DE3650658T2 - Heat exchanger - Google Patents
Heat exchangerInfo
- Publication number
- DE3650658T2 DE3650658T2 DE3650658T DE3650658T DE3650658T2 DE 3650658 T2 DE3650658 T2 DE 3650658T2 DE 3650658 T DE3650658 T DE 3650658T DE 3650658 T DE3650658 T DE 3650658T DE 3650658 T2 DE3650658 T2 DE 3650658T2
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- tubes
- heat exchanger
- headers
- flow paths
- tube
- 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.)
- Revoked
Links
- 239000012530 fluid Substances 0.000 claims abstract description 16
- 238000004891 communication Methods 0.000 claims abstract description 7
- 239000002826 coolant Substances 0.000 claims description 21
- WYTGDNHDOZPMIW-RCBQFDQVSA-N alstonine Natural products C1=CC2=C3C=CC=CC3=NC2=C2N1C[C@H]1[C@H](C)OC=C(C(=O)OC)[C@H]1C2 WYTGDNHDOZPMIW-RCBQFDQVSA-N 0.000 claims description 6
- 238000005219 brazing Methods 0.000 claims description 2
- 239000007791 liquid phase Substances 0.000 claims description 2
- 239000002184 metal Substances 0.000 claims description 2
- 229910000679 solder Inorganic materials 0.000 claims description 2
- 239000012808 vapor phase Substances 0.000 claims description 2
- 230000037361 pathway Effects 0.000 abstract 2
- 238000012546 transfer Methods 0.000 description 23
- 125000006850 spacer group Chemical group 0.000 description 7
- 238000013461 design Methods 0.000 description 4
- 239000003507 refrigerant Substances 0.000 description 4
- 238000012360 testing method Methods 0.000 description 3
- 230000002411 adverse Effects 0.000 description 2
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 2
- 238000000034 method Methods 0.000 description 2
- 238000004378 air conditioning Methods 0.000 description 1
- 230000009286 beneficial effect Effects 0.000 description 1
- 230000005494 condensation Effects 0.000 description 1
- 238000009833 condensation Methods 0.000 description 1
- 238000010276 construction Methods 0.000 description 1
- 238000009749 continuous casting Methods 0.000 description 1
- 238000005265 energy consumption Methods 0.000 description 1
- 238000002474 experimental method Methods 0.000 description 1
- 238000009434 installation Methods 0.000 description 1
- 239000000463 material Substances 0.000 description 1
- 230000000704 physical effect Effects 0.000 description 1
- 238000005057 refrigeration Methods 0.000 description 1
- XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N water Substances O XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
- F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
- F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
- F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
- F28D1/0535—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight the conduits having a non-circular cross-section
- F28D1/05366—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
- F28D1/05383—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators with multiple rows of conduits or with multi-channel conduits
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/04—Condensers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
- F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
- F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
- F28D1/047—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag
- F28D1/0477—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag the conduits being bent in a serpentine or zig-zag
- F28D1/0478—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag the conduits being bent in a serpentine or zig-zag the conduits having a non-circular cross-section
-
- 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
- F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular
- F28F1/022—Tubular elements of cross-section which is non-circular with multiple channels
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
- F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
- F28F3/02—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations
- F28F3/025—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being corrugated, plate-like elements
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
- F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
- F28F9/02—Header boxes; End plates
- F28F9/0243—Header boxes having a circular cross-section
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2500/00—Problems to be solved
- F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
- F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
- F28D2021/008—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for vehicles
- F28D2021/0084—Condensers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
- F28F2260/00—Heat exchangers or heat exchange elements having special size, e.g. microstructures
- F28F2260/02—Heat exchangers or heat exchange elements having special size, e.g. microstructures having microchannels
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Geometry (AREA)
- Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)
- Switches With Compound Operations (AREA)
- Catching Or Destruction (AREA)
- Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
- Power Steering Mechanism (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Separation By Low-Temperature Treatments (AREA)
- Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
Abstract
Description
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Wärmetauscher zum Wärmetausch zwischen der Umgebung und einem Kühlmittel, das sich in einer Flüssig- oder Dampfphasen befinden kann, welcher umfaßt: ein Paar mit Abstand voneinander versehene allgemein parallele Sammelrohre einen Kühlmitteleinlaß, von denen eines der Sammelrohre einen Kühlmitteleinlaß und eines der Sammelrohre einen Kühlmittelauslaß besitzt; und ein sich zwischen den Sammelrohren und in Fluidverbindung mit jedem der Sammelrohre erstreckendes Wärmeaustauscherrohr, welches Rohr einen allgemein flachen Querschnitt besitzt und eine Vielzahl von hydraulisch parallelen Kühlmittel-Strömungswegen zwischen den Sammelrohren bestimmt, von denen jeder der Kühlmittel-Strömungswege einen Hydraulik-Durchmesser bis zu 1,778 mm besitzt.The present invention relates to a heat exchanger for exchanging heat between the environment and a coolant which may be in a liquid or vapor phase, comprising: a pair of spaced apart generally parallel headers having a coolant inlet, one of the headers having a coolant inlet and one of the headers having a coolant outlet; and a heat exchanger tube extending between the headers and in fluid communication with each of the headers, the tube having a generally flat cross-section and defining a plurality of hydraulically parallel coolant flow paths between the headers, each of the coolant flow paths having a hydraulic diameter of up to 1.778 mm.
Viele Kondensoren, die derzeit in Klima- oder Kühlsystemen eingesetzt werden, nutzen eine oder mehrere Rohrschlangen auf der Dampfseite. Derartige Kondensoren sind beispielsweise in GB-A-21 33525 sowie JP-U-591 3877 dargestellt.Many condensers currently used in air conditioning or refrigeration systems use one or more coils on the steam side. Such condensers are shown, for example, in GB-A-21 33525 and JP-U-591 3877.
Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Sammelrohre jeweils eine Reihe von Öffnungen besitzen, von denen die Öffnungen in der Reihe an einem Sammelrohr mit den Öffnungen in der Reihe an dem anderen Sammelrohr ausgerichtet sind und ihnen zugewendet sind; das Wärmeaustauscherrohr eine Rohrreihe umfaßt, die durch eine Vielzahl von geraden Rohren von allgemein flachem Querschnitt bestimmt ist, die sich parallel zueinander zwischen den Sammelrohren erstrecken, wobei die einander gegenüberliegenden Enden der Rohre in entsprechend ausgerichteten der Offnungen und in Fluidverbindung mit dem Innenraum der Sammelrohre angeordnet ist, mindestens einige der Rohre hydraulisch parallel zueinander liegen; Stege innerhalb der Rohre sich zwischen den einander gegenüberliegenden Seitenwänden der Rohre an mit Abstand versehenen Intervallen erstrecken und mit diesen Seitenwänden verbunden sind, um (a) eine Vielzahl von nicht kreisförmigen Strömungswegen innerhalb jedes Rohres zu bestimmen, (b) Kräfte zu absorbieren, die sich durch den Innendruck innerhalb des Wärmetauschers ergeben und dazu neigen, die Rohre zu dehnen, und (c) Wärme zwischen dem Fluid in den Strömungswegen und den einander gegenüberhe genden beiden Seitenwänden der Rohre zu leiten; welche Stege und/oder flachen Seitenwände mindestens eine konkave Zone an der Überschneidung von konvergierenden Oberflächen-Segmenten in jedem der Strömungswege bestimmen, die sich in deren Längsrichtung erstreckt; und serpentinenförmige Grate, die die Rohre nicht gegen wesentlichen Innendruck abstützen können, sich zwischen einander zugewendeten gegenüberliegenden Seitenwänden benachbarten Rohre erstrecken.The present invention is characterized in that the headers each have a series of openings, the openings in the series on one header being aligned with and facing the openings in the series on the other header; the heat exchanger tube comprises a tube row defined by a plurality of straight tubes of generally flat cross-section extending parallel to each other between the headers, the opposite ends of the tubes being arranged in correspondingly aligned ones of the openings and in fluid communication with the interior of the headers, at least some of the tubes being hydraulically parallel to each other; Webs within the tubes extend between the opposing side walls of the tubes at spaced intervals and are connected to those side walls to (a) define a plurality of non-circular flow paths within each tube, (b) absorb forces resulting from the internal pressure within the heat exchanger which tend to expand the tubes, and (c) transfer heat between the fluid in the flow paths and the opposing adjacent two side walls of the tubes; which webs and/or flat side walls define at least one concave zone at the intersection of converging surface segments in each of the flow paths, extending in the longitudinal direction thereof; and serpentine ridges, incapable of supporting the tubes against substantial internal pressure, extend between facing opposite side walls of adjacent tubes.
