DE10247609B4

DE10247609B4 - Heating device for motor vehicles with a cabin heating circuit

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Publication number: DE10247609B4
Application number: DE10247609.8A
Authority: DE
Inventors: Dr.-Ing. Himmelsbach Johann
Original assignee: Individual
Current assignee: HIMMELSBACH, JOHANN, 51789 LINDLAR, DE
Priority date: 2002-10-11
Filing date: 2002-10-11
Publication date: 2022-04-28
Anticipated expiration: 2022-10-12
Also published as: DE10247609A1

Abstract

Heizungsvorrichtung für Kraftfahrzeuge mit einem Kabinenheizkreislauf, in dem Kühlmittel an einer Wärmequelle erwärmt und mittels einer Pumpe zum Kabinenwärmetauscher (20) gefördert wird, am Kabinenwärmetauscher (20) Wärme an die in die Kabine geförderte Luft abgibt und dann zurück zur Wärmequelle strömt und bei dem das Kühlmittel im Kabinenwärmetauscher (20) durch in Reihe geschaltete Stufen mit jeweils einer Vielzahl parallel durchströmter Kühlmittelkanäle (7) strömt, in denen die Heizleistung kühlmittelseitig übertragen und mittels Außenberippung (8) an die in die Kabine geförderte Luft übertragen wird,dadurch gekennzeichnet, dass der Kabinenwärmetauscher (20) mindestens ein parallel zur Luftströmung angeordnetes Trennblech (4, 5) innerhalb des Wasserkastens (1, 6) aufweist, welches zwei Stufen durch eine Umlenkung des Kühlmittels quer zur Richtung der erwärmten Luft (Luftpfeil u) im Wasserkasten derart in Reihe schaltet, dass diese in Richtung der erwärmten Luft (Luftpfeil u) in der gleichen Ebene angeordnet sind und dass in den Wasserkästen der beiden derart in Reihe geschalteten Stufen einschließlich der Umlenkungen eine oder mehrere rechtwinklig zur Richtung der erwärmten Luft (Luftpfeil u) verlaufende Trennbleche (9a, 9b, 10a, 10b) enthalten sind, die eine Quervermischung in den einzelnen inneren Wasserkästen minimieren, so dass die Temperaturschichtung des Kühlwassers der beiden in Reihe geschalteten Stufen in Richtung der erwärmten Luft (Luftpfeil u) bei der Umlenkung aufrecht erhalten bleibt und/oder dass die Kanalgruppen mittels eines(mehrerer) über die gesamte Wasserkastenbreite des Umlenkwasserkastens (6) verlaufenden Trennblechs bzw. Trennbleche (10b) zu zwei oder mehr Kreuzgegenstromstufen verschaltet sind.Heating device for motor vehicles with a cabin heating circuit in which coolant is heated at a heat source and conveyed to the cabin heat exchanger (20) by means of a pump, gives off heat at the cabin heat exchanger (20) to the air conveyed into the cabin and then flows back to the heat source and in which the Coolant in the cabin heat exchanger (20) flows through stages connected in series, each with a large number of coolant channels (7) which flow through in parallel, in which the heat output is transmitted on the coolant side and is transmitted to the air conveyed into the cabin by means of external ribbing (8), characterized in that the Cabin heat exchanger (20) has at least one separating plate (4, 5) arranged parallel to the air flow within the water tank (1, 6), which connects two stages in series by deflecting the coolant transversely to the direction of the heated air (air arrow u) in the water tank , that these are in the direction of the heated air (air arrow u) in de r are arranged on the same level and that the water tanks of the two stages connected in series in this way, including the deflections, contain one or more separating plates (9a, 9b, 10a, 10b) running at right angles to the direction of the heated air (air arrow u), which ensure cross-mixing in the individual inner water tanks, so that the temperature stratification of the cooling water of the two stages connected in series in the direction of the heated air (air arrow u) is maintained during the deflection and/or that the channel groups are covered by one (several) over the entire width of the water tank Umlenkwasserkastens (6) extending separating plate or separating plates (10b) are connected to two or more cross-countercurrent stages.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Heizungsvorrichtung für Kraftfahrzeuge mit einem Kabinenheizkreislauf, in dem Kühlmittel an einer Wärmequelle erwärmt und mittels einer Pumpe zum Kabinenwärmetauscher gefördert wird, am Kabinenwärmetauscher Wärme an die in die Kabine geförderte Luft abgibt und dann zurück zur Wärmequelle strömt und bei dem das Kühlmittel im Kabinenwärmetauscher durch in Reihe geschaltete Stufen mit jeweils einer Vielzahl parallel durchströmter Kühlmittelkanäle strömt, in denen die Heizleistung kühlmittelseitig übertragen und mittels Außenberippung an die in die Kabine geförderte Luft übertragen wird.The invention relates to a heating device for motor vehicles with a cabin heating circuit in which coolant is heated at a heat source and conveyed by a pump to the cabin heat exchanger, gives off heat at the cabin heat exchanger to the air conveyed into the cabin and then flows back to the heat source and in which the Coolant in the cabin heat exchanger flows through stages connected in series, each with a multiplicity of parallel flow-through coolant channels, in which the heat output is transmitted on the coolant side and is transmitted to the air conveyed into the cabin by means of external ribbing.

Es ist bei derartigen Heizungsvorrichtungen bekannt, dass die Durchsätze von Kühlmittel und Luft, der Wirkungsgrad des Kabinenwärmetauschers, die wärmeaktiven Massen des Heizkreislaufs und die Temperaturverteilung entlang des Heizkreislaufs maßgebliche Parameter bei der Verbesserung der Kabinenheizleistung sind.With such heating devices it is known that the flow rates of coolant and air, the efficiency of the cabin heat exchanger, the heat-active masses of the heating circuit and the temperature distribution along the heating circuit are decisive parameters in improving the cabin heating capacity.

Die US 2 289 163A lehrt für Heizungsvorrichtungen für Kraftfahrzeuge mit einem Kabinenheizkreislauf insbesondere, dass es die übertragbare Wärmeleistung eines Kabinenwärmetauschers nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 deutlich steigert, wenn innerhalb der Wärmeübertragungsrohre bzw. der parallel durchströmten Kühlmittelkanäle zusätzlich kühlmittelseitige Rippen angebracht sind.the U.S. 2,289,163A teaches, for heating devices for motor vehicles with a cabin heating circuit, that the transferable heat output of a cabin heat exchanger according to the preamble of claim 1 is significantly increased if additional coolant-side ribs are attached within the heat transfer tubes or the coolant channels through which the coolant flows in parallel.

Für Kabinenwärmetauscher in Gegenstrombauart bzw. mit einer Gegenstromcharakteristik ist in der DE 44 31 192 C1 als Neuerung zum Stand der Technik beschrieben, dass über eine geeignete Reduktion des Kühlmittelmassenstroms durch den Motor und/oder den Kabinenwärmetauscher eine Verbesserung der Kabinenheizleistung erzielbar ist.For cabin heat exchangers in counterflow design or with a counterflow characteristic is in the DE 44 31 192 C1 described as an innovation compared to the prior art that an improvement in the cabin heat output can be achieved by a suitable reduction in the coolant mass flow through the engine and/or the cabin heat exchanger.

Die DE 44 31 107 C1 zeigt vor dem gleichen Hintergrund ein Ausführungsbeispiel eines zur Heizleistungssteigerung mittels reduzierter Kühlmittelmassenströme geeigneten Gegenstromkabinenwärmetauschers, bei welchem der Kabinenwärmetauscher selbst (über die Halbierung der Rohranzahl pro Stufe und die Verdopplung der der Anzahl an Gegenstromstufen von zwei auf vier) die nötige Reduktion des Kühlmittelmassenstroms herbeiführt. Dazu wird vorgeschlagen, einen bekannten Gegenstromwärmetauscher mit lediglich zwei Gegenstromstufen durch zwei zusätzliche 180°-Strömungsumlenkungen in den Umlenkwasserkästen auf vier Gegenstromstufen umzubauen.the DE 44 31 107 C1 shows against the same background an embodiment of a counterflow cabin heat exchanger suitable for increasing the heat output by means of reduced coolant mass flows, in which the cabin heat exchanger itself (by halving the number of tubes per stage and doubling the number of counterflow stages from two to four) brings about the necessary reduction in the coolant mass flow. To this end, it is proposed to convert a known countercurrent heat exchanger with only two countercurrent stages to four countercurrent stages by means of two additional 180° flow deflections in the deflection water tanks.

