(57)【要約】【課題】  同じ伝熱特性において冷却回路のポンプ用動力需要を下げることのできる熱交換器を提供する。さらに冷媒回路内の流れ抵抗を克服するのに一層小さなポンプ動力が全体として可能となった冷却システムを提供する。【解決手段】  熱交換器、とくに自動車の冷却回路（１）内で使用するための熱交換器（２）であって、少なくとも１つの伝熱網（３）を有し、この伝熱網が少なくとも１つの管機構（１１）を含み、この管機構が２．０ｍｍ以下の特性流体力学的直径を有する熱交換器。
2005527764.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
熱交換器、たとえば自動車の冷却回路（１）内で使用するための熱交換器（２）であって、少なくとも１つの伝熱網（３）を有し、この伝熱網が少なくとも１つの管機構（１１）を含み、この管機構が２．０ｍｍ以下の特性流体力学的直径を有する熱交換器。
【請求項２】
少なくとも多数の実質同様な管機構（１１）が設けられていることを特徴とする、請求項１記載の熱交換器。
【請求項３】
少なくとも１つの管機構の少なくとも横断面（２３）が、球形、円形、楕円形、長円形、角形、三角形、長方形、正方形横断面形状、前記横断面形状の丸味付け変更態様を含む１群の横断面形状から選定されていることを特徴とする、請求項１および／または請求項２記載の熱交換器。
【請求項４】
冷却媒体が冷媒の流れ方向に対して実質垂直に流れることを特徴とする、先行請求項の少なくとも１項記載の熱交換器。
【請求項５】
管機構（１２）の奥行と管機構（１３）の幅との特性横断面比が１〜１００、主に７〜５０であることを特徴とする、先行請求項の少なくとも１項記載の熱交換器。
【請求項６】
冷媒が主成分として水を含むことを特徴とする、先行請求項の少なくとも１項記載の熱交換器。
【請求項７】
冷却媒体が気体、主に空気であることを特徴とする、先行請求項の少なくとも１項記載の熱交換器。
【請求項８】
少なくとも１つの管機構（１１）が、１．８ｍｍ以下または１．７ｍｍ以下または１．６ｍｍ以下またはそれ以下の特性流体力学的直径を有することを特徴とする、先行請求項の少なくとも１項記載の熱交換器。
【請求項９】
冷却システム（１）であって、少なくとも１つのポンプ機構（６）と；少なくとも１つの伝熱網機構（３）を含む少なくとも１つの伝熱機構（２）と；少なくとも１つの熱源機構（５）とを有し、ポンプ機構（６）と伝熱機構（２）と熱源機構（５）が、冷媒を流通させる実質密閉された冷却回路（１）中に配置されており；伝熱機構の伝熱網機構（３）内での圧力損失が冷媒回路内での圧力損失の少なくとも１２％の割合である冷却システム。
【請求項１０】
伝熱網機構（３）の圧力損失が冷却回路（１）内での圧力損失の２０％よりも大きいことを特徴とする、請求項９記載の冷却システム。
【請求項１１】
伝熱網機構（３）が管機構（１１）を含み、少なくとも１つの管機構（１１）が、流体力学的直径＜２ｍｍの管、ディンプル管、乱流化機構を備えた管機構等々を含む１群の管機構から選定されていることを特徴とする、請求項９および／または請求項１０記載の冷却システム。
【請求項１２】
冷媒流が少なくとも１回方向転換されることを特徴とする、請求項９〜１１の少なくとも１項記載の冷却システム。
【請求項１３】
冷媒を移送するための電動式ポンプ機構が設けられていることを特徴とする、請求項９〜１２の少なくとも１項記載の冷却システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、特に自動車内で使用するための熱交換器および冷却システムに関する。本発明は以下で自動車での利用に関連して述べられるのではあるが、本発明に係る熱交換器および本発明に係る冷却システムは別の冷却プロセスにも利用できることを指摘しておく。
【背景技術】
【０００２】
技術の現状において冷却システムは自動車内で、例えば内燃エンジンの廃熱を周囲に放出するために利用される。冷媒として一般に水が利用され、この水は例えば不凍液等の添加剤を含有している。エンジンから冷却回路に放出される熱は冷媒冷却器内で、冷媒冷却器の表面付近に空気流を通すことによって、周囲に排出される。
【０００３】
本願の意味において冷媒とは常に冷却回路内部の媒体を表す。それに対して冷却媒体は、冷却回路の冷却性能がそれに放出される（外部）媒体を表す。例えば内燃エンジンの冷却回路では、エンジンの廃熱は冷却回路に含まれた冷媒によって吸収される。次に冷媒の廃熱は冷媒冷却器において、冷媒冷却器を流通する冷却媒体に排出される。従来の冷却回路では冷却媒体が冷却空気である。
【０００４】
熱流量を高めるために冷媒冷却器の放熱表面が拡大され、冷却フィンを配置した多数の平行な冷媒管に冷媒流を分配して熱が効率的に周囲に放出される。
【０００５】
実務において自動車製造業者もしくは冷却システム製造業者によって指定される技術的条件を冷却システムの熱交換器は遵守しなければならない。冷媒および周囲の所定の運転温度における熱出力、運転状態時に所定の冷媒質量流量における最大圧力損失、等の熱力学的データが指定される。