Der Begriff "Hydraulik-Durchmesser" wie er hier gebraucht wird, steht für die Querschnittsfläche eines Strömungsweges multipliziert mit vier und dividiert durch den benetzten Umfang des Strömungsweges.The term "hydraulic diameter" as used here represents the cross-sectional area of a flow path multiplied by four and divided by the wetted circumference of the flow path.
Der Wärmetauscher gemäß der vorliegenden Erfindung weist eine relativ geringe Frontfläche an der Luftseite auf, die durch Rohre versperrt ist, so daß eine Vergrößerung der Luftseiten-Wärmetauschfläche möglich ist, ohne das Luftseiten-Druckgefälle zu erhöhen, und ohne das Dampf- und/oder Kondensatseiten-Druckgefälle zu erhöhen.The heat exchanger according to the present invention has a relatively small front area on the air side which is blocked by tubes, so that an increase in the air side heat exchange area is possible without increasing the air side pressure gradient and without increasing the steam and/or condensate side pressure gradient.
Die Erfindung wird aus der folgenden Patentbeschreibung im Zusammenhang mit den beigefügten Zeichnungen ersichtlich.The invention will become apparent from the following patent description in conjunction with the attached drawings.
Fig. 1 ist eine auseinandergezogene Perspektivansicht einer Ausführung eines Kondensors, der gemäß der Erfindung aufgebaut ist;Fig. 1 is an exploded perspective view of one embodiment of a condenser constructed in accordance with the invention;
Fig. 2 ist eine vergrößerte Schnitteilansicht einer Kondensorröhre, die bei der Erfindung eingesetzt werden kann;Fig. 2 is an enlarged partial sectional view of a condenser tube which can be used in the invention;
Fig. 3 ist ein Diagramm der vorhergesagten Leistung von Kondensoren mit der gleichen Frontfläche wobei einige nach dem Stand der Technik und andere erfindungsgemäß aufgebaut sind, und wobei die Wärmeübertragung als Funktion des Hohlraum(Hydraulik)-durchmessers dargestellt ist;Fig. 3 is a graph of the predicted performance of condensers having the same frontal area, some constructed according to the prior art and others according to the invention, and showing the heat transfer as a function of cavity (hydraulic) diameter;
Fig. 4 ist ein Diagramm, anhand dessen die vorliegende Erfindung mit der Konstruktion nach dem Stand der Technik verglichen wird, und das den Luftstrom durch beide als Funktion a) der Rate des Wärmeübergangs, b) der Strömungsmenge des Kühlmittels und c) des Druckgefälles des Kühlmittels zeigt;Fig. 4 is a graph comparing the present invention with the prior art design, showing the air flow through both as a function of a) the rate of heat transfer, b) the flow rate of the coolant and c) the pressure gradient of the coolant;
Fig. 5 ist ein weiteres Diagramm, anhand dessen die Konstruktion nach dem Stand der Technik mit einem Kondensor gemäß der Erfindung auf der Grundlage der Luftgeschwindigkeit als Funktion des Wärmeübergangs pro Pfund an Material verglichen wird, das bei der Herstellung des Kerns der beiden eingesetzt wird; undFig. 5 is another graph comparing the prior art design with a condenser according to the invention on the basis of air velocity as a function of heat transfer per pound of material used in making the core of the two; and
Fig. 6 ist ein weiteres Diagramm, anhand dessen die Konstruktion nach dem Stand der Technik mit einer Ausführung der vorliegenden Erfindung verglichen wird, indem die Luftgeschwindigkeit als Funktion des Druckgefälles über die Luftseite des Kondensors dargestellt wird.Fig. 6 is another graph comparing the prior art design with an embodiment of the present invention by plotting air velocity as a function of pressure gradient across the air side of the condenser.
Eine beispielhafte Ausführung eines Kondensors gemäß der Erfindung ist in Fig. 1 dargestellt und es ist zu sehen, daß sie einander gegenüberliegende, beanstandete, im allgemeinen parallele Sammelrohre 11 und 12 enthält. Die Sammelrohre 10 und 12 bestehen vorzugsweise aus im allgemeinen zylindrischen Rohren. An den einander zugewandten Seiten sind sie mit einer Reihe im allgemeinen paralleler Schlitze bzw. Öffnungen 14 zur Aufnahme entsprechender Enden 16 und 18 von Kondensorröhren 20 versehen.An exemplary embodiment of a condenser according to the invention is shown in Fig. 1 and can be seen to include opposed, spaced, generally parallel headers 11 and 12. Headers 10 and 12 are preferably made of generally cylindrical tubes. On their facing sides they are provided with a series of generally parallel slots or openings 14 for receiving respective ends 16 and 18 of condenser tubes 20.
Vorzugsweise ist jedes der Sammelrohre 10 und 12 in dem mit 22 dargestellten Bereich zwischen den Schlitzen 14 mit einer leicht kugelförmigen Kuppel versehen, um die Beständigkeit gegenüber Druck zu verbessern, wie dies ausführlicher in US-A-4615385 erläutert ist, dessen Einzelheiten hiermit durch Verweis einbezogen werden.Preferably, each of the headers 10 and 12 is provided with a slightly spherical dome in the region shown at 22 between the slots 14 to improve resistance to pressure, as explained in more detail in US-A-4615385, the details of which are hereby incorporated by reference.
Ein Ende des Sammelrohrs 10 ist mit einer Kappe 24 verschlossen, die daran hartgelötet oder geschweißt ist. An dem gegenüberliegenden Ende ist ein Verbindungsstück 26 hartgelötet oder angeschweißt, an das ein Rohr 28 angeschlossen werden kann.One end of the manifold 10 is closed with a cap 24 which is brazed or welded thereto. At the opposite end a connector 26 is brazed or welded to which a pipe 28 can be connected.
