是：随着温水流量的减小，慢速时的放热性能比车速为60公里/时时的性能降低22％，供暖感觉就不好。
特别是当汽车在市内街道行驶时，由于道路信号，汽车反复作前进、停止的操作，产生的问题是：每到慢速时都会使乘员感到供暖不足，供暖明显受损。
本发明对上述放热性能降低的原因进行种种研究、考察，可以明确以下原理。
供暖用的热交换器2如图3所示，由扁平管2a和波状散热片2b构成，扁平管2a有许多根，并列设置在与空气送风方向平行的方向，并且，在空气送风方向设置成一排；所述波状散热片2b设置在这许多并列设置的扁平管之间，并与扁平管接合，2c为由该扁平管2a和波状散热片2b构成的中心部。
图4所示的曲线图，纵轴表示扁平管2a的水的侧热传递率2w，横轴所示为经扁平管2a的温水流路的雷诺数Re及温水流量Vw。
从图4可以理解，在供暖用的热交换器2内流动的温水流量范围(车速：60里/时行驶时的温水流量为16公升/分，慢速时的温水流量是4公升/分)内，雷诺数是500～2000，供暖用的热交换器2使用的是从层流域到临界流域的范围，水的侧热传递率2w随温水流量的变化而变化较大，其结果，在低流量域水的侧热传递率2w大幅度降低，这是慢速时的放热性能降低的原因。
图4是实验结果，扁平管2a用的是常规管子，这种常规管子在其内表面设有附加促进温水紊流用的凹寓(凹凸形状部)。
为了提高上述水的侧热传递率αw，通常用得较多的方法是促进管内温水的紊流，具体地讲，是在管内插入促进紊流用的紊流发生器，在管子内表面形成促进紊流用的凹窝，这些在现有的提案中已被提出。
这里，使用了形成这种促进紊流用的凹窝的扁平管2a，测定在这种场合下的水的侧热传递率αw，如图5所示那样，比起使用上述常规管子，凹窝管的水的侧热传递率整体提高。另外，由紊流向层流的临界点的雷诺数Re，从常规管场合的1400减少到1000。
但是，即使使用凹窝管，水的侧热传递率αw随温水流量变化而发生大的变化这一点是相同的。因此，即使使用了像凹窝管那样的促进紊流技术，也不能解决在低流量时(低车速时)的放热性能不足这一问题。
本发明以解决上述存在的问题为目的，提供一种波状散热片型的热交换器，可以在低流量区域内有效地提高放热性能。
由上述图4.5中可以理解，以雷诺数约为1000作为临界点，在该数值以下的范围内，对应于层流域的雷诺数变化，水的侧热传递率αw的变化(倾斜)就变得非常小。
本发明着眼于在这种层流域的水的侧热传递率的变的化(倾斜)非常小时，扁平管流路的雷诺数也极小，在通常温水流量的使用范围内，由高流量域到低流量域通常扁平管流路形成完全的层流域那样，水的侧热传递率αw变化很小的同时，水的热传递率αw有所提高，低流量域内的放热性能得以提高。
为此，本发明中采用权利要求1至权利要求4所述技术手段。
即：在权利要求1所述的发明中，包含扁平管2a和波状散热片2b，其特征是：所述扁平管2a有许多根，并列设置在与空气送风方向平行的方向，并且，在空气送风方向设置成一排；所述波状散热片(2b)设置在这许多并列设置的扁平管之间，并与扁平管接合；
(a)设定上述扁平管2 a的内侧厚度b在0.6～1.2mm的范围内；
(b)设定上述波状散热片的高度Hf在3～6mm的范围内；
(c)由上述扁平管2a和上述波状散热片2b构成中心部2c的总宽度w和厚度D的乘积表示断面积W×D，上述扁平客2a的流路总断面积St与断面积W×D的比St/W×D，对应上述扁平管2a的厚度及上述波状散热片2b的高度Hf，设定在0.07～0.24的范围内，
在权利要求2的发明中，如权利要求1所述的波状散热片型热交换器，其特征是：热交换器是由汽车发动机1驱动水泵3、使温水循环的汽车空调装置的供暖用的热交换器2；
当流过上述中心部2c的温水流量是16公升/分时，雷诺数在1000以下。