【０００６】
冷媒ポンプの費やすべき動力および寸法設計を考慮して圧力損失は限定される。
【０００７】
代表的には冷却回路の個々の構成要素はいわゆる車両臨界運転状態に合わせて設計され、そこでは例えば特定の負荷条件と支配的外気温度のもとで上り坂を走行するとき、許容限界温度を超えることなく、所定の熱量が周囲に放出可能でなければならない。
【０００８】
前記基準を達成するために、自動車内の冷媒回路用熱交換器は、最大伝熱能力のとき流れ抵抗が僅かとなるように設計される。超えてはならない最大流れ損失は熱交換器もしくは伝熱網内の冷媒側に設けられる。
【０００９】
冷媒冷却器内での最大圧力損失は僅かなものに設定されているのではあるが、冷却回路全体における圧力損失は全体として高い。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
本発明の課題は、同じ伝熱特性において冷却回路のポンプ用動力需要を下げることのできる熱交換器を提供することである。さらに本発明の課題の１観点は、主に、冷媒回路内の流れ抵抗を克服するのに一層小さなポンプ動力が全体として可能となった冷却システムを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明に係る熱交換器は、熱交換器、特に自動車の冷却回路内で使用するための熱交換器であって、少なくとも１つの伝熱網を有し、この伝熱網が少なくとも１つの管機構を含み、この管機構が２．０ｍｍ以下の特性流体力学的直径を有する熱交換器である。本発明に係る冷却システムは、少なくとも１つのポンプ機構と、少なくとも１つの伝熱網機構を含む少なくとも１つの伝熱機構と、少なくとも１つの熱源機構とを有し、ポンプ機構と伝熱機構と熱源機構が、冷媒を流通させる実質密閉された冷却回路中に配置されており、伝熱機構の伝熱網機構内での圧力損失が冷媒回路内での圧力損失の少なくとも１２％の割合である冷却システムである。好ましい諸構成は従属請求項の対象である。
【００１２】
本発明に係る熱交換器は特に自動車の冷却回路内での使用が予定されているが、しかしそれだけではない。熱交換器の冷媒入口と冷媒出口との間に少なくとも１つの伝熱網が設けられている。少なくとも１つの伝熱網が少なくとも１つの管機構を含み、単数もしくは複数の管機構は廃熱が排出される間に冷媒入口から冷媒出口へと熱交換器内で冷媒を輸送するために設けられている。本発明に係る熱交換器において管機構の特性流体力学的直径は２．０ｍｍ以下である。
【００１３】
本願の意味において流体力学的直径ｄｈｙｄｒは、多室管が表示されるときに例えばＶＤＩ熱地図でも使用されるように横断面積の４倍を内周面で割ったものと定義されている。ＶＤＩ熱地図において流体力学的直径ｄｈｙｄｒは平行に流通させるすべての室の流体力学的直径を表す。横断面積はここでは以下において、冷媒の流れに利用可能な内側横断面積を表す。内周面は管機構内部の流れ通路機構の回りの円周である。
【００１４】
これは、円形の理想的に形成された管機構の場合流体力学的直径ｄｈｙｄｒが管機構の直径ｄに等しいことを意味する。正方形内面を有する管機構の場合、流体力学的直径ｄｈｙｄｒは管機構の内側側長に一致する。
【００１５】
本発明に係る熱交換器は多くの利点を有する。
【００１６】
技術の現状において公知となった自動車冷媒回路用熱交換器は流体力学的直径ｄｈｙｄｒが例えば２．８ｍｍ以上である。このような流体力学的直径は、熱交換器内での流れ損失を最少にするために選択される。
【００１７】
それに対して、本発明に相当するような比較的小さな流体力学的直径は冷却媒体の流速が一定している場合一層大きな圧力損失を有し、本発明に係る熱交換器は質量流量が一定している場合一層高い圧力損失をもたらす。それゆえに専門業界では、流体力学的直径が比較的小さい自動車冷媒回路用熱交換器を研究することは検討されなかった。というのも比較的小さな流体力学的直径は自動車製造業者によって指定された規格の外側となり得るからである。
【００１８】
しかしながら意外なことに、比較的小さな流体力学的直径の利用は過度に高い流れ抵抗、従って圧力損失を生じるだけでなく、同時に冷却媒体内側での伝熱が改善され、同じ熱量を周囲に搬出するのに必要な冷媒質量流量が全体として少なくなることが判明した。
【００１９】
それゆえに、本発明に係る熱交換器でもって、自動車冷却回路内の冷媒質量流量を低減することが可能になる。例えば冷却水等の非圧縮性冷却媒体の場合、冷媒質量流量の低減は冷却回路内の冷媒流速の比較的低減を直接にもたらす。冷却回路内での流れ損失は冷媒速度の２乗に比例しているので、冷媒質量流量の約７０％への低減は、総回路内で流れ損失が半分になり、流体力学的吐出し量□Ｐ×体積流量が約３５％に低下することを意味する。
【００２０】