Das untere Ende des Sammelrohrs 12 ist mit einer geschweißten oder hartgelöteten Kappe 30 verschlossen, die der Kappe 24 ähnelt, wobei an ihr oberes Ende ein Verbindungsstück 32 angeschweißt bzw. hartgelötet ist. Je nach der Ausrichtung des Kondensors dient eines der Verbindungsstücke 26 und 32 als Dampfeinlaß, während das andere als Kondensatauslaß dient. Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausrichtung dient das Verbindungsstück 26 als Kondensatauslaß.The lower end of the manifold 12 is closed with a welded or brazed cap 30 similar to the cap 24, with a connector 32 welded or brazed to its upper end. Depending on the orientation of the condenser one of the connectors 26 and 32 serves as a steam inlet while the other serves as a condensate outlet. In the orientation shown in Fig. 1, the connector 26 serves as a condensate outlet.
Eine Vielzahl der Rohre 20 erstreckt sich zwischen den Sammelrohren 10 und 12 und steht in Fluidverbindung damit. Die Rohre 20 sind geometrisch parallel zueinander und hydraulisch ebenfalls parallel. Zwischen benachbarten der Röhren 20 sind serpentinenförmige Grate 34 angeordnet, obwohl, wenn gewünscht, auch plattenförmige Grate eingesetzt werden können. Obere und untere Rinnen 36 und 38 erstrecken sich zwischen den Sammelrohren 10 und 12 und sind auf jede beliebige geeignete Weise mit ihnen verbunden, um dem System Steifigkeit zu verleihen.A plurality of the tubes 20 extend between and are in fluid communication with the headers 10 and 12. The tubes 20 are geometrically parallel to one another and are also hydraulically parallel. Serpentine ridges 34 are disposed between adjacent ones of the tubes 20, although plate-shaped ridges may be used if desired. Upper and lower troughs 36 and 38 extend between and are connected to the headers 10 and 12 in any suitable manner to provide rigidity to the system.
Jedes der Rohre 20 ist, wie in Fig. 1 zu sehen, ein abgeflachtes Rohr und enthält in seinem Inneren einen gewellten Abstandshalter 40.Each of the tubes 20 is, as shown in Fig. 1, a flattened tube and contains a corrugated spacer 40 in its interior.
Im Querschnitt stellt sich der Abstandshalter 40 wie in Fig. 2 zu sehen dar, und es ist zu sehen, daß abwechselnde Scheitel über ihre gesamte Länge mit der Innenwand 42 bzw. dem Rohr in Kontakt sind und durch Kehlfüllungen 44 aus Löt- oder Hartlötmetall damit verbunden sind. Dadurch wird eine Vielzahl im wesentlichen getrennter hydraulischer paralleler Fluidströmungswege 46, 48, 50, 52, 56, 58 sowie 60 in jedem der Rohre 20 hergestellt. Das heißt, es besteht praktisch keine Fluidverbindung von einem dieser Strömungswege zu den benachbarten Strömungswegen auf jeder Seite. Das bedeutet effektiv, daß jede der Wände, die benachbarte Fluidströmungswege 40, 48, 50, 52, 54, 56, 58 und 60 voneinander trennt, mit beiden Seiten des abgeflachten Rohrs 20 über ihre gesamte Länge verbunden ist. Daher besteht kein Zwischenraum, der durch Fluid mit geringerer Wärmeleitfähigkeit gefüllt würde. Dadurch wird die Wärmeübertragung von dem Fluid über die Wände, die die verschiedenen, obengenannten Fluidströmungswege trennen, zur Außenseite des Rohrs auf ein Maximum erhöht. Des weiteren wird davon ausgegangen, daß bei getrennten Strömungswegen der erwähnten Größe vorteilhafte Auswirkungen der Wärmeübertragung, die durch Oberflächenspannungserscheinungen bewirkt werden, zum Tragen kommen.In cross-section, the spacer 40 is as shown in Figure 2 and it can be seen that alternating peaks are in contact with the inner wall 42 or tube along their entire length and are connected thereto by fillets 44 of solder or brazing metal. This creates a plurality of substantially separate hydraulic parallel fluid flow paths 46, 48, 50, 52, 56, 58 and 60 in each of the tubes 20. That is, there is virtually no fluid communication from any of these flow paths to the adjacent flow paths on either side. This effectively means that each of the walls separating adjacent fluid flow paths 40, 48, 50, 52, 54, 56, 58 and 60 is connected to both sides of the flattened tube 20 along their entire length. Therefore, there is no gap to be filled by fluid with lower thermal conductivity. This maximizes the heat transfer from the fluid to the outside of the tube via the walls separating the various fluid flow paths mentioned above. Furthermore, it is expected that with separate flow paths of the mentioned size, beneficial effects of heat transfer caused by surface tension phenomena will be realized.
Ein zweiter Vorteil besteht in der Tatsache, daß die Kondensoren der vorliegenden Erfindung an der Auslaßseite eines Kompressors eingesetzt werden und daher außerordentlich hohem Druck ausgesetzt sind. Herkömmlicherweise wirkt dieser hohe Druck auf den Innenraum der Rohre 20. Wenn sog. "Platten"-Grate anstelle der serpentinenförmigen Grate 34, die in den Zeichnungen dargestellt sind, eingesetzt werden, neigen selbige dazu, die Rohre 20 einzuschließen und sie gegen den Innendruck, der bei einem Kondensor auftritt, abzustützen. im Unterschied dazu sind serpentinenförmige Grate, wie die in 34 dargestellten, nicht in der Lage, die Rohre 20 gegen erheblichen Innendruck abzustützen Gemäß der beschriebenen Ausführung der Erfindung jedoch wird die gewünschte Abstützung bei einem Wärmetauscher mit serpentinenförmigen Graten dadurch erreicht, daß der Abstandshalter und insbesondere die Scheitel desselben über ihre gesamte Länge mit der innenwand 42 jedes Rohrs 20 verbunden sind. Diese Verbindung führt dazu, daß verschiedene Teile des Abstandshalters 40 unter Spannung gesetzt werden, wenn Druck auf das Rohr 20 wirkt, so daß die durch den Innendruck in der Röhre 20 entstehende Kraft, die dazu neigt, das Rohr auszudehnen, absorbiert wird.A second advantage is the fact that the condensers of the present invention are used on the outlet side of a compressor and are therefore extremely are subjected to high pressure. Conventionally, this high pressure acts on the interior of the tubes 20. When so-called "plate" fins are used instead of the serpentine fins 34 shown in the drawings, the same tend to enclose the tubes 20 and support them against the internal pressure encountered in a condenser. In contrast, serpentine fins such as those shown in 34 are unable to support the tubes 20 against significant internal pressure. However, according to the described embodiment of the invention, the desired support in a heat exchanger with serpentine fins is achieved by bonding the spacer, and in particular the apices thereof, to the inner wall 42 of each tube 20 over their entire length. This connection causes various parts of the spacer 40 to be placed under tension when pressure is applied to the tube 20 so as to absorb the force caused by the internal pressure in the tube 20 which tends to expand the tube.
Eine bevorzugte Einrichtung, mit der die Rohre 20 mit dazugehörigen Einsätzen 40 hergestellt werden können, ist in US-A-4688311 offenbart, dessen Einzelheiten hiermit ebenfalls durch Verweis einbezogen werden.A preferred means by which the tubes 20 with associated inserts 40 can be manufactured is disclosed in US-A-4688311, the details of which are also hereby incorporated by reference.