Eine anhand aktueller Berechnungen und Versuchsergebnisse nachgewiesene Verbesserung der Kabinenheizleistung mittels Reduktion des Kühlmitteldurchsatzes - bis noch vor wenigen Jahren wurde dies als physikalisch nicht sinnvoll erachtet - reagiert vor diesem Hintergrund sehr sensibel auf den bei gegebenem Package und Gewicht erreichbaren Kabinenwärmetauscherwirkungsgrad.
Dies gilt zum einen für die in dieser spezifischen Anwendung aufgrund des prinzipbedingt wesentlich besseren Wirkungsgrads bevorzugt für den Kabinenwärmetauscher zu verwendende Gegenstrombauart, noch wesentlich mehr aber für Anwendungen mit der bis heute in KFZ i.a. noch zu findenden Kreuzstrombauweise. Wie die am Markt verfügbaren Kabinenwärmetauscher in Kreuzstrombauart zeigen, sind diese nicht oder nur sehr bedingt dazu geeignet, um über eine Reduktion des Kühlmitteldurchsatzes eine Verbesserung der Heizleistung zu erzielen. Die Gesamtsystemvorteile bezüglich der geringeren aufzuheizenden wärmeaktiven Masse bei höherem Temperaturgradienten über Kabinenwärmetauscher und Motor werden durch die Wirkungsgradeinbußen konvenzioneller Kreuzstromkabinenwärmetauscher bei Reduktion des Kühlmitteldurchsatzes weitgehend aufgezehrt. Ansatzpunkte für zusätzliche Verbesserungen der für KFZ üblichen Kreuzstrombauart, z.B. über eine Erhöhung der Rippendichte der Außenberippung auf der Luftseite, Erhöhung der Anzahl der Kühlmittelkanäle, Turbulatoren bzw. Zusatzrippen auf der Wasserseite etc., sind bekannt, doch zeigen Versuche an entsprechenden Prototypen deren Begrenztheit im realen Fahrzeugbetrieb, ganz zu schweigen von den assoziierten Package-Problemen.
Vor diesem Hintergrund wird sich voraussichtlich in den meisten Anwendungen mitttel- bis langfristig die Gegenstrombauweise durchsetzen. Für die Übergangsphase sind insbesondere die potenzielle Weiternutzung bestehender Fertigungseinrichtungen und das Potenzial - unter Inkaufnahme von Wirkungsgradeinbußen - mit einem geringeren Druckverlust bzw. höheren Durchflussregelbereich zu arbeiten, auch Wirkungsgradverbesserungen für den unteren Durchflussbereich bei Kreuzstrombauweise bedeutsam.An improvement in the cabin heat output by reducing the coolant throughput, which has been proven on the basis of current calculations and test results - until a few years ago this was not considered physically sensible - reacts very sensitively against this background to the cabin heat exchanger efficiency that can be achieved for a given package and weight.
On the one hand, this applies to the counterflow design to be used preferably for the cabin heat exchanger in this specific application due to the principle-related much better efficiency, but even more so to applications with the crossflow design still to be found in motor vehicles today. As the cross-flow cabin heat exchangers available on the market show, these are not suitable or only to a very limited extent to achieve an improvement in heating capacity by reducing the coolant throughput. The overall system advantages with regard to the lower heat-active mass to be heated with a higher temperature gradient across the cabin heat exchanger and engine are largely offset by the efficiency losses of conventional cross-flow cabin heat exchangers when the coolant throughput is reduced. Starting points for additional improvements to the cross-flow design that is usual for motor vehicles, e.g. by increasing the rib density of the outer ribbing on the air side, increasing the number of coolant channels, turbulators or additional ribs on the water side, etc., are known, but tests on corresponding prototypes show their limitations in the real vehicle operation, not to mention the associated package problems.
Against this background, the counterflow design is expected to prevail in most applications in the medium to long term. For the transitional phase, the potential further use of existing production facilities and the potential - while accepting losses in efficiency - to work with a lower pressure loss or higher flow control range, also efficiency improvements for the lower flow range with cross-flow construction are significant.

Die Untersuchung einer Vielzahl im Serieneinsatz zu findender KFZ-Kabinenwärmetauscher und zu Versuchszwecken zur zusätzlichen Wirkungsgradsteigerung entworfener Prototypen zeigt in diesem Zusammenhang nicht nur starke Wirkungsgradstreuungen in Abhängigkeit von der Bauart, sondern sogar bei baugleichen Typen, u.a. in Abhängigkeit von den Fertigungstoleranzen, vom Alterungs- bzw. Verschmutzungszustand, der Kühlmittelzusammensetzung und vom Aufheizgradienten des Motors bzw. des Kühlmittels sowie dem zeitlichen Profil des Luftdurchsatzes.In this context, the examination of a large number of automotive cabin heat exchangers used in series production and prototypes designed for test purposes to additionally increase efficiency shows not only strong scattering of efficiency depending on the design, but even in structurally identical types, e.g. depending on the manufacturing tolerances, the aging or The level of contamination, the composition of the coolant and the heating gradient of the engine or the coolant as well as the profile of the air throughput over time.

Eine maßgebliche Schlussfolgerung aus diesen Untersuchungen ist, dass die für maximalen Heizungswirkungsgrad anzustrebende Gleichverteilung des Kühlmittels durch die einzelnen Kabinenwärmetauscherzonen im praktischen Einsatz nur mit zusätzlichem Aufwand oder mit Unsicherheiten bezüglich eines robusten Langzeitbetriebs erzielbar ist. Dies gilt bereits bei mittleren Kühlmitteldurchsätzen, ganz besonders aber bei den oben angesprochenen kleinen Kühlmitteldurchsätzen. Insbesondere folgt für die Anwendung bisher bekannter KFZ-Kabinenwärmetauscherbauarten in Kreuzstrombauweise bzw. im „U-Flow“, dass hier mit starken Einschränkungen bezüglich des bei gegebenem Package robust realisierbaren Wirkungsgrads zu rechnen ist. Dies gilt ganz grundsätzlich, in verstärktem Maße aber bei den motorkühlungstypischen Einschränkungen bezüglich des Minimalquerschnitts der Kühlkanäle im Kabinenwärmetauscher zur Vermeidung der Kanalverstopfung durch Schmutzpartikel.A significant conclusion from these investigations is that the uniform distribution of the coolant through the individual cabin heat, which is to be aimed at for maximum heating efficiency exchanger zones in practical use can only be achieved with additional effort or with uncertainties regarding a robust long-term operation. This already applies to medium coolant throughputs, but especially to the small coolant throughputs mentioned above. In particular, for the application of previously known motor vehicle cabin heat exchanger designs in cross-flow design or in “U-flow”, it follows that severe restrictions must be expected here with regard to the efficiency that can be implemented in a robust manner for a given package. This applies in principle, but to a greater extent in the case of the engine cooling-typical restrictions regarding the minimum cross-section of the cooling ducts in the cabin heat exchanger to avoid duct clogging by dirt particles.

Demgegenüber hat die erfindungsgemäße Vorrichtung die Aufgabe, den Wirkungsgrad von KFZ-Kabinenwärmetauschern in Gegenstrom- und Kreuzstrombauart bei weitgehend unveränderten Außenabmessungen zu steigern und diesen gesteigerten Wirkungsgrad dauerhaltbar und mit geringer Störungsanfälligkeit, insbesondere mit Langzeitkonstanz des Wirkungsgrades bei unterschiedlicher Kühlmittelzusammensetzung, unterschiedlichem Gesamtkühlmitteldurchsatz und unterschiedlichem Wärmeentzug aus dem Kühlmittel bereitzustellen, so dass der Anwendungsbereich der für hohe Heizleistung nutzbaren Kühlmitteldurchsätze in Richtung kleiner Kühlmitteldurchsätze erweitert wird.In contrast, the device according to the invention has the task of increasing the efficiency of motor vehicle cabin heat exchangers in counterflow and crossflow design with largely unchanged external dimensions and this increased efficiency over the long term and with low susceptibility to faults, in particular with long-term constancy of the efficiency with different coolant compositions, different total coolant throughput and different heat extraction provide the coolant, so that the scope of useable for high heating capacity coolant throughputs is extended in the direction of small coolant throughputs.