本発明に係る熱交換器を利用する場合、熱交換器内の管機構の小さな流体力学的直径によって熱交換器内の流れ抵抗が高められる。冷媒の流速は熱出力が一定する場合冷却器の外側で低減することができ、周辺部での冷却媒体流速は従来型熱交換器におけるよりもはるかに低い。
【００２１】
その際周辺部とは、管機構を除き、冷却回路内の冷媒を流通させる全部材および全部材領域のことである。
【００２２】
熱交換器内で流れ損失を克服するのに不可欠なポンプ動力は従来型熱交換器におけるよりも著しく（例えば２倍または４倍）高いことがあるが、熱交換器の一層高い伝熱能力によって、冷却に必要な冷媒循環量は全体として減らすことができる。周辺部での圧力損失を減らすことによってポンプ機構の所要のポンプ動力が低減し、本発明はポンプを運転するためのエネルギーを全体として（例えば１．５倍または２倍）節約することを可能とする。
【００２３】
電動ポンプを有する回路で本発明が使用される場合、機械エネルギーから電気エネルギーへの変換損失も少ないので、一次エネルギーの節約効果は大きい。
【００２４】
本発明に係る熱交換器の他の利点として、電動ポンプ機構を利用する場合著しく小さな電気出力を有する電動ポンプを使用することができ、ポンプ、バッテリ、ゼネレータ等用の費用を節約することができる。
【００２５】
排出される熱量を吸収するための冷媒として気体、特別好ましくは空気が使用される。
【００２６】
指摘しておくなら、本発明または本発明の有利な構成は暖房回路または任意の冷却回路においても応用できる。同様に本発明は並列回路において、または多回路系でも、応用することができる。
【００２７】
本発明の好ましい１構成において、少なくとも多数の実質同様な管機構が設けられている。第１型式の管機構のうち第１多数を設け、第２型式以上の管機構のうちそれぞれ第２（第３等）多数を設けることも可能である。
【００２８】
本発明の他の１構成において、少なくとも１型式の管機構の少なくとも横断面は、球形、円形、楕円形、長円形、角形、長方形、三角形、正方形横断面形状、前記横断面形状の丸味付け変更態様を含む１群の横断面形状から選定されている。
【００２９】
主に、少なくとも１つの管機構の横断面は管機構に沿って少なくとも１つの長さ部分にわたって実質的に一定している。冷却媒体の流れ通路が（それぞれ冷却媒体の流れ方向を横切って）比較的僅かな幅と比較的高い奥行とを有する扁平管機構を利用するのが好ましい。
【００３０】
圧縮強さを改善するために流れ通路内に腹部を設けておくことができ、腹部は例えば扁平流れ通路を長方形または正方形または球形または円形セグメントに区画する。その場合管機構は例えば管セグメントを含む。管機構がセグメントを含んでいるとしても、以下では常に管機構の寸法に関連付ける。
【００３１】
好ましい１構成において、乱流と伝熱を高めるために管機構は管機構内に乱流化機構またはフィン機構を備えておくこともできる。これらのフィン機構および乱流化機構によって特性流体力学的直径が変化することはない。
【００３２】
本発明の好ましい１構成において、実質的にすべての管機構が互いに実質平行に配置されており、冷却媒体は実質平行に配置される管機構内を横切って貫流する。管機構に主にフィン機構が設けられており、管機構の外側での伝熱を高めるためにフィン機構は鰓体機構を有することができる。
【００３３】
本発明の好ましい１構成では、冷却媒体の流れ方向において管機構の奥行と管機構の高さとの特性横断面比が１〜１００、主に７〜５０、特別好ましくは１５〜５０、特別好ましくは２０〜３０である。
【００３４】
これは、冷却媒体の流れ方向において管機構が、これに垂直および冷媒流れ方向に垂直な方向よりもかなり大きな広がりを有することを意味する。前記数値は管機構の外寸法に、または内寸法にも、関係付けることができる。
【００３５】
単数または複数の前記構成の好ましい１構成において、冷媒は主成分として水を含み、冷媒は不凍液、別の添加剤等々の添加剤も有することができる。冷媒が無水でありまたは僅かな割合の水を含むだけであることもまったく可能である。本発明はヒータにおいても応用することができる。同様に、本発明は例えば自動車のエンジンオイル、変速機オイルまたは燃料の冷却または加熱に利用することも可能である。応用事例に応じて冷媒は成分としてオイルまたはその他の技術の現状において知られている冷媒を有することができる。
【００３６】
主に、管機構の外側で冷却媒体として気体、特別好ましくは空気が利用される。
【００３７】
本発明に係る冷却システムは少なくとも１つのポンプ機構と少なくとも１つの（例えばエンジン機構等の）熱源機構と少なくとも１つの伝熱機構とを有し、伝熱機構は少なくとも１つの伝熱網機構を含む。ポンプ機構と伝熱機構と熱源機構は実質密閉された冷却回路へと接続されており、少なくとも１つの冷媒が流通する。
【００３８】
全冷媒回路での圧力損失に対して伝熱機構の伝熱網機構の圧力損失は、ポンプ機構の前後で評価して、少なくとも１２％、主に１５％超である。