Gemäß der Erfindung haben jeder der Strömungswege 48, 50, 52, 54, 56 und 58 und in dem je nach der Form des Einsatzes 40 möglichen Maß die Strömungswege 40 und 46 ebenfalls einen Hydraulik-Durchmesser im Bereich von ungefähr 0,18 bis 1,778 mm (0,015 bis 0,070 Inch). Bei gegenwärtigen in der Technik bekannten Montagetechniken optimiert ein Hydraulikdurchmesser von ungefähr 0,089 mm (0,035 Inch) den Grenzwärmeübertragungswirkungsgrad und die Einfachheit der Konstruktion. Der Hydraulik- Durchmesser wird hier in der herkömmlichen Bedeutung verwendet, das heißt, als die Querschnittsfläche jedes der Strömungswege multipliziert mit vier und wiederum dividiert durch den vernetzten Umfang des entsprechenden Strömungsweges.In accordance with the invention, each of the flow paths 48, 50, 52, 54, 56 and 58, and to the extent possible depending on the shape of the insert 40, the flow paths 40 and 46 also have a hydraulic diameter in the range of about 0.18 to 1.778 mm (0.015 to 0.070 inches). With current assembly techniques known in the art, a hydraulic diameter of about 0.089 mm (0.035 inches) optimizes the boundary heat transfer efficiency and simplicity of construction. The hydraulic diameter is used herein in the conventional sense, that is, as the cross-sectional area of each of the flow paths multiplied by four and in turn divided by the meshed perimeter of the corresponding flow path.
Die gegebenen Werte des Hydraulik-Durchmessers gelten für Kondensoren in R-12- Systemen. Geringfügig andere Werte sind bei Systemen zu erwarten, bei denen ein anderes Kühlmittel verwendet wird.The hydraulic diameter values given apply to condensers in R-12 systems. Slightly different values are to be expected in systems using a different refrigerant.
Innerhalb dieses Bereiches ist es vorteilhaft, die Rohrabmessung quer zur Richtung des Luftstroms durch den Kern so gering wie möglich zu halten. Dadurch wiederum entsteht mehr Frontfläche, in der Grate, wie beispielsweise die Grate 34, in dem Kern angeordnet werden können, ohne das Luftseiten-Druckgefälle nachteilig zu beeinflussen, um so eine bessere Rate der Wärmeübertragung zu erzielen. In einigen Fällen können, indem die Rohrbreite auf ein Minimum verringert wird, eine oder mehrere zusätzliche Rohrreihe integriert werden.Within this range, it is advantageous to keep the pipe dimension transverse to the direction of the air flow through the core as small as possible. This in turn creates more frontal area in which fins such as fins 34 can be placed in the core without adversely affecting the air side pressure gradient, thus achieving a better rate of heat transfer. In some cases, by minimizing the tube width, one or more additional rows of tubes can be incorporated.
In diesem Zusammenhang sieht die bevorzugte Ausführung vor, daß Rohre mit separaten Abstandshaltern, wie sie in Fig. 2 dargestellt sind, im Unterschied zu strangegossenen Rohren mit Durchlassen des erforderlichen Hydraulik-Durchmessers eingesetzt werden. Gegenwärtige Stranggußverfahren, die zur Zeit für die Herstellung von Kondensoren in großem Maßstab ökonomisch ausführbar sind, ergeben im allgemeinen eine Rohrwanddicke, die größer ist als sie zur Aufnahme eines vorgegebenen Drucks unter Verwendung eines Rohrs und eines Abstandshalters, wie sie hier offenbart sind, erforderlich ist. Daher ist die Gesamtrohrbreite dieser stranggegossenen Rohre bei einem bestimmten Hydraulik-Durchmesser größer als bei einer Rohr- und Abstandshalter- Kombination, wobei dies aus den eben genannten Gründen unvorteilhaft ist. Nichtsdestotrotz sieht die Erfindung den Einsatz stranggegossener Rohre mit Durchlassen mit einem Hydraulik-Durchmesser in dem genannten Bereich vor.In this connection, the preferred embodiment provides for the use of tubes with separate spacers as shown in Figure 2 as opposed to continuously cast tubes with passages of the required hydraulic diameter. Current continuous casting processes which are currently economically feasible for the manufacture of large scale condensers generally provide a tube wall thickness greater than that required to accommodate a given pressure using a tube and spacer as disclosed herein. Therefore, the total tube width of these continuously cast tubes is greater for a given hydraulic diameter than for a tube and spacer combination, which is disadvantageous for the reasons just mentioned. Nevertheless, the invention provides for the use of continuously cast tubes with passages having a hydraulic diameter in the range mentioned.
Es ist weiterhin vorteilhaft, daß das Verhältnis des Außenrohrumfangs zum benetzten Umfang im Inneren des Rohrs so klein wie möglich ausgeführt wird, solange der Strömungsweg nicht so klein wird, daß das Kühlmittel nicht leicht durch ihn hindurchtreten kann. Dadurch wird der Widerstand gegenüber Wärmeübertragung auf der Dampfund/oder der Leitungsseite verringert.It is also advantageous that the ratio of the outer tube circumference to the wetted circumference inside the tube is made as small as possible, as long as the flow path does not become so small that the coolant cannot easily pass through it. This reduces the resistance to heat transfer on the steam and/or line side.
Eine Reihe von Vorteilen der Erfindung geht aus den in Fig. 3 - 6 dargestellten Daten und der folgenden Erläuterung hervor.A number of advantages of the invention are apparent from the data presented in Fig. 3 - 6 and the following explanation.
In Fig. 3 beispielsweise ist auf der rechten Seite die Wärmeübertragungsrate als Funktion des Hohlraum- bzw. Hydraulik-Durchmessers bei Luftströmen dargestellt, die von 12,74 bis 90,61 m³ (450 bis 3200 Standard Cubic Feet) pro Minute für Produktionskondensorenkerne reichen, die vom Anmelder hergestellt werden. Die Wärmeübergangsrate ist in kW (1000 BTU per hour) dargestellt, und der Hydraulik-Durchmesser ist in mm (Inch) dargestellt.For example, in Fig. 3, on the right, the heat transfer rate is plotted as a function of cavity or hydraulic diameter at airflows ranging from 12.74 to 90.61 m³ (450 to 3200 standard cubic feet) per minute for production condenser cores manufactured by Applicant. The heat transfer rate is plotted in kW (1000 BTU per hour) and the hydraulic diameter is plotted in mm (inches).
Links von diesen Daten befinden sich mit dem Computer hergestellte Kurven, die auf einem Wärmeübertragungsmodell zu einem gemäß der vorliegenden Erfindung hergestellten Kern beruhren, wobei das Modell unter Verwendung empirisch gewonnener Daten hergestellt wurde. Verschiedene Punkte auf den Kurven sind durch Versuche bestätigt worden. Die mit "A" bezeichneten Kurven stehen für die Wärmeübertragung bei den genannten Luftströmen für einen Kern, wie er in Fig. 1 dargestellt ist, der eine Frontfläche von 0,186 m² (2 square feet) aufweist, wobei Rohre eingesetzt wurden, die ungefähr 0,61 m (24 Inch) lang sind und eine Rohrwanddicke von 0,318 mm (0,015 Inch) haben, eine Rohrhauptabmessung von 13,51 mm (0,532 Inch), eine Einlaßlufttemperatur von 43,3ºC (110º F), eine Einlaßtemperatur von 82,2ºC (180ºF) und einen Druck von 1,619 MPa (235 psig) für R-12, wobei 1,1ºC (2º F) Unterkühlung des austretenden Kühlmittels nach der Kondensation vorausgesetzt wurde. Der Kern war mit 18 Graten pro 25,4 mm (1 Inch) zwischen den Rohren versehen, und die Grate maßen 15,88 mm (0,625 Inch) x 13,72 mm (0,540 Inch) x 0,152 mm (0,006 Inch).To the left of this data are computer generated curves based on a heat transfer model to a core made in accordance with the present invention, the model being made using empirically obtained data. Various points on the curves have been verified by experiment. The curves labeled "A" represent heat transfer at the air flows indicated for a core as shown in Fig. 1 having a frontal area of 0.186 m² (2 square feet), using tubes that are approximately 0.61 m (24 inches) long and have a tube wall thickness of 0.318 mm (0.015 inches), a tube major dimension of 13.51 mm (0.532 inches), an inlet air temperature of 43.3ºC (110º F), an inlet temperature of 82.2ºC (180ºF), and a pressure of 1.619 MPa (235 psig) for R-12, assuming 1.1ºC (2º F) subcooling of the outgoing refrigerant after condensation. The core was provided with 18 ridges per 25.4 mm (1 inch) between tubes, and the ridges measured 15.88 mm (0.625 inch) x 13.72 mm (0.540 inch) x 0.152 mm (0.006 inch).