Diese Aufgabe wird von dem erfindungsgemäßen Kabinenwärmetauscher gemäß Patentanspruch 1 gelöst.This object is achieved by the cabin heat exchanger according to patent claim 1 according to the invention.

Die Reihenschaltung mehrerer Stufen und das Aufteilen der Kühlmittelkanäle der einzelnen Stufen mit mindestens 2 Trennblechen (9a, 9b, 10a, 10b) gemäß der bevorzugten Ausführungsbeispiele nach den 1-4c bzw. den Unteransprüchen 3-4, d.h. in mindestens drei, bevorzugt aber noch deutlich mehr, Kanalgruppen, führt dazu, dass ein Quervermischen in den einzelnen inneren Wasserkästen minimiert bzw. völlig eliminiert wird. Dies bewirkt eine Addition der Druckverluste der in Reihe geschalteten Kanalgruppen, wodurch sich Fertigungstoleranzen „herausmitteln“, so dass ein etwas zu großer Druckverlust in einer Kanalgruppe wesentlich weniger bewirkt, dass die Strömung in benachbarte Kanalgruppen ausweicht und somit der lokale Wärmeübergang einbricht. Je größer die Anzahl der parallelen Kanalgruppen, desto geringer wird hierbei die Sensitivität, dass anstelle einer Umlenkung von Kanal zu einem benachbarten Kanal der gleichen Kanalgruppe eine Umlenkung von Kanalgruppe zu Kanalgruppe erfolgt.
Der fehlende Druckausgleich in den inneren Wasserkästen reduziert darüber hinaus die Empfindlichkeit des ersten und letzten Wasserkastens auf die Position der Wasseranschlüsse, d.h. auch bei nicht optimaler Positionierung oder bei geringem Wasserkastenvolumen wirken sich die Einströmbedingungen sowie die Strömungsbedingungen zur Verteilung auf die einzelnen Kanalgruppen weniger aus. Diese strömungsvergleichmäßigende Wirkung ist umso größer, je größer der additive Druckverlust in den einzelnen Stufen relativ zu den Ein- und Ausströmverlusten bzw. der statischen Druckverteilung aufgrund des Strömungsfeldes im ersten und letzten Wasserkasten ist. Deshalb ist es besonders vorteilhaft, möglichst viele Stufen und relativ geringe Kanalquerschnitte zu verwenden, da hierdurch der additive Druckverlust in den Stufen steigt. Da die Auslegung erfindungsgemäß in Richtung kleinen Durchsatzes und großen Kühlmitteltemperaturabfalls von 25K und mehr erfolgt, eröffnet sich hier ein besonders erweiterter Auslegungsspielraum.
Als Mittel zur Herabsetzung des Durchflusses dienen hierbei bevorzugt die Dimensionierung der Kühlmittelkanäle sowie die Anzahl der Stufen. Falls zeitweise auch höhere Kühlmitteldurchsätze zum Einsatz kommen sollen, kann aber auch zusätzlich ein externes Stellglied Verwendung finden.
Bevorzugt wird dabei eine Ausgestaltung mit so vielen Stufen vorgenommen, dass einerseits eine hinreichend robuste Gleichverteilung der Kühlmitteldurchsätze resultiert und andererseits aber auch genügend wasserseitige Wärmeübergangsfläche verfügbar ist, um den angestrebten Temperaturabfall von mehr als 25K mit hohem Wirkungsgrad zu realisieren. Dabei ist es vorteilhaft, zur Minimierung der wärmeaktiven Massen mit möglichst kleinen Kühlmittelschlauchdurchmessern, bevorzugt kleiner als 11 mm Innendurchmesser zu arbeiten. Die erfindungsgemäße Ausgestaltung mit erhöhtem Druckverlust durch Verwirbelung innerhalb des Kabinenwärmetauschers macht einen robusten Betrieb eines Kabinenwärmetauschers mit derartig dünnen Wasseranschlussleitungen möglich.The series connection of several stages and the division of the coolant channels of the individual stages with at least 2 separating plates (9a, 9b, 10a, 10b) according to the preferred exemplary embodiments according to 1-4c or the dependent claims 3-4, ie in at least three, but preferably significantly more, channel groups, leads to cross-mixing in the individual inner water tanks being minimized or completely eliminated. This causes the pressure losses of the series-connected channel groups to be added, which means that manufacturing tolerances are “averaged out” so that a somewhat excessive pressure loss in one channel group causes the flow to deviate into neighboring channel groups to a much lesser extent, thereby causing the local heat transfer to break down. The larger the number of parallel channel groups, the lower the sensitivity that instead of a channel being diverted to an adjacent channel in the same channel group, there is a diverting from channel group to channel group.
The lack of pressure equalization in the inner water tanks also reduces the sensitivity of the first and last water tank to the position of the water connections, i.e. even if the positioning is not optimal or if the water tank volume is low, the inflow conditions and the flow conditions for distribution to the individual channel groups have less of an effect. The greater the additive pressure loss in the individual stages relative to the inflow and outflow losses or the static pressure distribution due to the flow field in the first and last water box, the greater this flow-evening effect. It is therefore particularly advantageous to use as many stages as possible and relatively small channel cross sections, since this increases the additive pressure loss in the stages. Since the design according to the invention takes place in the direction of a small throughput and a large coolant temperature drop of 25K and more, a particularly expanded scope for design opens up here.
The dimensioning of the coolant channels and the number of stages preferably serve as a means of reducing the throughflow. If higher coolant throughputs are to be used at times, an external actuator can also be used.
A configuration with so many stages is preferred that, on the one hand, a sufficiently robust uniform distribution of the coolant throughputs results and, on the other hand, sufficient water-side heat transfer surface is available to achieve the desired temperature drop of more than 25K with high efficiency. In this context, it is advantageous to work with the smallest possible coolant hose diameters, preferably smaller than 11 mm inner diameter, in order to minimize the heat-active masses. The configuration according to the invention with an increased pressure loss due to turbulence within the cabin heat exchanger makes robust operation of a cabin heat exchanger with such thin water connection lines possible.

Wie Versuche gezeigt haben, ist es mit erfindungsgemäß ausgestalteten Kabinenwärmetauschern besonders vorteilhaft, die Druckverluste des Kabinenwärmetauschers deutlich über das heute im KFZ übliche Niveau anzuheben und mittels einer kleinen el. Zusatzpumpe das erforderliche Druckniveau bereitzustellen. Die Kosten für die el. Pumpe werden hierbei durch Kostenvorteile im Gesamtsystem bei weitem aufgefangen. Neben der verbesserten Heizleistung bei richtiger Abstimmung des Kühlmittel- und Luftdurchsatzes im Fahrzeug sind hier u.a. die Einsparungen durch den Entfall des el. Kühlwasserventils zur Heizungsregelung, die kleineren Leitungsquerschnitte mit Materialkostenvorteilen und Packagevorteilen aufgrund der kleineren Biegeradien von ganz besonderer Bedeutung. Wie Messungen am Fahrzeug zeigen, ist es in diesem Zusammenhang möglich, mit Schlauchinnendurchmessern von 6 mm und weniger auszukommen. Derart kleine Schlauchdurchmesser führen nicht nur zu einer signifikanten Reduktion der wärmeaktiven Masse, sondern sie ermöglichen es, für die Kabinenheizung nicht die übliche fahrzeug- und motorspezifische Maßanfertigung mit den motorspezifschen Biegeradien der Schläuche zu verwenden, sondern konventionelle Meterware. Die hieraus folgenden Kostenvorteile bei Fertigung und Lagerhaltung sind erheblich.As tests have shown, it is particularly advantageous with cabin heat exchangers designed according to the invention to raise the pressure losses of the cabin heat exchanger significantly above the level customary in motor vehicles today and to provide the required pressure level by means of a small additional electric pump. The costs for the electric pump are offset by the cost advantages in the overall system. In addition to the improved heating performance with the correct coordination of the coolant and air flow rates in the vehicle, the savings due to the omission of the electric cooling water valve for heating control, the smaller line cross-sections with material cost advantages and package advantages due to the smaller bending radii are of particular importance. As measurements on the vehicle show, it is possible in this context to use hose inner diameters to get by with knives of 6 mm and less. Such small hose diameters not only lead to a significant reduction in the heat-active mass, they also make it possible to use conventional bulk goods instead of the usual vehicle and engine-specific customization with the engine-specific bending radii of the hoses for the cabin heating. The resulting cost advantages in production and warehousing are considerable.