【００３９】
本発明に係る冷却システムは多くの利点を有する。
【００４０】
主に、伝熱網機構の圧力損失は運転状態時の全冷媒回路における圧力損失の１５〜９０％の範囲内、特別好ましくは２０％〜７０％の範囲内である。好ましくはそれは少なくとも３０％である。
【００４１】
本発明に係る冷却システムの好ましい１構成では伝熱網機構が管機構を含み、少なくとも１つの管機構は、流体力学的直径＜２ｍｍ、特に流体力学的直径範囲１〜１．８ｍｍの管機構、ディンプル管、乱流化機構を備えた管機構等々を含む１群の管機構から選定されている。乱流化は、管機構内に持ち込まれる例えば（金属）螺旋体または薄膜または糸とすることができる。
【００４２】
本発明の好ましい１構成では冷媒流が伝熱機構内で少なくとも１回方向転換される。伝熱機構内の冷媒流は２回、３回、４回、５回、６回またはそれ以上方向転換することもできる。
【００４３】
特別好ましくは、伝熱機構は管機構のデシメートル長さ当り５０〜１２０の範囲のフィン密度を有し、個々のフィンの厚さは０．０１〜０．５ｍｍ、主に０．０５〜０．２ｍｍである。フィン密度が大きければ大きいほど、伝達可能な熱は基本的に一層多くなる。しかしながら、大きなフィン密度は、特にフィンの大きな厚さと合わせて、例えば冷却空気流等の冷却媒体用に利用可能な横断面積を減少させる。所定の冷却フィン材料において冷却フィンの数、厚さおよび長さから最適状態が得られる。
【００４４】
ふつう冷却回路内の総流れ抵抗は接続ホース、タンク、熱交換器伝熱網、直列に接続されたサーモスタットおよびエンジンブロック内の流れ抵抗によって実質的に決まる。
【００４５】
指摘しておくなら、本願の意味において総冷却回路に占める伝熱網の圧力損失割合はこの定義によって決まる。別のシステムにおいて他の構成要素が加わりまたは欠落する場合、ここで指摘した数値は場合によっては相応に換算もしくは適合されねばならない。
【００４６】
以下、図面を参考に実施例を基に本発明のその他の利点および応用の可能性が説明される。
【発明を実施するための最良の形態】
【００４７】
本発明に係る冷却システム１の実施例が図１に示してある。冷媒システム１は自動車内での利用が予定されており、エンジン５の冷却に役立つ。エンジンから流出する温められた冷媒はサーモスタット７に通され、熱交換器２のタンク４に流入する。
【００４８】
例えば車両始動直後にエンジン運転温度がまだ達成されていないとき、冷媒はバイパス８を介して熱交換器２の脇に案内することもでき、再びポンプ６を介してエンジン５に導入される。
【００４９】
熱交換器２が伝熱網３を有する。本発明に係るこのような伝熱網３がさまざまな実施形態で図２、図３、図４に示してあり、そこでは個々の構成要素の配置および寸法が異なっている。
【００５０】
図２に示す伝熱網は扁平管態様の管１１を有し、この管は冷却媒体の流れ方向で奥行１２を有し、この奥行は選択された実施例の場合３２ｍｍである。伝熱網の所要寸法に応じて扁平管１１の奥行は１０、１２、１６、２０、２４、３２ｍｍとすることもでき、または４０または４８ｍｍまたはそれらの間の値とすることもできる。しかし熱交換器に対する要求がそれを必要とする場合、別の値も可能である。
【００５１】
図２の扁平管１１は幅１３が１．３ｍｍ、肉厚１７は‐扁平管の周面にわたって実質的に一定して‐僅か０．２６ｍｍである。これは、奥行３１．４８ｍｍ、幅０．７８ｍｍの内法内側寸法に相当する。
【００５２】
自由横断面積２３と内周面２４とでもって（内側横断面が長方形であると仮定して）前記寸法での一次近似において流体力学的直径はＤｈｙｄｒ＝４×内面／内周面＝１．５２ｍｍとなる。奥行３２ｍｍの代りに奥行１６ｍｍの管を使用する場合、前記前提条件のもとで流体力学的直径はＤｈｙｄｒ＝１．４８ｍｍとなる。
【００５３】
それに対して奥行方向の広がりを６４ｍｍに倍化すると、流体力学的直径はＤｈｙｄｒ＝１．５４となる。これは、流体力学的直径Ｄｈｙｄｒが実質的に個々の扁平管の内幅によって影響を受ける一方、大きなまたは小さな奥行方向広がりが広い範囲にわたって流体力学的直径に僅かな程度に影響するだけであることを意味する。
【００５４】
扁平管の深さ方向広がりを高めることによって、一方で一層大きな伝熱面によって、伝達される熱出力の上昇が達成され、他方で、横断面積が増加するので冷媒の流速は低下する。冷媒の流速が一定に留まる場合、一層大きな冷媒質量流量が輸送されることになろう。
【００５５】
一定した冷媒流量において冷却性能を高めるために、管１１内の内法流れ幅を低減することによって流体力学的直径が低減されると好ましい。これは管の内面での伝熱を高めることになり、そのことで状況によっては伝熱能力全体が高まる。
【００５６】
その場合、冷却器の同じ熱出力において冷媒質量流量は低減することができる。これは、一定した流れ横断面において冷媒の流速低下、従って流れ損失の減少をもたらす。
【００５７】