Die mit "B" bezeichneten kurven zeigen die gleiche Beziehung für einen ansonsten identischen Kern, wobei jedoch die Länge des Strömungsweges in jedem Rohr verdoppelt wurde, das heißt, die Anzahl der Rohre wurde halbiert und die Rohrlänge wurde verdoppelt. Die Wärmeübertragung wird, wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, im Bereich von Hydraulikdurchmessern von ungefähr 0,381 bis 1,778 mm (0,015 bis 0,070 Inch) durch den Einsatz der Erfindung vorteilhaft und erheblich erhöht, wobei in Abhängigkeit vom Luftstrom gewisse Abweichungen auftreten.The curves labeled "B" show the same relationship for an otherwise identical core, but with the length of the flow path in each tube doubled, that is, the number of tubes halved and the tube length doubled. As can be seen from Fig. 3, heat transfer is advantageously and significantly increased over the range of hydraulic diameters from approximately 0.381 to 1.778 mm (0.015 to 0.070 inches) by the use of the invention, with some variation depending on the air flow.
In Fig. 4 werden Ist-Versuchsergebnisse für einen Kern gemäß der Erfindung mit den in Tabelle 1 weiter unten aufgeführten Maßen mit Ist-Versuchsergebnissen für einen Kondensorkern verglichen, der vom Anmelder als "1E2803" bezeichnet wird. Die Werte für den herkömmlichen Kern sind ebenfalls in Tabelle 1 weiter unten aufgeführt. In Fig. 4 ist die Wärmeübertragungsrate in kW (1000 BTU per hour) dargestellt, die Luftströmungsmenge ist in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt, der Kühlmittelstrom ist in kg (Pounds) pro Stunde dargestellt; und das Kühlmitteldruckgefälle ist in kPa (PSI) dargestellt.In Fig. 4, actual test results for a core according to the invention having the dimensions listed in Table 1 below are compared with actual test results for a condenser core referred to by Applicant as "1E2803". The values for the conventional core are also listed in Table 1 below. In Fig. 4, the heat transfer rate is shown in kW (1000 BTU per hour), the air flow rate is shown in m³ (standard cubic feet) per minute, the coolant flow is shown in kg (pounds) per hour; and the coolant pressure drop is shown in kPa (PSI).
Sowohl der Kern gemäß der Erfindung als auch der herkömmliche Kern haben den gleichen Auslegungspunkt, der, wie in Fig. 4 dargestellt, bei einer Wärmeübertragungsrate von 7,62 kW (26.000 BTU per hour), bei einem Luftstrom von 50,97 m³ (1.800 Standard Cubic Feet) pro Minute liegt. Die tatsächliche beobachtete Äquivalenz der beiden Kerne trat bei 8,21 kW (28.000 BTU per hour) und 56,65 m³ (2.000 Standard Cubic Feet) pro Minute auf, und diese Parameter können für Vergleichszwecke benutzt werden.Both the core of the invention and the conventional core have the same design point, which is at a heat transfer rate of 7.62 kW (26,000 BTU per hour) at an air flow of 50.97 m³ (1,800 standard cubic feet) per minute, as shown in Fig. 4. The actual observed equivalence of the two cores occurred at 8.21 kW (28,000 BTU per hour) and 56.65 m³ (2,000 standard cubic feet) per minute, and these parameters can be used for comparison purposes.
Betrachtet man zunächst die Kurven "D" und "E" für den Kondensor nach dem Stand der Technik bzw. der vorliegenden Erfindung, ist zu sehen, daß der Kühlmittelstrom für beide über einen weiten Bereich von Luftstromwerten vergleichbar ist. Für diesen Versuch und für die anderen in Fig. 4 - 6 dargestellten, wurde R-12 am Kondensoreinlaß mit 1,619 MPa (235 psig) bei 82,2ºC (180 F) zugeführt. Das austretende Kühlmittel wurde um 1,1ºC (2º F) unterkühlt. Die Einlaßlufttemperatur am Kondensor betrug 43,3ºC (110ºF).Looking first at curves "D" and "E" for the prior art condenser and the present invention, respectively, it can be seen that the refrigerant flow for both is comparable over a wide range of air flow values. For this test and the others shown in Figures 4 - 6, R-12 was supplied to the condenser inlet at 1.619 MPa (235 psig) at 82.2ºC (180 F). The exiting refrigerant was subcooled by 1.1ºC (2º F). The inlet air temperature at the condenser was 43.3ºC (110ºF).
Das größere Kühlmittelseiten-Druckgefälle über einen herkömmlichen Kern gegenüber dem über einen Kern gemäß der Erfindung läßt auf einen größeren Energieverbrauch durch den Kompressor bei dem herkömmlichen System im Vergleich zu dem der vorliegenden Erfindung schließen.The larger coolant side pressure drop across a conventional core than across a core according to the invention suggests greater energy consumption by the compressor in the conventional system compared to that of the present invention.
Die Kurven "F" und "G", die wiederum für den Kondensor nach dem Stand der Technik bzw. für eine Ausführung des Kondensors der vorliegenden Erfindung stehen, zeigen vergleichbare Wärmeübertragungsraten über den gleichen Bereich von Luftströmen.Curves "F" and "G", which represent the prior art condenser and an embodiment of the condenser of the present invention, respectively, show comparable heat transfer rates over the same range of air flows.
Die Kurven "H" und "J" für den herkömmlichen Kondensor bzw. den Kondensor einer Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigen einen erheblichen Unterschied hinsichtlich des Druckgefälles des Kühlmittels über den Kondensor. Dies belegt einen Vorteil der Erfindung. Aufgrund des geringeren Druckgefälles über den Kondensor gemäß der Erfindung ist die Durchschnittstemperatur des Kühlmittels sei es in Dampfform oder in Form von Kondensat, höher als bei dem herkömmlichen Kondensor. Dadurch besteht bei der gleichen Einlaßlufttemperatur ein größerer Temperaturunterschied, der gemäß dem Fourier'schen Gesetz die Rate der Wärmeübertragung erhöht.Curves "H" and "J" for the conventional condenser and the condenser of an embodiment of the present invention, respectively, show a significant difference in the pressure drop of the coolant across the condenser. This demonstrates an advantage of the invention. Due to the lower pressure drop across the condenser according to the invention, the average temperature of the coolant, whether in vapor form or in condensate form, is higher than in the conventional condenser. As a result, for the same inlet air temperature, there is a larger temperature difference which, according to Fourier's law, increases the rate of heat transfer.
