用于汽车的大功率采暖热交换器以及具有大功率采暖热交换器的采暖－空调设备

摘要

本发明涉及一种具有用于对乘用车车厢进行空气调节的大功率采暖热交换器的采暖－空调设备，该采暖－空调设备在件数和成本上针对乘用车的大批量生产设计并优化，其中已经设计成大功率采暖热交换器的并具有焊接的传热阵列的采暖热交换器的尺寸增大到远超出目前已知的尺寸，从而汽车可产生和目前为止批量生产的、具有明显更昂贵的PTC加热器的汽车一样的加热功率。除了节省成本之外，这里与具有PTC加热器和相同加热功率的运行相比实现了0.5至1.0l/100千米数量级的燃料节省。这里使用的采暖热交换器由制冷剂侧的扁管和空气侧的散热片组成，所述散热片具有多个在空气流动的方向上依次布置的、形成湍流的切口(Louvres)，该采暖热交换器这里优选具有这样的热交换器阵列的体积V_Matrix，以及这样的空气侧的散热片的中心距t_Rippe和这样制冷剂侧的扁管的中心距t_Rohr，即，由所述量得到的由等式V_Spec＝V_Matrix/t_Rohr+(4*t_Rippe)得出的单位热交换器体积V_Spec超过0.140m

说明书

技术领域

本发明涉及一种用于利用液体冷却的驱动装置部件的废热，特别是 液体冷却的内燃机的废热对大批量生产的乘用车的车厢进行空气调节的 大功率(效能)采暖热交换器，该大功率采暖热交换器具有焊接的传热 阵列。此外，本发明还涉及一种具有这种大功率采暖热交换器的采暖-空 调设备，以及涉及一种具有这种采暖-空调设备或这种热交换器的汽车的 汽车平台。

背景技术

目前的乘用车的一个普遍的特征在于，专门为柴油机汽车在采暖-空 调设备中设置电的PTC(正温系数)加热器，用于进一步加热由采暖热 交换器加热的车厢空气。在结构相同的基础-采暖-空调设备中，在这种配 置方式下，柴油机变型包含PTC加热器，而具有汽油机的变型不包含。 为了节省用于PTC加热器的高昂的费用，对大多数汽车制造商来说，根 据汽车市场在柴油机变型中针对批量生产的加热器的装配进行区分或者 甚至只作为选装项供应这种加热器。

此外，采暖-空调设备在乘用车大批量生产应用中的最新的发展的特 征在于，使用了越来越紧凑的采暖热交换器。特别可以确认越来越多地 转向采用铝制的焊接的热交换器，在这些热交换器中，有意识地容忍了 相对于利用“插接”或其它纯机械地方式-即不使用焊接-组装的热交换 器的稍微较高的制造费用，以便节省构造空间。

本领域普遍的估计是，由于采暖热交换器通常处于热饱和，所以采 暖热交换器效率的进一步提升在加热功率方面没有带来明显的优点；以 及尤其是电的PTC加热器和传统的采暖热交换器的协同作用在柴油机汽 车中最经济地满足了加热功率的目标值，这导致了目前许多乘用车-采暖 -空调设备具有基本上相似的结构，即具有标准采暖热交换器、后置的空 气侧的PTC加热器和空气侧的供暖调节装置。特别是新的制造技术和铝 合金在这个背景下在近几年来主要用于在保持采暖热交换器的效率的同 时进一步减小用于采暖热交换器或采暖-空调设备的结构空间。

在用于乘用车的焊接的全铝制采暖热交换器中，制冷剂侧的传热管 以及空气侧的散热片的组装密度目前在许多应用中达到的水平在10年前 几乎不可想象的。在这种情况下，当前的3系的BMW的热交换器具有 在纯乘用车中目前已知最高的组装密度，即具有约为(3.9+1.3＝5.2mm)的 管中心距t_Rohr以及约为0.85mm的(平均)散热片中心距t_Rippe。 在本发明的范围内，对于t_Rohr和t_Rippe的定义，图3示出了在焊接 的热交换器中的这两个尺寸，该热交换器具有制冷剂入口1和出口2以 及制冷剂侧的扁管3和空气侧的散热片4，该扁管和散热片通过焊接形成 了传热阵列。在本发明的范围内，在空气流动的方向上，也就是说在图 3中垂直于图平面的方向，应该适用的是：在空气流动的方向上，只要 空气能够流过的各单个热交换器管组之间空的中间空间都属于阵列体 积。这里，为了简化而未示出在大功率乘用车采暖热交换器中通常必不 可少的空气侧的散热片切口(Louvres(格栅))。热交换器阵列的体积， 即空气流过的热交换器区域的体积在此约为0.98l，阵列在空气流动方向 上的结构深度约为27mm。此时水箱将高端(gehoben)的中级车(即已 经具有对供暖舒适性的略高的要求)这种典型的汽车代表的采暖热交换 器的结构深度最终提高到32mm。