個々の管１１の間隔１４は図２の実施例の場合９．３ｍｍである。フィン１５のフィン高さは８ｍｍ。伝熱能力を高めるためにフィンが鰓体１６を備えており、こうして境界層が絶えず新たに形成される。
【００５８】
図２の実施例において管１１の肉厚１７は０．２６ｍｍである。それより小さなまたは大きな肉厚、例えば０．３５ｍｍ等も同様に可能である。重量と材料を節約しかつ熱伝導抵抗を向上するために肉厚は低減される傾向にある。しかしながら最低肉厚はシステム内部の圧力にも依存している。
【００５９】
図２の実施例ではフィン１５が管１１にろう接されている一方、図３の実施例ではフィンが機械的に固着されもしくは締付けられている。フィン要素１５は図３の実施例において円形の管２１に装着される。引き続き管２１は延伸され、一層大きな外径が得られる。フィン要素１５は管２１でしっかり保持される。
【００６０】
ふつう伝熱はろう接継手の場合向上している。それゆえに図３の実施例でも熱交換器内で円形管を使用してフィンと管との間にろう接継手を設けておくこともできる。
【００６１】
図３の実施例では管２１の内径１８が流体力学的直径Ｄｈｙｄｒに等しい。管機構２３が内径１８を有する。肉厚２５は図４に示してある。
【００６２】
図４に示す伝熱網ではいわゆるラジアス管２１が使用される。管２１は（冷却空気の流れ方向で）奥行１２と最大幅１３とを有する。流体力学的直径はやはり内側流れ面積２３と内周面２４とから算出され、Ｄｈｙｄｒ＝４×流れ横断面積２３÷内周面積２４である。内周面積２４と流れ横断面積２３は、奥行１２と最大幅１３および管肉厚２５と幾何学的輪郭とを承知して算定することができる。
【００６３】
個々の管２１は横方向で間隔１４を置いて配置されている。図３の実施例におけるように、管列間隔１９を有する２列の伝熱管２１が設けられている。
【００６４】
それより少ない、すなわち１つの管列、またはそれより多くの例えば３つ、４つまたは５つの管列を設けておくこともできる。個々の管列は空気流れ方向で一直線に並べて、またはそれぞれずらして、配置することができる。
【００６５】
図５には冷却回路の流体力学的動力と伝熱ブロックの圧力損失との関係が線図で示してある。伝熱ブロックは伝熱網と底とからなる。伝熱網は冷却フィンを備えた冷媒管からなる。
【００６６】
この線図は、例えば１．７ｌディーゼルエンジンを備えた中型車に関して作成されたものである。
【００６７】
書き込まれた測点３０は今日のシリーズモデルを表し、そこでは特定運転状態のときエンジン５および冷却器７用に不可欠な冷媒質量流量を提供するために約２７０Ｗの流体力学的動力が必要である。
【００６８】
書き込まれた測点はすべて一定した冷却性能について算定されたものである。伝熱網の管の肉厚は図５が０．３５ｍｍ、図６が０．２６ｍｍであった。測点３３、３４、３５は、熱交換器が異なる伝熱網を備えた冷却システムについて導き出されたものである。
【００６９】
測点３０が今日の技術の現状を示し、そこでは利用された管の流体力学的直径が大きく、この場合約２．５ｍｍであるのに対して、測点３３の流体力学的直径は１．９４ｍｍに低減された。測点３４では流体力学的直径が１．５６ｍｍ、測点３５では１．３ｍｍである。
【００７０】
測点３０から見て、伝熱ブロックの圧力損失は流体力学的直径の低下に伴って著しく高まる。流体力学的直径２．５ｍｍにおける圧力損失が約１２０ｍｂａｒであるのに対して、流体力学的直径１．５６ｍｍにおける圧力損失は約２００ｍｂａｒと既にほぼ２倍である。
【００７１】
他方で、管内での伝熱能力を著しく高めることができ、従って総冷媒質量流量を低減できることによって、冷却回路の残りの構成要素内での流速が下げられ、ベース点では約２７０ワットの代りに約１２０Ｗの流体力学的動力が必要であるにすぎない。
【００７２】
これは本発明に係る熱交換器を利用することによって、冷却回路内の他の構成要素を変更する必要もなしに可能である。この結果は意外である。というのも、伝熱ブロック内での圧力損失を高めることによってポンプ動力は、従って一次エネルギー投入量は著しく、ほぼ半分に、減らすことができるからである。
【００７３】
伝熱網の変更を補足して周辺部が適合され、つまりそこでは例えばエンジン、サーモスタット、ホース、タンクまたは類似物内の流れ抵抗が低減され、図５と図６に書き込まれた線が周辺部圧力損失３７のパーセント値に応じて生じ、その際１００％はシリーズ状態に相当する。
【００７４】
流体力学的直径が１．５６ｍｍ、周辺部内での圧力損失が今日のシリーズと比較して８０％である場合、冷却回路内の所要の流体力学的動力が約１００ワットにすぎない測点３８が得られる。
【００７５】
周辺部の他の構成要素内での圧力損失をさらに４０％の値に下げると、冷却回路内の所要流体力学的動力が６０〜７０ワットにすぎない測点３９が得られる。
【００７６】
書き入れられた状態点４０も興味あるものであり、これは周辺部内での圧力損失を０％として計算された。測点４０は伝熱ブロック内での約２００ｍｂａｒの圧力損失を示している。伝熱ブロック内での流れ抵抗を克服するのに必要な流体力学的動力が僅か３０ワットであることが線図からわかる。