Darüber hinaus liegt in einem Kern gemäß einer Ausführung der Erfindung ein geringeres Luftseitendruckgefälle als bei dem herkömmlichen Kern vor. Dies ist auf zwei Faktoren zurückzuführen, nämlich auf die geringere Tiefe des Kerns und die größere freie Strömungsfläche, die nicht durch Rohre versperrt ist, so daß die Gebläseenergie gespart wird, die erforderlich ist, um den gewünschten Luftstrom durch den Kern zu leiten. Die Wärmeübertragungsrate bleibt jedoch, wie durch die Kurven "F" und "G" dargestellt, im wesentlichen die gleiche.In addition, there is a lower air side pressure drop in a core according to an embodiment of the invention than in the conventional core. This is due to two factors, namely the smaller depth of the core and the larger free flow area which is not obstructed by tubes, thus saving the fan energy required to drive the desired air flow through the core. However, the heat transfer rate remains essentially the same as shown by curves "F" and "G".
Des weiteren ist bestimmt worden, daß ein Kern gemäß einer Ausführung der Erfindung im Vergleich zu dem herkömmlichen Kern weniger Kühlmittel aufnimmt. So verringert der Kern der Ausführung der Erfindung den Kühlmittelbedarf des Systems. Desgleichen ist für die Installation des erfindungsgemäßen Kerns aufgrund seiner geringeren Tiefe weniger Raum erforderlich.Furthermore, it has been determined that a core according to an embodiment of the invention accommodates less coolant compared to the conventional core. Thus, the core of the embodiment of the invention reduces the coolant requirements of the system. Likewise, less space is required for installation of the core according to the invention due to its reduced depth.
Wie aus der Tabelle ist zu ersehen ist und aus den in Fig. 4 dargestellten Daten hervorgeht, kann ein Kern gemäß der Erfindung mit erheblich geringerem Gewicht hergestellt werden als ein herkömmlicher Kern. So vergleicht Fig. 5 die Wärmeübertragungsrate pro Masseeinheit des Kerns des herkömmlichen Kondensors (Kurve "K") mit der Wärmeübertragung pro Masseeinheit des Kerns eines Kondensors gemäß der Erfindung (Kurve "L") bei verschiedenen Luftgeschwindigkeiten. in Fig. 5 ist die Wärmeübertragungsrate pro Masseeinheit in W kg&supmin;¹ (BTU per pound) dargestellt und der Luftstrom ist in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt. So zeigt Fig. 5, daß sich in einem System eine erhebliche Gewichtseinsparung erzielen läßt, ohne die Wärmeübergangseigenschaften nachteilig zu beeinflussen, wenn der Kern der vorliegenden Erfindung eingesetzt wird. TABELLE 1 Physikalische Eigenschaften der Kondensorkerne in Fig. 3-6 As can be seen from the table and from the data presented in Fig. 4, a core according to the invention can be made significantly lighter than a conventional core. Thus, Fig. 5 compares the heat transfer rate per unit mass of the core of the conventional condenser (curve "K") with the heat transfer per unit mass of the core of a condenser according to the invention (curve "L") at various air velocities. In Fig. 5, the heat transfer rate per unit mass is shown in W kg⁻¹ (BTU per pound) and the air flow is shown in m³ (standard cubic feet) per minute. Thus, Fig. 5 shows that a significant weight savings can be achieved in a system without adversely affecting the heat transfer characteristics when the core of the present invention is employed. TABLE 1 Physical properties of the condenser cores in Fig. 3-6
Fig. 6 zeigt mit der Kurve "M" das Luftseitendruckgefälle, das in Pa (Inch Wassersäule) dargestellt ist, für einen herkömmlichen Kern und einen Kern gemäß der Erfindung bei verschiedenen Luftströmen, die in m³ (Standard Cubic Feet) pro Minute dargestellt sind. Kurve "N" stellt das Luftseiten-Druckgefälle für den Kern der vorliegenden Erfindung dar. Es ist zu sehen, daß das Luftseiten-Druckgefälle und damit Gebläseenergie verringert werden, wenn ein Kern gemäß der Erfindung eingesetzt wird.Fig. 6 shows the air side pressure gradient, shown in Pa (inches of water), for a conventional core and a core according to the invention at various air flows, shown in m³ (standard cubic feet) per minute, by curve "M". Curve "N" shows the air side pressure gradient for the core of the present invention. It can be seen that the air side pressure gradient and therefore fan energy are reduced when a core according to the invention is used.
Claims (8)
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US78308785A | 1985-10-02 | 1985-10-02 | |
| US90269786A | 1986-09-05 | 1986-09-05 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| DE3650658D1 DE3650658D1 (en) | 1998-01-02 |
| DE3650658T2 true DE3650658T2 (en) | 1998-05-14 |
Family
ID=27120095
Family Applications (2)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| DE3650648T Revoked DE3650648T2 (en) | 1985-10-02 | 1986-09-17 | Condenser with a small hydraulic diameter flow path. |
| DE3650658T Revoked DE3650658T2 (en) | 1985-10-02 | 1986-09-17 | Heat exchanger |
Family Applications Before (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| DE3650648T Revoked DE3650648T2 (en) | 1985-10-02 | 1986-09-17 | Condenser with a small hydraulic diameter flow path. |
Country Status (9)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (2) | EP0219974B1 (en) |
| JP (1) | JPS62175588A (en) |
| KR (1) | KR950007282B1 (en) |
| AT (2) | ATE160441T1 (en) |
| BR (1) | BR8604768A (en) |
| CA (1) | CA1317772C (en) |
| DE (2) | DE3650648T2 (en) |
| ES (1) | ES2002789A6 (en) |
| MX (1) | MX167593B (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19883002B4 (en) * | 1998-06-10 | 2008-04-10 | Heatcraft Inc., Grenada | Heat exchanger line and heat exchanger with such a heat exchanger line |
Families Citing this family (44)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CA1317772C (en) * | 1985-10-02 | 1993-05-18 | Leon A. Guntly | Condenser with small hydraulic diameter flow path |
| US4688311A (en) * | 1986-03-03 | 1987-08-25 | Modine Manufacturing Company | Method of making a heat exchanger |
| US5190100B1 (en) * | 1986-07-29 | 1994-08-30 | Showa Aluminum Corp | Condenser for use in a car cooling system |