在相同的汽车等级中，其它主要制造商的采暖热交换器在扁管和散 热片的组装密度略小的同时具有仅仅略大的采暖热交换器的阵列体积， 但这里倾向于更高的阵列的组装密度或较小的结构体积的趋势仍很明 显。直到10年前在Golf级以及在高端的中级中对于焊接的采暖热交换 器约1.2至1.5l阵列体积的结构体积仍然是非常常见的，而当前在新的 汽车应用中，相应的值通常是约0.7至1.1l。特别是对于最新的汽车应用， 具有大于7mm的扁管中心距的、较不紧凑的焊接的采暖热交换器仅在特 殊情况下才能见到。对于这种情况，稍后还要进一步讨论的图4中的表 格示出了关于当前在大批量生产中优选使用的常见的乘用车采暖热交换 器的尺寸的概况，其中那里额外示出的Honda Odyssee已经归属到厢式 货车(Vans)的部分。

所有已知的采暖-空调设备的共同点在于：和在“插接”式采暖热交换 器中一样，与焊接采暖热交换器相结合的PTC加热器也导致了巨大的附 加费用：一方面在具有柴油发动机的汽车中用于PTC加热器组件的安装， 而另一方面，在具有汽油机的汽车中，也就是说目前通常没有PTC加热 器的汽车中，这里形成与PTC有关的附加费用，例如为了在结构相同的 基础-采暖-空调设备中设置用于柴油机变型的电(el.)加热装器的结构空 间和边界条件。此外，在所有PTC加热器运行的工作状态下都会出现显 著的额外燃油消耗。此外，目前批量生产的轿车中应用的加热方案相对 于PTC加热器的特征在于更高的额外燃油消耗和/或更高的附加费用。

发明内容

与此相对，本发明的目的在于，提供一种大功率热交换器和用于乘 用车大批量产品的具有这种热交换器的采暖-空调设备，该采暖-空调设备 作为目前的热交换器或采暖-空调设备-标准的备选方案在柴油机乘用车 中不仅提供加热功率目标值，而且与此同时实现了制造总成本和燃油消 耗的减小。此外，应该提供相应的在可在大批量生产中制造的汽车平台 应用。

根据各独立权利要求的大功率热交换器和采暖-空调设备以及汽车 平台应用实现所述目的。

利用根据权利要求1的大功率热交换器，与合适的汽车集成相结合， 可以在舍弃用于柴油机轿车的PTC加热器的情况下构造高效且价廉的汽 车供暖装置，该汽车供暖装置基于在市场上可获得的制造技术的广泛使 用和用于具有传热阵列的大功率采暖热交换器的半成品，也就是说基于 制冷剂侧的扁管和在具有多个在空气流动方向上依次布置的形成湍流的 切口(格栅(Louvres))的空气侧散热片。根据本发明的热交换器或采 暖-空调设备因此优选配设给柴油机汽车或装入在这种柴油机汽车中，这 种柴油机汽车优选不具有相对于热交换器在空气侧的PTC加热器或根本 不具有PTC加热器或其它附加加热器。单位热交换器体积V_Spec优选 超过0.150或0.160m²的下限值，特别优选超过0.170或0.180m²或0.20 或0.25m²的下限值。根据本发明的热交换器的V_Spec在此可以小于/等 于0.60至0.70m²，例如小于/等于0.50至0.40m²，或小于0.25至0.30m²， 但不限于此。

空气侧的流动通道在此优选由制冷剂侧的热交换器通道背离制冷剂 的表面以及焊接其上的空气侧的金属散热片组成，所述金属散热片具有 空气侧的垂直于空气流的传热片的多个形成湍流的切口。