Die 1, 1b und 1c zeigen eine Kreuzstromvariante des erfindungsgemäßen Kabinenwärmetauschers. Dabei zeigt 1 einen Längsschnitt durch beide Wasserkästen 1 und 6 sowie die innenverrippten Kühlwasserrohre mit den Kühlmittelkanälen 7 und luftseitigen Außenberippungen 8. 1b zeigt einen Schnitt durch den Wasserkasten 1 auf der Schlauchanschlussseite und 1c einen Schnitt durch den Umlenkwasserkasten 6. Die bevorzugte Einbaulage ist am Gravitationspfeil g ersichtlich, wobei sich bei entlüftungsgerechter Positionierung des Kühlmittelaustritts 3 nahe an der höchsten wasserbefüllten Position innerhalb des Wasserkastens auch Einbaulagen geneigt bis hin zu einer horizontalen Lage der Wasserkasten realisieren lassen. Für stehende Kühlmittelkanäle hingegen ist der Kabinenwärmetauscher aufgrund der erfindungsgemäßen Betriebsweise mit geringem Durchsatz aus Entlüftungsgründen weniger geeignet.the 1 , 1b and 1c show a cross-flow variant of the cabin heat exchanger according to the invention. while showing 1 a longitudinal section through both water tanks 1 and 6 and the internally ribbed cooling water pipes with the coolant channels 7 and the air-side outer ribbing 8. 1b shows a section through the water tank 1 on the hose connection side and 1c a section through the deflection water tank 6. The preferred installation position can be seen from the gravitational arrow g, with the coolant outlet 3 being positioned close to the highest water-filled position within the water tank in a manner suitable for venting, installation positions that are inclined up to a horizontal position of the water tank can also be implemented. On the other hand, the cabin heat exchanger is less suitable for standing coolant ducts due to the mode of operation according to the invention with a low throughput for ventilation reasons.

Für einen robusten Betrieb mit hohen Temperaturdifferenzen des Kühlmittels sind zum einen die Trennbleche 4 und 5 eingefügt, die den Kabinenwärmetauscher vierstufig ausgestalten. Diese mehrstufige Ausgestaltung, bevorzugt mit 4 oder mehr Stufen, ist u.a. deshalb besonders vorteilhaft, weil in den Umlenkungen innerhalb der Wasserkästen stets ein erheblicher Anteil des dynamischen Drucks durch Verwirbelung dissipiert wird. Eine möglichst hohe Anzahl an Stufen hat daher den Vorteil, dass diese Form der Durchflussbegrenzung bzw. Druckanpassung weniger sensitiv auf temperaturbedingte Variationen der momentanen bzw. lokalen Viskosität reagiert als die rein viskose Dissipation durch besonders kleine Kanalquerschnitte. Bereits aus diesem Grunde ist der erfindungsgemäße Kabinenwärmetauscher gemäß 1 bisher bekannten ein- und zweistufigen Kreuzstromkabinenwärmetauschern überlegen, ganz zu schweigen von deren Problemen mit der Gleichverteilung des Durchflusses bei hohem Temperaturabfall von 25K und mehr. Zur weiteren Erhöhung der Robustheit gegen Störungen der Strömungsgleichverteilung sind zusätzlich die Trennbleche 9a und 10a an den Ein- bzw. Austritten des Kühlmittels aus den innenverrippten Rohren mit den Kühlmittelkanälen 7 eingefügt sowie die Trennbleche 9b und 10b zwischen den innenverrippten Rohren mit den Kühlmittelkanälen 7. Diese Trennbleche führen in Verbindung mit den Trennblechen 4 und 5 dazu, dass 4 parallele Gruppen von Kühlmittelkanälen gebildet werden, die sich abgesehen von gegebenenfalls zugelassenen Leckagen nur im Nahbereich des Kühlmitteleintritts 2 und des Kühlmittelaustritts 3 innerhalb des Wasserkastens 1 mischen. Hieraus folgt die bereits diskutierte Addition der Druckverluste über vier Stufen, verbunden mit der Mittelung der Toleranzen in Fertigung und Temperaturverteilung und den entsprechenden Vorteilen bezüglich der Strömungsgleichverteilung sowie der Robustheit des Kabinenwärmetauscherwirkungsgrades. Die erfindungsgemäße Ausgestaltung in Richtung relativ großer Druckverluste durch Verwirbelung an den Umlenkstellen der Wasserkästen hilft hierbei, die bei hohem Temperaturabfall unvermeidbaren Viskositätseffekte in tolerierbaren Grenzen zu halten. Daneben hat der erfindungsgemäße Kabinenwärmetauscher den Vorteil, dass bereits die Basis bei homogener Temperaturverteilung eine besonders gute Gleichverteilung der Strömung aufweist. Die selbstverstärkende Wirkung, dass geringer Durchfluss einen höheren Temperaturabfall zu Folge hat und diese viskositätsbedingt wiederum eine zusätzliche Reduktion des Durchflusses, wird so deutlich abgemildert.For a robust operation with high temperature differences of the coolant, the separating plates 4 and 5 are inserted, which design the cabin heat exchanger in four stages. This multi-stage configuration, preferably with 4 or more stages, is particularly advantageous because, among other things, a considerable proportion of the dynamic pressure is always dissipated by turbulence in the deflections within the water tanks. The greatest possible number of stages therefore has the advantage that this form of flow limitation or pressure adjustment reacts less sensitively to temperature-related variations in the instantaneous or local viscosity than purely viscous dissipation through particularly small channel cross sections. For this reason alone, the cabin heat exchanger according to the invention 1 superior to previously known one- and two-stage cross-flow cabin heat exchangers, not to mention their problems with the even distribution of flow at high temperature drops of 25K and more. To further increase the robustness against disturbances in the uniform flow distribution, the separating plates 9a and 10a are also inserted at the inlets and outlets of the coolant from the internally ribbed tubes with the coolant channels 7, as well as the separating plates 9b and 10b between the internally ribbed tubes with the coolant channels 7. These Separating plates, in conjunction with the separating plates 4 and 5, result in 4 parallel groups of coolant channels being formed which, apart from any permitted leaks, only mix within the water tank 1 in the vicinity of the coolant inlet 2 and the coolant outlet 3. From this follows the already discussed addition of the pressure losses over four stages, combined with the averaging of the tolerances in production and temperature distribution and the corresponding advantages with regard to the even distribution of flow and the robustness of the cabin heat exchanger efficiency. The configuration according to the invention in the direction of relatively large pressure losses due to turbulence at the deflection points of the water tanks helps to keep the unavoidable viscosity effects in the event of a large drop in temperature within tolerable limits. In addition, the cabin heat exchanger according to the invention has the advantage that the base already has a particularly good uniform distribution of the flow with a homogeneous temperature distribution. The self-reinforcing effect that a low flow rate results in a higher temperature drop and this in turn results in an additional reduction in flow rate due to the viscosity is thus significantly reduced.