在权利要求3的发明中，如权利要求1或权利要求2所述波状散热片型热交换器，其特征是：上述扁平管2a及上述波状散热片2b用铝制成，
设定上述扁平管2a的板厚在0.2～0.4mm的范围内；
设定上述波状散热片2b的板厚在0.04～0.08的范围。
在权利要求4的发明中，如权利要求1至权利要求3中的某一项所记载的波状热片交换器，其特征是：在上述扁平管2a及上述波状散热片2b形成的中心部2c的一端，设置使温水流入上述扁平管2a内的温水入口侧贮水桶2b。
在上述中心部2c的另一端，设置汇集上述扁平管流出的温水的温水出口侧贮水桶2f。
上述中心部2c从上述温水入口侧贮水桶2d向上述温水出口侧贮水桶2f所形成的流动是单方向流动的。
另外，上述各手段中标号，与下述实施例中所述具体手段的关系相对应。
由权利要求1至权利要求4所述的发明，具有以上述数值限定而构成的中心部，即使扁平管流路的雷诺数非常小，温水流量变化范围较大，通常也可维持在层流域，扁平管的水的侧热传递率的变化可以变小。
而且，与此同时，扁平管的内侧厚度设定在0.6～1.2mm，这种薄的尺寸，也可以使水的侧热传递率充分提高，并且将波状散热片的高度Hf设定在3～6mm这个最合适的范围内，可以提高放热性能。
其结果是：即使温水流量在低流量域，与现有产品比较，可以大幅度地提高放热性能，也可以明显地改善供暖装置使用者的供暖感觉。
特别是在汽车用空调装置中，随着汽车的前进、停止，温水流量频繁地发生变动，上述供暖感觉改善的效果在实用上是极其有益的。
图1是提供说明本发明及现有产品的发动机冷却水回路图。
图2是现有产品的温水流量和放热性能的关系曲线图。
图3是提供说明本发明及现有产品的热交换器的中心部斜视图。
图4是现有产品的温水流量、雷诺数和水的侧热传递率的关系曲线图。
图5是现有产品的温水流量、雷诺数和水的侧热传递率的关系曲线图。
图6是本发明热交换器的波状散热片高度和放热性能的关系曲线图。
图7是本发明热交换器的管子总断面积比和雷诺数的关系曲线图。
图8是本发明热交换器的扁平管断面图。
图9是本发明热交换器的温水流量和放热性能的关系曲线图。
图10中(a)是本发明交换器扁平管内侧的厚度和放热性能比的关系曲线图、(b)是本发明热交换器扁平管内侧厚度与水的侧热传递率的关系曲线图。
图11是本发明热交换器管子总断面积比和雷诺数与波状散热片高度的关系曲线图。
图12是本发明热交换器总断面积比和扁平管内侧厚度和波状散热片高度的关系曲线图。
图13是本发明热交换器的温水流量和放热性能的关系曲线图。
图14是本发明热交换器的温水流量、雷诺数和水的侧热传递率的关系曲线图。
图15是本发明热交换器的一个实施例的一半断面的正面图。
图16是本发明热交换器的另一个实施例的概略正面图。
实施例
以下用图说明本发明的实施例。
首先详细叙述权利要求1所述的本发明中构成中心部的数值限定理由。在上述图3中，热交换器2的中心部2c的各个尺寸W、D、H，从汽车空调装置的加热器部件主体内的装载性及必要放热性能出发，一般使用的数值是：中心部的宽度W＝100～300mm中心部的高度H＝100～300mm，中心部的厚度D为16～42mm。
另外，波状散热片26的高度Hf如图6所示那样，从放热性能这一点出发，最好设定在以4.5mm为中心的3～6mm的范围内。这个已在特开平5-196383号公报中提出。
一方面，将扁平管2a内流路的雷诺数Re变小，由于扁平管2a内流路通常形成层流域，所以从下述数1公式中，以减少管内温水流速V及扁平管2a的等效当量圆直径de为好。〔数1〕
Re＝V·de/γ
但是，γ是温水的动粘性率，另外，扁平管2a的等效当量圆的直径de，是与扁平管2a的断面积具有同一面积的圆的直径。
而且，为了减小上述管内流速V，从下面的数2公式中，以加大流量总断面积St为好。
〔数2〕