独立于根据权利要求1的热交换器或与之结合地，所述目的通过根 据权利要求21的采暖-空调设备来实现，该采暖-空调设备具有前部的空 气流出件，该空气流出件将借助于空调设备加热的空气输送到汽车的车 厢的脚部空间，且该采暖-空调设备具有一热交换器，该热交换器设计成， 在对供暖特别重要的具有-20℃的空气进入温度(T_{LUFT，HWT-Eintritt})、50℃ 的制冷剂进入温度(T_{kühlmittel，HWT-Eintritt})、5kg/min的供暖空气质量流量 和5l/min冷却剂流量的工作点，在使空气质量流量的并因此使加热功率 汇集到脚部流出件的同时，使所述热交换器在前部的脚部流出件上实现 高的平均空气流出温度，以至于由等式得到的总热量利用率Phi在没有空气侧的加热器的情况下超过 85％、90％或95％。这可以通过选择合适的单位热交换器体积V-Spec 来实现，其中空调设备的温度调节活门可设计为具有足够的密封性，以 便避免泄漏部位并使供暖设备侧的损失最小化。在此，空调设备的热交 换器优选地具有焊接的传热阵列，供暖空气可以环绕流过该传热阵列， 且该传热阵列具有制冷剂侧的扁管和空气侧的、具有多个在空气流动方 向上前后顺序的产生湍流的切口的散热片或由它们组成。传热阵列可以 这样形成，即单位热交换器体积V_Spec(由等式V_Spec＝V_Matrix/ (t_Rohr+(4＊t_Rippe))得到)超过0.140m²的下限值。该采暖-空调设 备尤其可以在每年具有多于5万辆汽车的汽车平台中用于汽车自重在 2000kg以下的乘用车的车厢的空气调节，其中空气调节可借助于液体冷 却的驱动装置和/或其组件的废热或冷却和/或加热循环的其它热源进行。

可选地，在一个特别优选的改进方案中，对该系统进行这样的修改， 即在上面描述的-20℃的空气进入温度和+50℃的制冷剂进入温度的特征 性工作温度下，在包括空载运行的所有行驶速度下根据MVEGA的行驶 速度分布中，在没有空气侧的加热器的情况下，使根据上述定义的总热 量利用率Phi保持高于80％。

考虑到供暖设备中的热量损失，在乘用车常用的供暖设备中，这些 规定值是以根据本发明的、特别高效的、具有加大的结构空间的采暖热 交换器为前提的。在针对制冷剂线路布置和流量对冷却循环相应的匹配 调整中，可以在满足这些特征点(Eckpunkt)的情况下，省去目前可以 出现在非常多的柴油机汽车中的PTC加热器，这不仅节约了制造成本， 而且相对于以PTC加热器的运行达到0.5至1.0l/100km的燃油节省和相 同加热功率。

在此，不仅当只独立考虑一种汽车平台的柴油机汽车本身时，而且 当汽油机汽车和柴油机汽车包括相同的供暖设备且当考虑在汽车平台中 的总成本时，根据本发明的采暖-空调设备总体上是成本经济的。在汽车 平台内部的通用件策略的背景下以及有时甚至是超过平台界限时，这都 是特别有利的。所有目前市场上已知的其它用于省去PTC加热器的技术 在这里在价格方面就已经是不具有竞争力的，在燃油消耗方面更是如此。 尽管对整个平台来说有总体成本优势，对于用于汽油机和柴油机汽车的 相同的采暖-空调设备，对具有汽油机的车辆来说“同等级最优”的加热功 率是受欢迎的附加优点。

因此，一个非常广泛地存在的问题第一次出人意料地通过本发明得 以解决。因此，在这样的背景下，即普遍的趋势为倾向较小的采暖-空调 设备和用于采暖热交换器的较小的结构空间，以及趋向于使用具有越来 越少的用于供暖目的废热的发动机，最初显得不那么合理的是：放弃用 于在满足供暖要求方面被视作特别经济的PTC加热器的结构空间，以及 在充分利用PTC结构空间和充分利用结构空间效率而也充分利用用于焊 接的采暖热交换器的最新制造技术的额外费用的情况下，使用可能超尺 寸的采暖热交换器。在此，特别是放弃PTC结构空间首先似乎是一个大 错误。然而，与普遍的专家意见相反，将批量生产的汽车到根据本发明 的热交换器和根据本发明的采暖-空调设备的改装显示：在通过采暖热交 换器和发动机冷却系统中其余的热源和冷却源对制冷剂循环和局部的流 量进行适当的匹配调整时，根据本发明的采暖-空调设备能够非常好地提 供和目前的具有昂贵的PTC加热器的批量生产的汽车一样的加热功率 (效能)。在此，在空调风洞和路上的测量不仅证明了具有足够的车厢加 热功率，而且证明了在降低采暖-空调设备的成本的同时实现了目前为止 被认为不可能的节省燃油消耗。