Zur weiteren Reduktion des Risikos, dass die der kalten Luftseite zugewandten Kühlwasserkanäle bei hohem Wärmeentzug bzw. Temperaturabfall im Kühlmittel im Durchfluss stark abfallen, ist es besonders vorteilhaft, diese Zone so auszugestalten, dass diese bei homogener Temperaturverteilung des Kühlmittels einen reduzierten Druckverlust aufweisen, so dass sich bei maximaler Heizleistungsentnahme und damit hoher Temperaturdifferenz die angestrebte Gleichverteilung des Kühlmitteldurchsatzes annähernd einstellt. Exemplarisch für diese Vorgehensweise zeigen 2a-2c entsprechend angepasste Wasserkästen, bei denen auf der kalten Seite - erkennbar durch den Luftpfeil u - der Basisdruckverlust dadurch abgesenkt ist, dass dort eine erhöhte Anzahl von Kühlmittelkanälen parallel liegt, d.h. es sind auf der kalten Seite weniger bzw. gar keine Trennbleche 9a und 10a vorgesehen. Diese Ausgestaltung hat insbesondere den zusätzlichen Vorteil, dass der hohe Temperaturabfall des Kühlmittels keine überdimensionale Zunahme des Druckverlusts aufgrund der starken Zähigkeitszunahme von Kühlmittel bewirkt.To further reduce the risk that the cooling water ducts facing the cold air side will fall sharply in the flow rate when there is a high level of heat extraction or temperature drop in the coolant, it is particularly advantageous to design this zone in such a way that it has a reduced pressure loss with a homogeneous temperature distribution of the coolant, so that the desired even distribution of the coolant throughput is approximately achieved with maximum heat output extraction and thus a high temperature difference. Show an example of this procedure 2a-2c Correspondingly adapted water tanks, in which on the cold side - recognizable by the air arrow u - the base pressure loss is lowered by the fact that there is an increased number of coolant channels in parallel, ie there are fewer or no separating plates 9a and 10a provided on the cold side . In particular, this configuration has the additional advantage that the high drop in temperature of the coolant does not cause an excessive increase in the pressure loss due to the strong increase in viscosity of the coolant.

Eine analoge Vorgehensweise zeigen die 3a-3c. Hier sind die Trennbleche 10a und 10b nur im Umlenkwasserkasten 6 angebracht. Eine derartige Anwendung hat durch die Begrenzung auf zwei Stufen einen reduzierten wasserseitigen Druckverlust, verbunden mit den entsprechenden Einbußen bezüglich der Robustheit des Wirkungsgrades, insbesondere gegen Fertigungstoleranzen und Temperaturschichtungen. Deshalb ist hier der Zwischenboden 11 mit Lochblenden eingefügt, wobei in Richtung erwärmter Luft eine abnehmende Lochdichte vorgesehen ist. Hierdurch wird im Heizbetrieb auf der kalten Seite eine Anpassung des Durchflusses an den Durchfluss auf der warmen Seite bewirkt. Dabei liegt es in der Natur dieser Lösung, dass die Anpassung nur näherungsweise und für einen bestimmten Betriebspunkt erzielt werden kann. Hieran ist nicht zuletzt die stark nichtlineare Temperaturabhängigkeit der Viskosität der üblichen KFZ-Kühlmittel maßgeblich beteiligt. Ein Zwischenboden 11 mit Lochblenden hilft hier allerdings signifikant, die Sensitivität auf die Temperatur zu reduzieren. Dabei zeigt die in 3a-3c gewählte Position einen Kompromiss bezüglich der Fertigungskosten, um die Kosten für den Einbau des Zwischenbodens 11 mit Lochblenden im Wasserkasten 1 zu sparen. Dadurch ist der Zwischenboden 11 mit den Lochblenden nicht direkt am Kühlmitteleintritt, d.h. nicht an der absolut heißesten Stelle mit absolut gleichen Stoffdaten für alle Kanäle platziert, um das Maximum an Gleichverteilung zu realisieren. Selbst bei Entfall des Zwischenbodens 11 mit Lochblenden ist der Kabinenwärmetauscher gemäß 3a-3c den heute üblichen KFZ-Kreuzstromkabinenwärmetauschern aufgrund der Trennbleche 10a und 10b noch überlegen.An analogous procedure is shown in the 3a-3c . Here the separating plates 10a and 10b are only attached in the deflection water tank 6. Due to the limitation to two stages, such an application has a reduced pressure loss on the water side, combined with the corresponding losses in terms of the robustness of the efficiency, in particular with regard to manufacturing tolerances and temperature layers. So here is the in-between bottom 11 inserted with pinholes, with a decreasing hole density is provided in the direction of heated air. This causes the flow on the cold side to be adjusted to the flow on the warm side in heating mode. It is in the nature of this solution that the adaptation can only be achieved approximately and for a specific operating point. Last but not least, the strongly non-linear temperature dependency of the viscosity of the usual automotive coolants plays a decisive role in this. However, an intermediate floor 11 with perforated screens helps here significantly to reduce the sensitivity to the temperature. The in 3a-3c selected position a compromise in terms of manufacturing costs in order to save the cost of installing the intermediate floor 11 with perforated panels in the water tank 1. As a result, the intermediate floor 11 with the perforated screens is not placed directly at the coolant inlet, ie not at the absolutely hottest point with absolutely the same material data for all channels, in order to achieve maximum uniform distribution. Even if the intermediate floor 11 with perforated screens is omitted, the cabin heat exchanger is in accordance with FIG 3a-3c still superior to today's customary motor vehicle cross-flow cabin heat exchangers due to the separating plates 10a and 10b.

Ist eine ganz besonders gute Konstanz des Wirkungsgrades und damit der Gleichverteilung des Durchflusses gefordert, so ist es besonders vorteilhaft, Regel- bzw. Stellglieder in die parallel liegenden Zweige einzufügen. Da ohnehin ein relativ großer Druckverlust angestrebt ist, lassen sich hier im einfachsten Fall einfache federbelastete Ventile auf der warmen Seite verwenden. Die Anordnung auf der warmen Seite hat hierbei den Vorteil, dass alle parallel liegenden Ventile annähernd der gleichen Kühlmitteltemperatur ausgesetzt sind und damit die gleiche Viskosität vorliegt. Dies kommt der Strömungsgleichverteilung zugute. Gleichzeitig können auf der warmen Seite sehr kleine Ventile eingesetzt werden, um den Soll-Druckverlust der Ventile klein zu halten.If a particularly good constancy of the efficiency and thus the equal distribution of the flow is required, it is particularly advantageous to insert control or actuator elements in the parallel branches. Since a relatively large pressure loss is desired anyway, simple spring-loaded valves can be used on the warm side in the simplest case. The arrangement on the warm side has the advantage that all valves located in parallel are exposed to approximately the same coolant temperature and therefore have the same viscosity. This benefits the even flow distribution. At the same time, very small valves can be used on the warm side in order to keep the target pressure loss of the valves small.

Neben dem Primärziel der Stabilisierung der Strömungsgleichverteilung und damit des Kabinenwärmetauscherwirkungsgrades helfen die Trennbleche 9a, 9b, 10a und 10b, dass es innerhalb der inneren Wasserkästen nicht zu einem Temperaturausgleich durch Vermischung kommt. Dies liefert einen signifikanten Zusatzbeitrag zur Verbesserung des Kabinenwärmetauscherwirkungsgrades, insbesondere bei Kreuzstrombauart der einzelnen Stufen, da die Temperaturschichtung des Kühlwassers in den einzelnen Kühlmittelkanälen in Richtung der erwärmten Luft aufrecht erhalten wird. Ohne diese Trennbleche geht diese in jeder Umlenkstufe durch Vermischung verloren.In addition to the primary objective of stabilizing the uniform flow distribution and thus the cabin heat exchanger efficiency, the separating plates 9a, 9b, 10a and 10b help to prevent temperature equalization through mixing within the inner water tanks. This makes a significant additional contribution to improving the cabin heat exchanger efficiency, particularly in the case of the cross-flow design of the individual stages, since the temperature stratification of the cooling water in the individual coolant channels in the direction of the heated air is maintained. Without these separating plates, this is lost in each deflection stage due to mixing.