| US5246064A (en) * | 1986-07-29 | 1993-09-21 | Showa Aluminum Corporation | Condenser for use in a car cooling system |
| EP0480914A3 (en) * | 1986-07-29 | 1992-05-13 | Showa Aluminum Kabushiki Kaisha | Condenser |
| US5458190A (en) * | 1986-07-29 | 1995-10-17 | Showa Aluminum Corporation | Condenser |
| US4936379A (en) * | 1986-07-29 | 1990-06-26 | Showa Aluminum Kabushiki Kaisha | Condenser for use in a car cooling system |
| US5482112A (en) * | 1986-07-29 | 1996-01-09 | Showa Aluminum Kabushiki Kaisha | Condenser |
| JPH0544679Y2 (en) * | 1988-07-12 | 1993-11-12 | ||
| DE3843306A1 (en) * | 1988-12-22 | 1990-06-28 | Thermal Waerme Kaelte Klima | Flat pipe liquefier for a coolant of an air-conditioning system for a vehicle |
| DE3843305A1 (en) * | 1988-12-22 | 1990-06-28 | Thermal Waerme Kaelte Klima | CONDENSER FOR A VEHICLE AIR CONDITIONING REFRIGERANT |
| DE3918312A1 (en) * | 1988-12-22 | 1990-12-06 | Thermal Waerme Kaelte Klima | FLAT TUBE CONDENSER, MANUFACTURING PROCESS AND APPLICATION |
| DE3923936C2 (en) * | 1989-07-19 | 1996-07-11 | Laengerer & Reich Kuehler | Heat exchangers, especially oil coolers |
| JPH0363497A (en) * | 1989-07-28 | 1991-03-19 | Matsushita Refrig Co Ltd | Heat transmitting pipe |
| US5099576A (en) * | 1989-08-29 | 1992-03-31 | Sanden Corporation | Heat exchanger and method for manufacturing the heat exchanger |
| US5197539A (en) * | 1991-02-11 | 1993-03-30 | Modine Manufacturing Company | Heat exchanger with reduced core depth |
| WO1992015833A1 (en) * | 1991-03-11 | 1992-09-17 | Modine Manufacturing Company | Condenser with small hydraulic diameter flow path |
| DE69733284T2 (en) * | 1996-12-25 | 2005-10-06 | Calsonic Kansei Corp. | Capacitor body structure |
| DE19845336A1 (en) | 1998-10-01 | 2000-04-06 | Behr Gmbh & Co | Multi-channel flat tube |
| GB2346680A (en) | 1999-02-11 | 2000-08-16 | Llanelli Radiators Ltd | Condenser |
| EP1065454A1 (en) | 1999-07-02 | 2001-01-03 | Modine Manufacturing Company | Air-cooled condenser |
| DE10025486A1 (en) * | 2000-05-23 | 2001-11-29 | Behr Gmbh & Co | Heat transfer block, e.g. for vehicle air conditioner, has several heat-conducting rods spaced out between outer walls and extending through all walls to link flow chambers |
| DE10054158A1 (en) * | 2000-11-02 | 2002-05-08 | Behr Gmbh | Multi-chamber pipe with circular flow channels |
| JP2002318086A (en) * | 2001-04-16 | 2002-10-31 | Japan Climate Systems Corp | Heat exchanger tube |
| EP1253391B1 (en) | 2001-04-28 | 2006-06-28 | Behr GmbH & Co. KG | Folded flat tube with multiple cavities |
| EP1265046B1 (en) | 2001-06-07 | 2005-11-23 | Behr GmbH & Co. KG | Fin, tube and heat exchanger |
| DE10137907A1 (en) * | 2001-08-02 | 2003-02-20 | Modine Mfg Co | Air cooled heat transfer arrangement |
| DE10212249A1 (en) * | 2002-03-20 | 2003-10-02 | Behr Gmbh & Co | Heat exchanger and cooling system |
| DE10223712C1 (en) * | 2002-05-28 | 2003-10-30 | Thermo King Deutschland Gmbh | Climate-control device for automobile with modular heat exchanger in heat exchanger fluid circuit adaptable for different automobile types |
| DE20208337U1 (en) * | 2002-05-28 | 2003-10-16 | Thermo King Deutschland GmbH, 68766 Hockenheim | Air conditioning system for large vehicles has an inner cooling circuit and a modular flat finned tube exterior condenser with two or more modules in parallel |
| FR2846733B1 (en) | 2002-10-31 | 2006-09-15 | Valeo Thermique Moteur Sa | CONDENSER, IN PARTICULAR FOR A CIRCUIT FOR CIMATING A MOTOR VEHICLE, AND CIRCUIT COMPRISING THE CONDENSER |
| EP1503164B1 (en) * | 2003-07-28 | 2019-05-01 | Mahle Behr France Rouffach S.A.S | Heat exchanger |
| GB0326443D0 (en) | 2003-11-13 | 2003-12-17 | Calsonic Kansei Uk Ltd | Condenser |
| WO2008064199A1 (en) | 2006-11-22 | 2008-05-29 | Johnson Controls Technology Company | Multichannel evaporator with flow separating manifold |
| KR101518205B1 (en) | 2006-11-22 | 2015-05-08 | 존슨 컨트롤스 테크놀러지 컴퍼니 | Multichannel heat exchanger with dissimilar multichannel tubes |
| DE102006062261A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-06-26 | Konvekta Ag | Air conditioning system for vehicle, particularly for buses, has fluid circuit with condenser device, evaporator device and compressor unit |
| US20090025405A1 (en) | 2007-07-27 | 2009-01-29 | Johnson Controls Technology Company | Economized Vapor Compression Circuit |
| WO2009018150A1 (en) | 2007-07-27 | 2009-02-05 | Johnson Controls Technology Company | Multichannel heat exchanger |
| US8234881B2 (en) | 2008-08-28 | 2012-08-07 | Johnson Controls Technology Company | Multichannel heat exchanger with dissimilar flow |
| US8439104B2 (en) | 2009-10-16 | 2013-05-14 | Johnson Controls Technology Company | Multichannel heat exchanger with improved flow distribution |
| KR20130065174A (en) * | 2011-12-09 | 2013-06-19 | 현대자동차주식회사 | Heat exchanger for vehicle |
| DE102015210231A1 (en) * | 2015-06-03 | 2016-12-08 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Heat exchanger for a cooling system, cooling system and assembly |
| US11060801B2 (en) | 2015-06-29 | 2021-07-13 | Carrier Corporation | Microtube heat exchanger |
| CN113091380A (en) * | 2020-01-08 | 2021-07-09 | 青岛海尔电冰箱有限公司 | Condensing system and refrigerator |
Family Cites Families (38)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US1768258A (en) * | 1927-07-21 | 1930-06-24 | Robert L King | Condenser |
| US1958226A (en) * | 1932-04-06 | 1934-05-08 | Fedders Mfg Co Inc | Condenser for refrigerating apparatus |
| US2136641A (en) * | 1936-12-21 | 1938-11-15 | Gen Motors Corp | Refrigerating apparatus |
| CH221087A (en) * | 1939-12-15 | 1942-05-15 | Morris Motors Ltd | Refrigerant for liquids. |
| US2373218A (en) * | 1942-11-11 | 1945-04-10 | Modine Mfg Co | Oil cooler tube |
| JPS432682Y1 (en) * | 1964-12-28 | 1968-02-03 | ||
| US3457990A (en) * | 1967-07-26 | 1969-07-29 | Union Carbide Corp | Multiple passage heat exchanger utilizing nucleate boiling |
| US3486489A (en) * | 1968-02-12 | 1969-12-30 | Modine Mfg Co | Oil cooler |
| US3907032A (en) * | 1971-04-27 | 1975-09-23 | United Aircraft Prod | Tube and fin heat exchanger |