V＝Vw/St
但是，Vw是流向热交换器2的温水流量，St是中心部2c的所有管子2a的流路断面积的总和。
另外，为了减小扁平管2a的等效当量圆直径de，从下面的数3公式中，以减小相当于1根扁平管2a的流路断面积A为好。
〔数3〕
de＝4.A/L
但是，L是扁平管2a内的浸湿长度(下述的图7、8所示扁平管2a的断面形状的内周侧壁面长度)。
另外，在热交换器2内循环的温水(发动机冷却水)一般使用混合了防锈剂等的不冻液和水，不冻液和水各占约50％，温水的温度通过恒温箱5维持在85℃左右。
但是，将相当于1根扁平管2a的流路断面积A变小和将管子流路总断面积St变大这两个要求是相反的，为了使扁平管2a的流路断面积A变小，而又使管子流路断面积St变大，最好采用如下中心部2c构成。
即：中心部2c的构成，在中心部断面积(W×D)内，流温水的管子不作成∪形，而是作成使温水只向一个方向流动的型式(全通型)，还可以增加在同一断面积(W×D)内，温水并列流动的扁平管2a的设置数，这种单向流动的型式(全通型)的具体的中心部构成在下述图15中叙述。
如图3所示，本发明者设定中心部2c的宽度W＝180mm，高度H＝180mm，厚度D＝27mm时，温水流量Vw增加到车速为60公里/时的流量16公升/分，来研究使雷诺数Re成为1000以下(图5所示完全层流域)的管子流路总断面积St。
这里，管子流路总断面积St由于中心部2c的大小(W、D)而变化，图7横轴所示为管子流路总断面积St和中心部2c的断面积(W×D)的比为St/W×D，纵轴为雷诺数Re，作为参量将管子2a的内侧厚度b取在0.5～1.7mm的范围内，这样来研究上述比St/W×D与雷诺数Re关保。
上述扁平管2a的内侧厚度b，是指在图8所示扁平管2a的断面形状中，扁平管流路短边方向的厚度，扁平管2a长边方向的宽度用符号a表示。
在图7的研究中，将扁平管2a的内侧宽度a设以26.5mm的一定值，变化内侧厚度b。
其结果，在雷诺数Re为1000时，各种管子厚度b下的上述St/W×D的比，在图7中以符号O表示。如图7所示那样，各管子厚度b，当雷诺数Re为1000以下时，上述比St/W×D有很多数值存在。
在此，本发明者从性能方面出发，研究这种最合适的管子厚度b，研究这种最合适管子厚度b和管子流路总断面积St的关系。
即：中心部2c的宽度W＝180mm，厚度D＝27mm，高度H＝180mm时，散热片高度Hf取上述最合适的范围(3～6mm)的中心值，为4.5mm时，从性能方面研究最合适的管子厚度b。
图9中纵轴所示为热交换器2的放热性能Q，横轴所示为流向热交换器2的温水流量Vw，温水流量Vwo由热交换器2的通水阻力与发动机1的水泵3的泵特性的匹配点等决定，温水流量为Vwo时的放热性能Qo是热交换器2实际使用时的性能。
图10(a)是使管子厚度b变化，求上述热交换器2实际使用时的放热性能Qo所整理的曲线图。纵轴是以热交换器2实用时的放热性能Qo为最高，b＝0.7mm时的放热性能Qo为100，表示b＝0.7mm时的放热性能Qo与各种管子厚度b的放热性能Qo的比率。
由图10(a)可以清楚，管子厚度b的最合适的范围是0.6～1.2mm。
图10(b)所示为当雷诺数Re为500时，管子厚度b和水的热传递率αw的关系，b的尺寸小，水的侧热传递率αw提高，而实际上，由于b的尺寸减小，管子内的阻力增大，循环温水的流量减少，放热性能如图10(a)所示降低，所以，必须将管子厚度b的下限定为0.6mm。
以上述结果为基础，从散热片高度Hf的最合适范围(3～6mm)和管子厚度b的最合适范围(0.6～1.2mm)出发求管子流路总断面积比(St/W×D)的最合适范围，在图11中用斜线部X表示这一范围。