4a-4c zeigt eine ganz besonders vorteilhafte Variante der erfindungsgemäßen Stufung bzw. Separierung der Kühlmittelkanäle zur Stabilisierung des Wirkungsgrades von KFZ-Kabinenwärmetauschern, bei der durch die Reihenschaltung der Stufen gleichzeitig eine Gegenstromcharakteristik des Wärmeübergangs erzielt wird. Die Trennbleche 4a und 4b sind hier Trennwände und die Trennbleche 9a, 9b sowie 10a, 10b bilden hier die Stufen, d.h. die Wirkung ist umgekehrt im Vergleich zur Verwendung der Kreuzstromanordnung gemäß 1 - 3c.
Dabei ist die Reihenschaltung mehrerer Stufen zur Erzielung eines Gegenstromeffekts des Wärmeübergangs in Bezug auf eine Vergleichmäßigung der Kühlmitteldurchströmung in den einzelnen Kühlmittelkanälen grundsätzlich hilfreich, da hieraus eine Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels resultiert. Diese verbessert nicht nur den wasserseitigen Wärmeübergang sondern reduziert auch die Sensibilität bezüglich Ungleichverteilung des Kühlmitteldurchsatzes bei geringem Gesamtkühlmitteldurchsatz.
Bei der erfindungsgemäßen Weitergestaltung der bekannten Gegenstrom-Kabinenwärmetauschertypen in Richtung sehr geringer Durchflüsse und hohen Temperaturabfalls verbessert die hohe Stufenanzahl unter Einführung der Trennbleche 4a und 4b die Robustheit nicht zuletzt deshalb signifikant, weil der dynamische Druck relativ zu temperaturbedingten Dichte- bzw. Druckgradienten erhöht wird.
Ohne diese stabilisierenden Maßnahmen weist auch die Gegenstrombauweise - zwar schwächer aber sonst ganz analog zur oben beschriebenen Kreuzstrombauweise - im Zusammenhang mit der praktischen Realisierung höchster Wirkungsgrade bei geringem Kühlmitteldurchfluss vielfach die Eigenart auf, dass der Kühlmitteldurchfluss in den parallel liegenden Rohrreihen speziell bei relativ geringen Kühlmitteldurchsätzen und starkem Temperaturabfall des Kühlmittels relativ empfindlich auf toleranzbedingte Unterschiede des lokalen Druckverlustes, der lokalen Wärmeentnahme sowie der lokalen Temperatur und ganz besonders der Zu- und Abströmbedingungen im ersten und letzten Wasserkasten reagiert. Ungleichverteilungen des Kühlmitteldurchsatzes und damit Einbrüche des Wärmeübergangs an einzelnen schwach durchströmten Zonen können so bereits bei geringen Maßabweichungen oder sonstigen Störungen entstehen.
Diese Probleme lassen sich zwar teilweise auch ohne die erfindungsgemäßen Verbesserungen durch ein entsprechendes Design, insbesondere durch die Einschränkung der Fertigungstoleranzen etc. aber auch durch Erhöhung des Bauvolumens der Wasserkästen sowie die Positionierung und Ausgestaltung der Kühlmittelanschlüsse eingrenzen, doch sind hieran u.a. Nachteile bezüglich Package, Gewicht und wärmeaktiver Masse gekoppelt. Die Unterbindung des Queraustauschs in allen „Teilwässerkästen“ des Umlenkwasserkastens 6 sowie den inneren „Teilwasserkästen“ des Wasserkastens 1 auf der Anschlussseite wirkt hier in der bereits ausführlich beschriebenen Weise stabilisierend auf die Strömungsgleichverteilung in allen Zonen des Kabinenwärmetauschers. 4a-4c shows a particularly advantageous variant of the grading or separation of the coolant channels according to the invention for stabilizing the efficiency of motor vehicle cabin heat exchangers, in which a countercurrent characteristic of the heat transfer is achieved at the same time by connecting the stages in series. The separating plates 4a and 4b are separating walls here and the separating plates 9a, 9b and 10a, 10b form the steps here, ie the effect is reversed compared to using the cross-flow arrangement according to FIG 1 - 3c .
The series connection of several stages to achieve a countercurrent effect of the heat transfer is fundamentally helpful with regard to an equalization of the coolant flow in the individual coolant channels, since this results in an increase in the flow rate of the coolant. This not only improves the water-side heat transfer, but also reduces the sensitivity to unequal distribution of the coolant throughput when the total coolant throughput is low.
In the further development according to the invention of the known counterflow cabin heat exchanger types in the direction of very low flow rates and high temperature drops, the high number of stages with the introduction of the separating plates 4a and 4b significantly improves the robustness not least because the dynamic pressure is increased relative to temperature-related density or pressure gradients.
Without these stabilizing measures, the counter-flow design - although weaker but otherwise quite analogous to the cross-flow design described above - often has the peculiarity in connection with the practical realization of maximum efficiency with low coolant flow that the coolant flow in the parallel rows of tubes, especially with relatively low coolant throughputs and strong temperature drop of the coolant reacts relatively sensitively to tolerance-related differences in the local pressure loss, the local heat extraction and the local temperature and especially the inflow and outflow conditions in the first and last water box. Unequal distribution of the coolant throughput and thus collapses in the heat transfer in individual zones with a weak flow can occur even with small dimensional deviations or other disturbances.
Although some of these problems can be limited even without the improvements according to the invention by means of a corresponding design, in particular by restricting the manufacturing tolerances etc., but also by increasing the structural volume of the water tanks and the positioning and design of the coolant connections, there are disadvantages here with regard to the package and weight and heat-active mass coupled. The suppression of the cross exchange in all "partial water tanks" of the deflection water tank 6 as well as the inner "partial water tanks" of the water tank 1 on the connection side already has an effect here described in detail, stabilizing the flow uniform distribution in all zones of the cabin heat exchanger.

Wie anhand der Kreissymbole 7a mit Kreuz für die Einströmung und 7b mit Punkt für die Ausströmung exemplarisch für den Wasserkasten 1 gezeigt, weist die heiße Seite 4 nacheinander durchströmte Kühlmittelkanäle innerhalb eines Wasserrohrs 7 auf, während auf der kalten Seite jeweils 2 solcher Kanäle zusammengefasst sind und nacheinander durchströmt werden. Eine übermäßige Zunahme des Drucks durch den Anstieg der Viskosität in Richtung Kühlwasseraustritt wird hierdurch vermieden. Dies ist grundsätzlich wichtig, um den Druckverlust in Grenzen zu halten. Darüber hinaus ist diese Maßnahme aber auch hilfreich, um sicherzustellen, dass nicht durch die Dominanz des viskositätsbedingten Druckverlustes in der kalten Zone am Kabinenwärmetauscheraustritt doch wieder eine Sensibilisierung der Strömungsgleichverteilung resultiert.
Durch eine besonders vorteilhafte Abstimmung der Druckverluste in den einzelnen Stufen, bei der in der heißen Zone, insbesondere in der ersten Stufe, besonders hohe Druckverluste erzeugt werden, lässt sich die Sensibilität des Kabinenwärmetauscherwirkungsgrades weitgehend eliminieren, ohne den Gesamtdruckverlust allzu sehr in die Höhe zu treiben. Diese Druckverlusterhöhung kann zum einen mittels Verwirbelungseinbauten, insbesondere mit einem Zwischenboden 11 mit Lochblenden induziert werden. Einfacher und energetisch effizienter ist es jedoch, einfach die Druckverluste in der ersten Stufe dadurch zu erhöhen, dass der Kanalquerschnitt verkleinert wird bzw. zusätzliche Innenrippen eingesetzt werden. Die Druckverluste dienen in dieser Ausgestaltung der ersten Stufe bei Verwendung des Gegenstromkabinenwärmetauschers ähnlich 4a gleichzeitig zur Verbesserung des Wärmeübergangs und der Stabilisierung der Strömungsgleichverteilung.
Der Kabinenwärmetauscher gemäß 4a-4c ist mit den erfindungsgemäßen Verfeinerungen durch einen außerordentlich hohen Wirkungsgrad gekennzeichnet und darüber hinaus extrem robust gegen potenzielle Störungen, insbesondere durch Bautoleranzen, Verschmutzung einzelner Kanäle, Kühlmitteleintrittstemperatur, Temperaturabfall etc..
Entlüftungsprobleme sind - analog zu den Ausführungen zu 1 - nicht zu erwarten, solange die Kühlmittelkanäle horizontal eingebaut sind.As shown by the circular symbols 7a with a cross for the inflow and 7b with a dot for the outflow, as an example for the water tank 1, the hot side has 4 coolant ducts through which the coolant flows in succession within a water pipe 7, while 2 such ducts are combined on the cold side and flow through one after the other. This avoids an excessive increase in pressure due to the increase in viscosity in the direction of the cooling water outlet. This is fundamentally important in order to keep the pressure loss within limits. In addition, this measure is also helpful to ensure that the dominance of the viscosity-related pressure loss in the cold zone at the cabin heat exchanger outlet does not result in a sensitization of the uniform flow distribution.
A particularly advantageous coordination of the pressure losses in the individual stages, in which particularly high pressure losses are generated in the hot zone, especially in the first stage, can largely eliminate the sensitivity of the cabin heat exchanger efficiency without driving up the total pressure loss too much . On the one hand, this increase in pressure loss can be induced by means of internal turbulence, in particular with an intermediate floor 11 with perforated diaphragms. However, it is simpler and more energetically efficient to simply increase the pressure losses in the first stage by reducing the channel cross section or by using additional internal ribs. The pressure losses serve similarly in this embodiment of the first stage when using the counterflow cabin heat exchanger 4a at the same time to improve the heat transfer and stabilize the even flow distribution.
The cabin heat exchanger according to 4a-4c is characterized by an extraordinarily high efficiency with the refinements according to the invention and is also extremely robust against potential faults, in particular due to construction tolerances, contamination of individual channels, coolant inlet temperature, temperature drop, etc.
Ventilation problems are - analogous to the explanations to 1 - not to be expected as long as the coolant channels are installed horizontally.