在此，对用于实现根据本发明的采暖-空调设备的步骤来说，一方面 重要的是这样的认识，即出人意料地真正实现了放弃PTC加热器，由此 才可能在现有的车辆方案设计中为可能过大的采暖热交换器赢得结构空 间，根据本发明，该空间可以用于使采暖热交换器更为有效。在空气流 动方向上较大的结构深度在此可选地实现了制冷剂侧的压力损失的一定 程度的减小以及与此相关联的较高的制冷剂流量，然而优选地，在大多 数应用中实现了用于特别均匀地向热交换器加载制冷剂的、使流动均匀 的辅助措施，和/或实现了在热交换器管中流动速度的提高，以改进制冷 剂侧的热量传递，和/或在需要时实现了向特别高效的交叉逆流构造方式 的过渡。在此，对于很多的应用最有效的是，以比对应于目前批量生产 标准的情况少的通过采暖热交换器的制冷剂流量工作。在这种情况下， 特别应指出普遍证明的加热效率优点，即制冷剂在采暖热交换器上和必 要时也在发动机上的热传播通过减小经过发动机和/或采暖热交换器的 制冷剂流量且在采暖热交换器的效率没有大损失的情况下被提高。

具有大功率热交换器的根据本发明的采暖-空调设备由于其高效率， 但是在需要时也通过限制制冷剂流量的措施进一步降低供暖回流温度而 最终导致了制冷剂、发动机部件和通常还有机油-平均在整个系统上-与在 具有PTC加热器的传统供暖器中以及对车厢空气相同的热释放的情况 下，被不是那么强烈地加热。由于较小的表面热损失和较少的用于加热 热活性质量的能量，根据本发明的采暖-空调设备可以具有强烈改善的加 热效果。

在此，根据本发明的热交换器和具有放大的采暖热交换器结构体积 的采暖-空调设备的一个显著的优点在于，即使在串联两个或多个交叉逆 流级的情况下，利用传统发动机制冷剂泵的压力供应也能满足要求。这 特别适用于这样的应用，即在这样的应用中，发动机要在没有冷却器旁 路，也就是说，例如没有图7a中的支路6b的情况下工作，或者在这样 的应用中，例如在加热要求高时，冷却器旁路借助于专用冷却器恒温器 6fzs替代传统的恒温器6fz或借助于辅助阀6bv保持关闭。在系统的一个 特别经济的简化方案中，根据图7b取消了外部的流量控制机构2以及机 油冷却器恒温器6dv，并使用专用恒温器6fzs代替旁通阀6bv，其中专 用恒温器设计为双重起效的恒温器且具有旁路挡板(Bypassteller)，该旁 路挡板具有这样加长的弹簧行程，即该弹簧行程在冷却器支路关闭时弹 簧加载地关闭旁通支路6b。在发动机转数高时，发动机制冷剂泵7的吸 力打开旁通支路6b并确保足够的发动机冷却。在这种设计方案中，采暖 热交换器设计和制冷剂管道布置与专用恒温器6fzs中旁路弹簧挡板的开 启特性一起限定通过采暖热交换器的制冷剂流量。如已经在图7a中所示 的那样，图7b中恒温器阀6tv也确保了：在制冷剂温度过高时，即使在 采暖热交换器的放热强烈时，冷却器恒温器6fzs可靠地常开。在冷却器 支路6a完全打开时，专用恒温器6fzs的旁路挡板和在传统的恒温器中一 样关闭旁通支路6b。此外，在图7a，b中示意性示出的用于带有根据本 发明的热交换器的发动机1的发动机和汽车冷却系统具有制冷剂泵7、汽 车冷却器8、稳压箱9和发动机控制设备16，这些部件通过所示的线路 互相连接。此外，还设有发动机温度传感器15、具有恒温器6dv的发动 机冷却器30和具有恒温器6ev的变速器机油冷却器40。根据本发明的采 暖-空调设备45在配设给热交换器4m的空气入口21和空气出口20之间 具有蒸发器51和温度混合活门5，它们连接在热交换器的上游，其中可 以通过旁路22绕开热交换器4m，以进行混合温度调节。