【００７７】
運転点３４における流体力学的動力と運転点４０における流体力学的動力との差から、周辺部内での流れ抵抗を克服するのに必要な流体力学的動力が明らかとなる。総動力としての約１２０ワットと伝熱ブロック内での流れ損失動力としての約３０ワットとでもって、周辺部内で点３４後の冷却回路用の流れ損失動力は約９０ワットと算定される。
【００７８】
従来の冷却システムでは周辺部内での損失動力は約２７０ワットの総損失から２５ワットのブロック損失を引いたもの、従って約２５０ワットである。
【００７９】
流体力学的直径を約２．５から約１．５ｍｍに低減することによって伝熱ブロック内での流れ損失動力が著しく高められた一方、伝熱網内での総損失動力がかなり低下する。というのも、本発明に係る冷却システム内では所要の冷媒質量流量が少ないことによって総システム内での流れ損失を減らすことができるからである。
【００８０】
冷却回路内で冷媒を輸送するためにここでは電動式ポンプの利用も考慮に値する。
【００８１】
冷却回路１内のポンプ６の寸法設計は臨界運転状態に依存している。ポンプは、臨界運転状況のときでもエンジンの確実な冷却を確保できるように設計されていなければならない。
【００８２】
電動ポンプが設けられる場合、今日必要とされる流体力学的動力において利用されねばならないのは、本発明に係る冷却システムで利用できるポンプよりも１等級ないし２等級大きいポンプであろう。
【００８３】
４００ワット以下または６００ワット以下でさえある高いポンプ動力は自動車内に一層大きなゼネレータを必要とし、状況によっては１２ボルトから２４ボルトまたは４２ボルトへと使用搭載電圧の変更を必要とする。それに加えてハーネスおよびコネクタの横断面とヒューズの強さを高電流に適合しなければならない。
【００８４】
さらに、冷却回路内で電動ポンプを使用すると自動車設計者にとってポンプをエンジンにかかわりなく配置することが可能となる。これは設計自由度をもたらし、エンジンブロック自体の体積および重量を減らす。これはなかんずく自動車変形ゾーンの寸法、形状および位置を考慮すると重要である。
【００８５】
電動ポンプが利用できる動力はエンジン回転数に左右されず、低いエンジン回転数のときでも確実な冷却は確保できる。
【００８６】
そのような場合のために将来の自動車に電気冷媒ポンプが組付けられる場合、本発明に係る伝熱網を使用してこのポンプは一層小さく寸法設計することができ、機械的ポンプは省くことができる。
【００８７】
本発明に係る伝熱網は、例えば暖房回路または油回路等の副回路でも利用することができる。その場合にも、主冷媒ポンプもしくは当該副回路中にある補助ポンプを一層小さく寸法設計することが有利である。
【００８８】
図５には冷却回路の所要の流体力学的ポンプ動力が管肉厚０．３５ｍｍ用の伝熱ブロックの圧力損失との関係で示してある一方、図６には書き込まれたすべての運転点について管肉厚が０．２６ｍｍである同様の線図が示してある。
【００８９】
はっきり認めることができるように、伝熱網内でブロックの圧力損失もしくは使用される管の流体力学的直径に対して回路全体内で所要のポンプ動力の同様の曲線が得られる。
【００９０】
この線図の書き込まれたベース点３０に相当する２．８ｍｍの流体力学的直径を有する従来型管を利用する場合、高い流体力学的動力が必要となる。
【００９１】
流体力学的直径がベース点３０における２．８ｍｍから測点３３における２．２７ｍｍに低減すると、所要の流体力学的ポンプ動力は約３００から約１３０ワットに低下する。流体力学的直径がさらに１．５２ｍｍに低下すると、測点３４に示したような運転状態が得られる。
【００９２】
所要の流体力学的動力は約９５ワットであり、ベース点３０では流体力学的動力の１／３に低減された。書き込まれた曲線４８は、４０％〜１２０％の間で変化する異なる周辺圧力損失のための最適条件を示す。
【００９３】
図５の線図におけると同様に、図６の線図でも、流体力学的直径＜約２ｍｍについて冷却回路内で所要の流体力学的動力が強く減少して最適状態に達するまでになる一方、それよりなお小さな流体力学的直径については総損失が再び上昇することが明らかとなる。
【００９４】
その原因は熱交換器内で過比例的に上昇する流れ損失であり、この流れ損失は、周辺部において一層少ない質量流量、従って一層小さい流速によって引き起こされる一層小さな流れ損失によってはもはや相殺できない。
【００９５】
結果として最適な流体力学的直径は＜２ｍｍ、特に最適な流体力学的直径範囲は約０．５〜２ｍｍである。約１〜１．７ｍｍの範囲が特別適している。
【００９６】
図５に書き込まれた限界線７１は応用例においてエンジン上での１０Ｋの冷媒温度差を示す。線７１で示されたよりも高い圧力損失をブロック内に有する運転状態は、エンジン上での冷媒温度差が１０Ｋよりも大きいことを示す。線７１の（図５の向きにおいて）左側状態点は１０Ｋよりも小さな温度差を有する運転状態を表す。