如图12所示那样，纵轴表示管子流路总断面积比St/W×D，横轴表示管子厚度b，换个表示方法，就是在最合适的散热片高度(Hf＝3～6mm)和最合适的管子厚度(b＝0.6～1.2mm)的组合条件下，管子流路总断面积比值(St/W×D)在图12中用A、B、C、D围起的斜线部的范围内，即在0.07～0.24的范围内。
在该A、B、C、D斜线部的范围内，设定管子流路总断面积比(St/W×D)，在热交换器使用的温水流量范围(最大16公升/分)内，管子流路的雷诺数Re通常可以达到1000以下，在管子流路的温水流可以成为层流域。
以下，图13所示为以上述规定范围具体设计的热交换器2的放热性能。图13中热交换器2，中心部2c的宽度W＝180mm，高度H＝180mm，厚度D＝27mm，而且，散热片高度Hf、管子厚度b分别取最合适的中心值，即Hf＝4.5mm，b＝0.9mm。
另外，管子流路总断面积比(St/W×D)是14.5％。
这样设计的热交换器2内，求放热性能Q，如图13所示，低流量时(慢速时的4公升/分)的放热性能比高流量时(60公里/时的16公升/分)的放热性能减小约11％，是图2所示的现有热交换器2的放热性能减少率(22％)的一半以下，可以大幅度地改善性能。
图14是以上述图13的设计规格形成的热交换器2，归纳求得的雷诺数Re和水的侧热传递率αw的关系。由图14可以清楚，在本发明热交换器内，使用的温水流量在4～16公升/分的范围内，雷诺数Re为1000以下的完全层流域可被使用，而且，在低流量域的水的侧热传递率αw，比现有产品能大幅度提高。
以下叙述适用于本发明热交换器中心部2c的数值限定所构成的热交换器2的具体例子。图15所示为汽车空调装置的供暖用的热交换器2的实施例。中心部2c由前述的扁平管2a和波状散热片2b构成，扁平管2a的两端分别与中心部的板2b连接并被支持，该中心部的板2d连接贮水桶2e、2f，而且，贮水桶2e、2f与温水的出入口管2g、2h密封连接，可以装卸。
在图15中，例如：如果将管2g侧与发动机1的温水回路的温水入口侧连接的话，温水在温水入口管2g，温水入口侧贮水桶2e、扁平管2e、温水出口侧贮水桶2f、温水出口管2h的通路中流动。
即：在中心部2c的一端，温水入口侧贮水桶2e配置在其宽度方向的全长。同时，在中心部2c的另一端，在其宽度的方向的全长，设置温水出口侧贮水桶2f构成从温水入口侧贮水桶2e通过扁平管2a向出口侧贮水桶2f单方向流动型式(全通型)。
以这样单向流动型式(全通型)成的热交换器2，如果减小相当上述一根扁平管2a的断面积A，扁平管2a的全体总断面积St就容易增加，两者相容。
图15所示热交换器2是铝制的，扁平管2a、中心部板2d、贮水桶2e、2f由以铝为芯材、在其两面或单面包以焊材的铝金属包层材料制成，波状散热片2b由不用焊材包层的铝材料制成，将这些部件以一定的构造装配后，在焊炉内加热到焊接温度为止，使安装体整体用焊材焊接形成整体构造。
这里，最好将铝制扁平管2a的板厚是0.2～0.4mm的范围、铝制波状散热片2b的板厚是0.04～0.08mm的范围，这是从热传递率、强度等观点出发所希望的范围。
图16是适用本发明的热交换器2的其它实施例，贮水桶部分的变形形状。(a)至(c)是设定中心部2c的宽度和贮水桶2e、2f的宽度为同一尺寸的例子，并且变更了各贮水桶2e、2f的温水出入口管2g，2h的设置位置。
另外，(d)至(f)是设定贮水桶2e、2f的宽度大于中心部2c的宽度的例子，并且变更了流入各贮水桶2e、2f的温水出入口管2g、2h的设置位置。
另外在图15、16中，热交换器2对中心部2c的温水流动方向是对称的形状，与上述说明相反，也可以将贮水桶2e作为温水出口侧，而将贮水桶2f作为温水入口侧。
1.发动机
2.供暖用热交换器
3.扁平管
2b.波状散热片
2c.中心部
2e.2f贮水桶