| JPS4849054A (en) * | 1971-10-22 | 1973-07-11 | ||
| JPS49114145A (en) * | 1973-03-09 | 1974-10-31 | ||
| JPS5149642U (en) * | 1974-10-11 | 1976-04-14 | ||
| JPS6049837B2 (en) * | 1976-06-02 | 1985-11-05 | 日立電線株式会社 | Heat exchanger tube for condenser |
| US4190105A (en) * | 1976-08-11 | 1980-02-26 | Gerhard Dankowski | Heat exchange tube |
| US4159034A (en) * | 1977-05-12 | 1979-06-26 | Modine Manufacturing Company | Weldment heat exchanger |
| GB1559318A (en) * | 1977-08-12 | 1980-01-16 | Hammond J A | Heat recovery |
| JPS5485461A (en) * | 1977-12-21 | 1979-07-07 | Furukawa Metals Co | Insideegrooved heat transfer tube |
| GB1601954A (en) * | 1978-05-15 | 1981-11-04 | Covrad Ltd | Heat exchanger |
| JPS564834A (en) * | 1979-06-25 | 1981-01-19 | Fujitsu Ltd | Photo detection control system by light pen |
| JPS592715Y2 (en) * | 1979-06-27 | 1984-01-25 | 製鉄化学工業株式会社 | Interior container |
| GB2058324B (en) * | 1979-09-14 | 1983-11-02 | Hisaka Works Ltd | Surface condenser |
| GB2059562B (en) * | 1979-09-21 | 1983-11-16 | Berti P M | Liquid-type evaporator |
| JPS6324395Y2 (en) * | 1980-04-09 | 1988-07-04 | ||
| JPS5913877B2 (en) * | 1980-06-03 | 1984-04-02 | グンゼ株式会社 | automatic sewing method |
| JPS5766389U (en) * | 1980-10-06 | 1982-04-20 | ||
| JPS57198992A (en) * | 1981-05-29 | 1982-12-06 | Tsuchiya Mfg Co Ltd | Manufacture of flat tube type heat exchanger |
| JPS5837465A (en) * | 1981-08-31 | 1983-03-04 | 株式会社デンソー | Refrigerant evaporator |
| JPS58169386U (en) * | 1982-04-30 | 1983-11-11 | 三菱重工業株式会社 | heat exchanger tube |
| JPS58221390A (en) * | 1982-06-18 | 1983-12-23 | Nippon Denso Co Ltd | Heat exchanger |
| JPS5913877U (en) | 1982-07-13 | 1984-01-27 | 株式会社デンソー | Heat exchanger |
| EP0119998A1 (en) * | 1982-09-24 | 1984-10-03 | KNOWLTON, Bryce H. | Improved radiator assembly |
| JPS5971084U (en) * | 1982-10-29 | 1984-05-14 | 株式会社神戸製鋼所 | Heat exchanger tube with inner groove |
| JPS59129392A (en) * | 1983-01-10 | 1984-07-25 | Nippon Denso Co Ltd | Heat exchanger |
| JPS59129392U (en) * | 1983-02-17 | 1984-08-30 | シャープ株式会社 | Servo motor control circuit |
| JPS59205591A (en) * | 1983-05-09 | 1984-11-21 | Nippon Denso Co Ltd | Heat exchanger |
| JPS6091977U (en) * | 1983-11-28 | 1985-06-24 | 住友軽金属工業株式会社 | Heat exchanger |
| CA1317772C (en) * | 1985-10-02 | 1993-05-18 | Leon A. Guntly | Condenser with small hydraulic diameter flow path |
| US4688311A (en) * | 1986-03-03 | 1987-08-25 | Modine Manufacturing Company | Method of making a heat exchanger |
-
1986
- 1986-09-16 CA CA000518329A patent/CA1317772C/en not_active Expired - Lifetime
- 1986-09-17 AT AT93202885T patent/ATE160441T1/en not_active IP Right Cessation
- 1986-09-17 EP EP86307161A patent/EP0219974B1/en not_active Revoked
- 1986-09-17 EP EP93202885A patent/EP0583851B1/en not_active Revoked
- 1986-09-17 AT AT86307161T patent/ATE145051T1/en not_active IP Right Cessation
- 1986-09-17 DE DE3650648T patent/DE3650648T2/en not_active Revoked
- 1986-09-17 DE DE3650658T patent/DE3650658T2/en not_active Revoked
- 1986-09-29 KR KR1019860008158A patent/KR950007282B1/en not_active IP Right Cessation
- 1986-10-01 JP JP61231359A patent/JPS62175588A/en active Granted
- 1986-10-01 MX MX003910A patent/MX167593B/en unknown
- 1986-10-02 BR BR8604768A patent/BR8604768A/en not_active IP Right Cessation
- 1986-10-02 ES ES8602364A patent/ES2002789A6/en not_active Expired
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19883002B4 (en) * | 1998-06-10 | 2008-04-10 | Heatcraft Inc., Grenada | Heat exchanger line and heat exchanger with such a heat exchanger line |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| ATE145051T1 (en) | 1996-11-15 |
| EP0219974A2 (en) | 1987-04-29 |
| ES2002789A6 (en) | 1988-10-01 |
| MX167593B (en) | 1993-03-31 |
| ATE160441T1 (en) | 1997-12-15 |
| DE3650658D1 (en) | 1998-01-02 |
| JPS62175588A (en) | 1987-08-01 |
| DE3650648T2 (en) | 1999-04-15 |
| CA1317772C (en) | 1993-05-18 |
| EP0219974A3 (en) | 1989-08-02 |
| EP0583851A3 (en) | 1994-03-09 |
| JPH0587752B2 (en) | 1993-12-17 |
| EP0219974B1 (en) | 1996-11-06 |
| EP0583851B1 (en) | 1997-11-19 |
| BR8604768A (en) | 1987-06-30 |
| KR880004284A (en) | 1988-06-03 |
| DE3650648D1 (en) | 1997-10-30 |
| KR950007282B1 (en) | 1995-07-07 |
| EP0583851A2 (en) | 1994-02-23 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| DE3650658T2 (en) | Heat exchanger | |
| DE69209817T2 (en) | Evaporator or evaporator / condenser | |
| EP2026028B1 (en) | Heat exchanger, more particularly for automotive vehicle | |
| DE69219107T2 (en) | Evaporator | |
| DE3752324T2 (en) | capacitor | |
| EP0521298B1 (en) | Heat exchange apparatus for dryer by refrigeration in compressed air plants | |
| EP0131270B1 (en) | Absorber using a solid for an absorption cycle | |
| DE3856032T3 (en) | Heat exchanger with improved condensate collection | |
| DE69423595T2 (en) | Plate heat exchanger | |
| DE60219538T2 (en) | heat exchangers | |
| DE69924306T2 (en) | heat exchangers | |
| DE2442420C3 (en) | Desublimator for the production of sublimation products, especially phthalic anhydride, from reaction gases | |
| EP0845647B1 (en) | Flat tube heat exchanger with twisted tube ends | |
| EP0401752A2 (en) | Refrigerant condensor for a vehicle air conditioner | |
| EP1036296A1 (en) | Flat tube with transversally offset u-bend section and heat exchanger configured using same | |
| DE102009034352A1 (en) | heat exchangers | |
| DE2952736C2 (en) | ||
| DE69814042T2 (en) | METHOD FOR PRODUCING HEAT TRANSFER PLATES; A SORTING OF HEAT TRANSFER PLATES AND A HEAT EXCHANGER PLATE WITH HEAT TRANSFER PLATES IN THIS RANGE | |
| DE69500676T2 (en) | Heat exchanger | |
| DE10054158A1 (en) | Multi-chamber pipe with circular flow channels | |
| DE69729836T2 (en) | Evaporator | |
| EP1411310B1 (en) | Heat exhanger with serpentine structure | |
| DE69007709T2 (en) | Stack evaporator. | |
| DE2252732C2 (en) | Refrigerant evaporator | |
| EP0405078B1 (en) | Evaporative heat exchanger |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| 8363 | Opposition against the patent | ||
| 8331 | Complete revocation |