【００９７】
同様に、図６に書き込まれた限界線７１は図５と同様にエンジン上での１０Ｋ以上の冷媒温度差を示している。付加的に図６になお示してある限界線７２はエンジン上での８Ｋの冷媒温度差もしくは温度勾配を示している。
【００９８】
限界線７１、７２によるものより大きな圧力損失を有する運転状態は、エンジン上でその都度明示された温度差（８Ｋもしくは１０Ｋ等）よりも上の温度差を生じる。
【００９９】
今日、許容温度差はエンジンまたは自動車の製造業者によって指定され、各温度限界線よりも小さな圧力損失を有する運転状態は一般に製造業者が許容している。それゆえに、（図６の線７１または７２に合わせて選択される温度差限界に応じて）当該限界線で示されたもの以下の圧力損失を有する運転状態が可能となる。
【０１００】
これは図６の限界線７１の場合ブロック上で約３４０ｍｂａｒである。線７２によりエンジン上で冷媒の最大温度差が８Ｋの場合、ここに示した例では圧力損失が約２１０ｍｂａｒである。しかしなお指摘しておくなら、別の温度差または別の実施例では別の値が現れることがある。
【０１０１】
同じ前提条件（冷却性能、管肉厚＝０．２６ｍｍ）のもとで、図７に示す線図は作成された。そこには、伝熱網内の３種類の管間隔もしくは管ピッチについて冷却回路内の流体力学的動力が管外面のフィン密度との関係で示してある。
【０１０２】
運転状態線４１は或る管から次の管までの管間隔９．３ｍｍ、運転状態線４２は管間隔７．３ｍｍ、運転状態線４３は管間隔５．８ｍｍについてそれぞれ算定されたものである。フィン密度が管長さ・直径当り６５フィン超に高められると、フィン間隔９．３ｍｍの場合まず所要ポンプ動力が約７０〜７５フィン／直径において低下する一方、フィン密度は一層高い方へと再び上昇する。
【０１０３】
その場合所要の流体力学的動力が再び上昇する。なぜならば、なかんずく高いフィン密度に起因して冷却空気の自由流れ横断面が狭くなり、それゆえに伝達される熱出力が少なくなるからである。これにより伝熱網内で冷媒流を高めねばならず、こうして冷却回路内で流れ損失が増加する。
【０１０４】
その逆にフィン密度を下げると、外に伝達される熱出力が減少し、冷媒の流速は再び高められねばならない。
【０１０５】
管間隔が７．３ｍｍ、９．３ｍｍの場合最適範囲は約７０〜７５フィン／直径・管長さである。
【０１０６】
管間隔５．８ｍｍでは、利用可能な冷却空気自由横断面はフィン密度が小さい場合でも別の管間隔と比べて小さく、つまり５．８ｍｍ‐１．３ｍｍ＝４．５ｍｍである。それに対して管間隔７．３ｍｍでは自由間隔が６．０ｍｍである。
【０１０７】
伝達能力を一定に保つために、冷媒管内の流速を高めて伝熱係数を高めねばならない。そのことから所要の流体力学的動力は別の管間隔の動力よりも上となる。
【０１０８】
図７に示す運転状態では、管間隔９．３ｍｍのとき約７３フィン／直径の外側フィン密度が最適結果として生じよう。
【０１０９】
しかしながら冷却システムの設計時に他のパラメータも考慮しなければならない。これにはなかんずく冷却空気流量も含まれる。
【０１１０】
自動車内では、冷却器内を流れる冷却空気は冷媒冷却器を冷却するのに使用されるだけでなく、例えば空調装置回路等の他の回路を冷却するのにも利用することができる。
【０１１１】
それゆえに、熱交換器での諸変更によって冷却空気流量が過度に強く変化、特に低減することのないことが大切である。増加は肯定的であることがある（しかし必ずしもではない）。
【０１１２】
冷却空気流量の変更概要を図８が示す。この線図には図７に示す管間隔についてそれぞれ冷却空気流量が外側フィン密度との関係で記載されている。
【０１１３】
状態点５４は図７の状態点４４に相当し、管間隔９．３ｍｍとフィン数６５／直径・管長さとについて求めたものである。
【０１１４】
フィン密度が高いと冷却空気流量はすべての管間隔において強く減少する。そのことから明らかとなるように、ここに示す例において６５／直径のフィン密度は９．３ｍｍの管間隔を使用するとき最適である。というのも一方で冷却空気流量が１．５％強だけ高まるからである。当該状態点４５における流体力学的動力は約１０５ワットである。
【０１１５】
要約するなら、技術の現状と比較して著しく低減された流体力学的直径が約ｄｈｙｄｒ＝１ｍｍ〜２ｍｍ、好ましくは１．１〜１．８ｍｍ、特別好ましくは１．１〜１．７ｍｍの範囲内で選択されるとき、最適設計点が得られる。
【０１１６】
流体力学的直径のこのような低減から出発してフィン密度、肉厚および管間隔が好適に選択されると、技術の現状において従来公知のものよりもはるかに少ない流体力学的ポンプ動力を必要とする本発明に係る冷却システムにとって最適な設計点が（状況によっては反復的にも）得られる。
【０１１７】
ポンプ動力の低減は、冷却回路の伝熱網および他の構成要素の設計に応じて２０％、５０％、７５％またはそれ以上とすることができる。