Die optimale Anzahl von Stufen richtet sich wie bereits beschrieben u.a. nach den Randbedingungen bezüglich der Druckverluste und zum Teil auch der zulässigen Größe des Wasserkastens.
Besonders effektiv in Bezug auf minimalen Bauraum und minimale wärmeaktive Masse zukünftiger Heizungen in KFZ sind Anwendungen, bei denen die Anzahl der in Reihe geschalteten Stufen mindestens so groß ist, dass die zur Bereitstellung des Wärmeübergangs für die Beheizung der Kabine mit geringen Kühlmittelströmen und hohem Kühlmitteltemperaturabfall erforderliche kühlmittelseitige Rippendichte der innenverrippten Kühlmittelrohre mit den Kühlmittelkanälen 7 auf mindestens eine Diagonale des Strömungskanalquerschnitts der Kühlmittelkanäle von mehr als 1,0 mm, und insbesondere auf eine bevorzugte Höhe von mehr als 1,5 mm und eine Breite von mehr als 0,7 mm führt. Dies erscheint angesichts der heute für den Durchschnittsfachmann verfügbaren Messdaten und Erfahrungen sowie angesichts der entsprechenden Handbücher zur Heizungsauslegung in Verbindung mit der zusätzlich neu hinzukommenden Anforderung nach höchsten Wirkungsgraden bei kleinem Kühlmitteldurchsatz zunächst als deutlich zu grobmaschig für die Bereitstellung eines hinreichenden wasserseitigen Wärmeübergangs bei dem in KFZ verfügbaren Packegevolumen. Erst die Kenntnis bezüglich des Zusammenspiels der erfindungsgemäßen Maßnahmen zur Verbesserung des Wirkungsgrads und dessen Robustheit gegen Störgrößen führen auf diese Dimensionsvorgaben. Entsprechend gröbere Vorgaben bezüglich der Verschmutzungsspezifikation beim Motor- und Fahrzeughersteller sind ein signifikanter Wettbewerbsvorteil des erfindungsgemäßen Kabinenwärmetauschers. Dabei sind die erfindungsgemäß bevorzugten Abmessungen mit innenverrippten Flachrohren mit Kanalhöhen größer als 1,5 mm und Kanalbreiten größer 0,7 mm - im Vergleich zu heute üblicherweise eingesetzten Flachrohren mit Turbulatoren und somit deutlich weniger als 1,0 mm lichter Höhe - bezüglich potentieller Verstopfung eher weniger kritisch zu werten. Die Diagonale eines Kanals von mehr als 1,5 mm × 0,7 mm ermöglicht in diesem Zusammenhang das Durchspülen relativ großer Partikel, die in Motorkühlsystemen, insbesondere durch abplatzende Schichten, sehr häufig stark von der Kugelform abweichen. Zur Maximierung des Wärmeübergangs bzw. Optimierung des Packagevolumens sind die Kanäle hierbei bevorzugt stehend angeordnet, d.h. es ergibt sich eine Dicke des Flachrohrs von mehr als 1,5 mm zuzüglich der zweifachen Wandstärke. Diese bezüglich der potenziellen Verblockung der Kanäle anhand der lichten Höhe für Schmutzpartikel gemachte Aussage wird noch bestärkt durch die Tatsache, dass die erfindungsgemäße Ausgestaltung vielfach durchaus auf Strömungsgeschwindigkeiten in den Kanälen führt, die vergleichbar oder sogar größer sind als bei heutigen Kreuzstromkabinenwärmetauschern und erst recht als bei der potenziellen Anwendung der heutigen Kreuzstromkabinenwärmetauscher bei künstlich reduziertem Durchfluss und wasserseitige Temperaturdifferenzen von mehr als 25K.As already described, the optimum number of stages depends, among other things, on the boundary conditions with regard to the pressure losses and, in some cases, also the permissible size of the water box.
Applications in which the number of stages connected in series is at least as large as that required to provide the heat transfer for heating the cabin with low coolant flows and a high coolant temperature drop are particularly effective in terms of minimal installation space and minimal heat-active mass of future heaters in motor vehicles coolant-side rib density of the internally ribbed coolant tubes with the coolant channels 7 leads to at least one diagonal of the flow channel cross section of the coolant channels of more than 1.0 mm, and in particular to a preferred height of more than 1.5 mm and a width of more than 0.7 mm. In view of the measurement data and experience available to the average specialist today and in view of the corresponding handbooks for heating design in connection with the additional new requirement for maximum efficiency with a small coolant throughput, this initially appears to be clearly too coarse-meshed for the provision of sufficient water-side heat transfer with the heat transfer available in motor vehicles package volume. Only knowledge regarding the interaction of the measures according to the invention for improving the efficiency and its robustness against disturbance variables lead to these dimension specifications. Correspondingly coarser specifications regarding the pollution specification from the engine and vehicle manufacturer are a significant competitive advantage of the cabin heat exchanger according to the invention. The dimensions preferred according to the invention with internally ribbed flat tubes with channel heights greater than 1.5 mm and channel widths greater than 0.7 mm—in comparison to the flat tubes with turbulators commonly used today and thus significantly less than 1.0 mm clear height—are more likely in terms of potential blockage to be evaluated less critically. In this context, the diagonal of a channel of more than 1.5 mm × 0.7 mm enables relatively large particles to be flushed through, which very often deviate greatly from the spherical shape in engine cooling systems, in particular due to layers flaking off. In order to maximize the heat transfer or to optimize the package volume, the channels are preferably arranged in an upright position, ie the thickness of the flat tube is more than 1.5 mm plus twice the wall thickness. This statement made with regard to the potential blocking of the channels based on the clear height for dirt particles is reinforced by the fact that the design according to the invention often leads to flow velocities in the channels that are comparable or even greater than in today's cross-flow cabin heat exchangers and even more so than in the potential application of today's cross-flow cabin heat exchangers with artificially reduced flow and water-side temperature differences of more than 25K.

Dabei ist die erfindungsgemäß in Anspruch genommene Grenze von mehr als 25K Temperaturabfall zwischen Kabinenwärmetauscherein- und -austritt bei hohem bis vollem Heizbedarf in der Kabine unter dem Gesichtspunkt gewählt, eine absolut zweifelsfreie Abgrenzung gegenüber dem heutigen Stand der Technik mit Kreuzstromkabinenwärmetauschern zu gewährleisten. Die praktische Erprobung der erfindungsgemäßen Kabinenwärmetauscher zeigt, dass bei sorgfältiger Systemabstimmung noch wesentlich höhere Temperaturdifferenzen für optimale Heizwirkung bzw. minimalen Kraftstoffverbrauch vorteilhaft sind. Dies gilt für erfindungsgemäß optimierte Kreuzstromkabinenwärmetauscher in spezifischen Anwendungen und ganz besonders für erfindungsgemäß optimierte Gegenstromkabinenwärmetauscher, bei denen aktuelle Anwendungen mit Temperaturdifferenzen von mehr als 50K die beste Heizwirkung lieferten. Erst die erfindungsgemäßen Maßnahmen erlauben es, ohne unkalkulierbare Risiken in diese Regionen des Durchflusses für die in der KFZ-Serienanwendung doch sehr weit streuenden Betriebsbedingungen vorzustoßen.The limit claimed according to the invention is more than 25K in temperature drop between cabin heat exchanger input and output -Escape with high to full heating requirement in the cabin, selected from the point of view of ensuring an absolutely unequivocal differentiation from the current state of the art with cross-flow cabin heat exchangers. The practical testing of the cabin heat exchanger according to the invention shows that with careful system coordination, significantly higher temperature differences are still advantageous for optimum heating effect and minimum fuel consumption. This applies to cross-flow cabin heat exchangers optimized according to the invention in specific applications and in particular to counter-flow cabin heat exchangers optimized according to the invention, in which current applications with temperature differences of more than 50K provided the best heating effect. Only the measures according to the invention make it possible, without incalculable risks, to advance into these regions of the flow for the operating conditions, which are very widely spread in the automotive series application.