【０１１８】
流体力学的直径の選択は、一方で伝熱網で流れ損失が過大となることによって、他方で冷媒質量流量が過度に減少することによって、下側で限定される。冷媒質量流量が少ない場合、被冷却エンジンの出口温度と入口温度との間の温度差は、全体として伝達される熱出力が一定しているので増加する。
【０１１９】
この点で従来はエンジン製造業者が約８〜約１０Ｋの範囲内に指定限界を設けており、図６に示したような最低冷媒質量流量が確定している。しかしこの限界は状況によってはエンジンにとって危険なしに高めることができ、一層小さな流体力学的直径も可能と考えられる。
【０１２０】
図９には運転状態において冷却回路の総圧力損失に対する伝熱網内での圧力損失の割合（これは冷媒ポンプの吐出しヘッドに等しい）が伝熱管の流体力学的直径との関係で示してある。
【０１２１】
線６１〜６５は冷却回路周辺部における圧力損失率、すなわち伝熱網の外側における圧力損失を表す。
【０１２２】
線６４が今日のシステムの周辺部を表す一方、線６１は今日のシステムに比べて４０％の周辺部圧力損失を示している。線６２は今日のシステムに比べて周辺部における６０％の損失、線６３は８０％の損失、線６５は１２０％の損失を表す。
【０１２３】
今日の伝熱網はふつう、流体力学的直径が２．８ｍｍ以上である管機構を有する。今日の冷却システムの場合、伝熱網の圧力損失は冷却回路内の総圧力損失で測定して１０％（ｄｈｙｄｒ＝２．８）である。本発明に係る伝熱網を利用すると、流体力学的直径２ｍｍのとき圧力損失は今日の周辺部材の利用時少なくとも１２％であり、従ってかなり高い。
【０１２４】
全冷却回路の圧力降下に占める伝熱網の割合２０％も有利であり、特別有利には割合は２５％、３０％、４０％またはそれ以上である。
【０１２５】
本発明に係るシステムは伝熱網内での圧力損失が比較的大きい。これにより、伝熱網内での冷媒速度が高くかつ同時に伝熱網内側の伝熱が高い場合一層小さな冷媒質量流量が可能となる。熱交換器の外側で流速を下げることができ、所要の流体力学的動力が全体として低減する。
【０１２６】
図６〜図８から明らかとなる最適実験車両について、周辺部での損失が今日の現状の８０％に下げられるとき、流体力学的直径ｄｈｙｄｒ＝１．５２の最適設計点と３０％の損失割合が得られる。これは、例えば管路、タンク等の諸変更で可能である。
【０１２７】
今日のシリーズの冷却回路における圧力損失は例えばホース内が４％、タンク内が１５％、冷却網内が９％、直列に接続されたサーモスタット内が２１％、エンジンブロック内が５１％である。
【０１２８】
周辺部内で変更することなく本発明に係る熱交換器を利用する場合、同じ流速においてエンジンブロック内、直列に接続されたサーモスタット内、タンク内および直列に接続されたホース内での圧力損失は一定に留まろう。
【０１２９】
伝熱の向上に起因して冷媒質量流量は減らすことができ、これにより流速が低下する。これにより周辺部での絶対損失が減少する一方、冷却網内での圧力損失は例えば９％から２０％に、または３０％にさえも、増加する。
【０１３０】
その際、冷却網内で圧力損失率が増加するだけでなく、絶対圧力損失も増加することがある。この圧力損失増加は最適システム内では他の部材内での少ない圧力損失によって過補償される。
【図面の簡単な説明】
【０１３１】
【図１】略示された本発明に係る冷却回路である。
【図２】本発明に係る熱交換器用の第１伝熱網を示す。
【図３】本発明に係る第２熱交換器用の伝熱網を示す。
【図４】本発明に係る第３熱交換器用の伝熱網を示す。
【図５】第１管肉厚において最適な流体力学的直径を算定するための線図である。
【図６】第２管肉厚において最適な流体力学的直径を算定するための他の線図である。
【図７】所定の管肉厚において最適なフィン密度を算定するための線図である。
【図８】冷却空気流量と異なる管ピッチのフィン密度との関係を示す。
【図９】冷却回路内での総圧力損失に占める冷却器内での圧力損失の割合と流体力学的直径との関係を示す。
【符号の説明】
【０１３２】
１  冷却システム
２  熱交換器
３  伝熱網
４  タンク
５  エンジン
６  ポンプ
７  サーモスタット
８  バイパス
１１  扁平管
１２  奥行
１３  最大幅
１４  間隔
１５  フィン
１６  鰓体
１７、２５  肉厚
２１  管
２４  内周面
４１、４２、４３  運転状態線
４４、５４  状態点
７１、７２  境界線
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【国際調査報告】
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2005527764.tif 000013
2005527764.tif 000014
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