Da die Anzahl der Trennbleche nur wenig Einfluss auf den Druckverlust hat, können bei besonderem Bedarf an Strömungsgleichverteilung auch deutlich mehr als 2 Trennbleche vorgesehen werden. Im Extremfall kann sogar beim Kabinenwärmetauscher gemäß 4a-4c jeder Kanal ein Trennblech gegen Strömungsquerausgleich erhalten, da der Wasserkasten 1 die Entlüftung sicherstellt.Since the number of separating plates has little influence on the pressure loss, significantly more than 2 separating plates can be provided if there is a particular need for even flow distribution. In extreme cases, even with the cabin heat exchanger according to 4a-4c Each duct has a separating plate to counteract the cross flow compensation, since the water box 1 ensures ventilation.

Die Möglichkeiten, bei Kreuzstrombauart über unterschiedliche Basisdruckverluste in den Kühlmittelkanälen der einzelnen Stufen bei homogener Temperatur eine allmähliche Anpassung des Durchsatzes bei zunehmendem Wärmeentzug zu bewirken, wurden bereits beschrieben. Ebenso wurde bereits ausgeführt, dass eine Stufung der Basisdruckverluste bei Gegenstrombauart Vorteile liefert. Diese Druckverlustanpassung kann wahlweise über den lokalen Querschnitt bzw. die Geometrie der durch die Innenverrippung der Rohre gebildeten Kühlmittelkanäle erfolgen oder durch die Verwendung einer größeren Anzahl an Einzelrohren unterschiedlichen hydraulischen Durchmessers sowie durch die unterschiedliche Zusammenfassung der Kanäle bzw. Einzelrohre.The possibilities of bringing about a gradual adjustment of the throughput with increasing heat extraction in the cross-flow design via different base pressure losses in the coolant channels of the individual stages at a homogeneous temperature have already been described. It has also already been stated that a gradation of the base pressure losses in the counterflow design provides advantages. This pressure loss adjustment can be done either via the local cross section or the geometry of the coolant channels formed by the internal ribbing of the tubes or by using a larger number of individual tubes of different hydraulic diameters and by combining the channels or individual tubes in different ways.

Um die beschriebenen Vorteile bezüglich der Druckverluststufung in Richtung kälterer Kanäle auf der kalten Luftseite zu realisieren, erfolgt im einfachsten Fall eine Gruppierung von 1, 2, 3 etc. Kanälen. Diese Gruppierung hat den ganz besonderen Vorteil, dass der aus Verschmutzungsgründen erforderliche Mindestdurchmesser bzw. Querschnitt für alle Stufen verwendet werden kann. Damit ist sichergestellt, dass das Maximalpotenzial bezüglich Bauraumoptimierung und Innenverrippung im gesamten Kabinenwärmetauscherbereich genutzt wird. Diese Vorgehensweise ist sowohl für Kreuz- und Gegenstrombauweise vorteilhaft anwendbar.In the simplest case, 1, 2, 3, etc. ducts are grouped in order to achieve the advantages described with regard to the pressure loss gradation in the direction of colder ducts on the cold air side. This grouping has the particular advantage that the minimum diameter or cross-section required for reasons of contamination can be used for all stages. This ensures that the maximum potential in terms of installation space optimization and internal ribbing is used in the entire cabin heat exchanger area. This procedure can be used to advantage for both cross-flow and counter-flow designs.

Claims

Heating device for motor vehicles with a cabin heating circuit, in which coolant is heated at a heat source and conveyed to the cabin heat exchanger (20) by means of a pump, gives off heat at the cabin heat exchanger (20) to the air conveyed into the cabin and then flows back to the heat source and in which the Coolant in the cabin heat exchanger (20) flows through stages connected in series, each with a large number of coolant channels (7) which flow through in parallel, in which the heat output is transmitted on the coolant side and is transmitted to the air conveyed into the cabin by means of external ribbing (8), characterized in that the Cabin heat exchanger (20) has at least one separating plate (4, 5) arranged parallel to the air flow within the water tank (1, 6), which connects two stages in series by deflecting the coolant transversely to the direction of the heated air (air arrow u) in the water tank , that these are in the direction of the heated air (air arrow u). are arranged on the same level and that the water tanks of the two stages connected in series in this way, including the deflections, contain one or more separating plates (9a, 9b, 10a, 10b) running at right angles to the direction of the heated air (air arrow u), which ensure cross-mixing in the individual inner water tanks, so that the temperature stratification of the cooling water of the two stages connected in series in the direction of the heated air (air arrow u) is maintained during the deflection and/or that the channel groups are covered by one (several) over the entire width of the water tank Deflection water box (6) extending separating plate or separating plates (10b) are interconnected to form two or more cross-countercurrent stages.

heating device after claim 1 , characterized in that the cabin heat exchanger (20) is temporarily operated at coolant-side temperature differences of 25K and more.

Heating device according to one of Claims 1 - 2 , characterized in that the coolant channels (7) through which the coolant flows in parallel are formed by internally ribbed flat tubes which are largely sealed off from the water tank (1, 6) by separating plates (9a, 10a) fitted on the face side over the inner ribs and separated from the adjacent flow channel (7) through which the fluid flows in parallel to be separated.

heating device after claim 3 , characterized in that separating plates (10a, 10b, 9a, 9b) are attached both to the end face of the internally ribbed flat tubes and between the flat tubes.

Heating device according to one of Claims 1 - 4 , characterized in that the additive pressure loss of all coolant channels (7) in series, including the deflection losses in the water tanks (1, 6), is a multiple of the additive pressure loss in the first and last water tank, so that even with asymmetry in the flow path due to the water connection in the first and last water box over the entire width of the cabin heat exchanger (20) there is a largely homogeneous distribution of the coolant throughput.

Heating device according to one of Claims 1 - 5 , characterized in that artificial sources of pressure loss are inserted into the parallel coolant channels (7).

heating device after claim 6 , characterized in that such artificial pressure loss sources are used, which are primarily determined by turbulence of kinetic energy of the flow, such as turbulence behind an intermediate floor (11) with perforated diaphragms, and less by viscous dissipation in the velocity boundary layer, such as in pipe flows.

Heating device according to one of Claims 6 - 7 , characterized in that the cabin heat exchanger has artificial sources of pressure loss at the inlet or outlet of the coolant channels (7) of the first stage on the coolant side.

Heating device according to one of Claims 1 - 8th , characterized in that the cabin heat exchanger, as a natural source of pressure loss in the stage through which the coolant flows first, has flow channel geometries with an increased viscous pressure loss in comparison to subsequent stages.

Heating device according to one of Claims 1 - 9 , characterized in that the individual coolant ducts (7) in all stages have approximately the same cross-sectional geometry and that in the subsequent stages viewed in the coolant flow direction an increased number of individual ducts per duct group is used.

Heating device according to one of Claims 1 - 10 , characterized in that active or passive control elements ensure that, independently of the local coolant temperature, there is a largely similar coolant throughput in all coolant channels (7) lying in parallel.

Heating device according to one of Claims 1 - 11 , characterized in that the coolant channels (7) are installed lying horizontally.

Heating device according to one of Claims 1 - 12 , characterized in that the coolant inlet (2) is arranged at the bottom and the coolant outlet (3) at the top of the cabin heat exchanger (20).

Heating device according to one of Claims 1 - 13 , characterized in that the number of stages connected in series is at least so large that the rib density of the internally ribbed coolant tubes required to provide the heat transfer for heating the cabin with low coolant flows and a high coolant temperature drop is on at least one diagonal of the flow duct cross section of the coolant ducts (7) of more than 1.0 mm, and in particular to a preferred height of more than 1.5 mm and a width of more than 0.7 mm.

Heating device according to one of Claims 1 - 14 , characterized in that the coolant connection line to the cabin heat exchanger (20) assigned to the coolant inlet (2) and/or the coolant outlet (3) has an inner diameter of less than 11 mm.