在发动机转速低时，以及在制冷剂温度低于专用恒温器6fzs和辅助 恒温器阀6tv的恒温器开启温度时，即在支路4b，6a和6b关闭时，这 种做法提供了一定的压力储备，从而在常见的800至1000转/分的空载 运行中或在接近空载运行的转速范围(例如在高于空载运行转速10％或 15％至20％或25％至50％的转速下)内，即使在采暖热交换器的压力损 失略高时，采暖制冷剂流量基本没有减小或没有过分减小。这显著扩展 了用于采暖热交换器上的、提高热传导的结构措施的设计空间，同时也 显著扩展了用于既在采暖热交换器上也在发动机上提高热传播(包括的 有效的利用机油冷却器以产生加热热量)的设计空间。这种属于这种具 有专用恒温器6fzs的特别有效且非常价廉的整体系统的物理的相互作用 已经在本发明人的在先的专利申请中进行了详细的描述。那里还可以找 到具有不同的设计重点的另外的管道布置例子。

根据本发明，焊接的大功率热交换器具有尽可能小的散热片中心距 和/或管中心距。可选地或附加地，热交换器具有尽可能小的扁管制冷剂 通道的通道高度和/或壁厚。在此，优选可以将采暖热交换器可以设计得 尽可能大且在必要时甚至可以使用可能不可放弃的PTC结构空间，其中 需要时也可以不设置备选的加热可能性。

根据本发明的热交换器或包括该热交换器的采暖-空调设备已经证 明了在自重在2000kg以下的乘用车中大批量应用时是非常高效的。在 此，大批量理解为年生产量为每年多于50000辆车辆，这些车辆都包括 同样的供暖设备或同样的热交换器。在真正的体积部分(大批量生产) 中，特别是在焊接的铝制采暖热交换器中，本发明的优点才会特别起作 用。

与现有技术相反，根据本发明的做法的目的在于：一方面使用尽可 能结构空间有效的焊接的采暖热交换器，另一方面选择明显大于在向焊 接的铝制采暖热交换器过渡中目前为止采用的体积的采暖热交换器体 积。与目前所有制造商的做法-即，使用尽可能小体积和特别廉价的采 暖热交换器并因此节省采暖热交换器的成本-相反，本发明有意识地采 取了一条相反的途径，其中，与如多年在VW Golf 2和3中常见的低效 的插接式热交换器相反，采用根据本发明的高效的焊接的特别是铝制的 热交换器。

作为目前具有焊接的热交换器的典型代表的汽车的比较基础，在此 在图4中示出了具有用于分级的几个典型特征的表格。在此，体积最大 的焊接的热交换器具有约1.5l或1.6l的阵列体积，当然制冷剂侧的扁管 具有较大的约为9或10.5mm的网眼间距。特殊地，在较新的具有特别 小的管中心距t_Rohr和散热片中心距t_Rippe的采暖热交换器设计中， 在Golf级中的阵列体积当前部分地下降到约0.7l的值。而即使在较大的 汽车中，如BMW的3系和5系或Mercedes的E级中，考虑到在管和 散热片的精细化方面的制造技术进步，采暖热交换器阵列在此仅仍具有 约1l体积。在空气侧的散热片的小中心距t_Rippe的同时，较小的管中 心距t_Rohr的可实施性是实现在乘用车批量应用中热交换器阵列体积 的减小并在实践中应用的决定性原因。

构成“单位热交换器体积”的、由等式V_Spec＝V_Matrix/(t_Rohr+ (4＊t_Rippe))得到的特征量V_Spec反映了这个事实。其中还间接地包含 了这样的事实，即目前在技术上和经济上都能够使用非常薄壁的材料用 于散热片和管并且也可以实现制冷剂侧非常小的通道高度。

对图4中典型焊接的轿车采暖热交换器的观察得出，由等式V_Spec ＝V_Matrix/(t_Rohr+(4＊t_Rippe))得到的单位热交换器体积V_Spec 在典型的乘用车大批量应用中不超过上限值0.118m²，并且即使对于本发 明人所知的、在厢式货车中的热交换器上的最大值，该值也不超过 0.122m²。除了Ford Focus外(在这里由于基本上放弃了发动机侧的冷却 器旁路6b，对这个车型的一些发动机来说，发动机特有的重要特性是采 暖热交换器大小的决定性的推动者)，如果观察其余的Golf级的汽车， 则对于单位热交换器体积V_Spec实际的大批量值更多地在0.07至 0.08m²的数量级。在略大和较昂贵的汽车中，且特别也在具有提高的舒 适性要求时，例如Audi的A4，BMW的3系和5系以及Mercedes的E 级中，特征量V_Spec稍高，约为1l，但明显低于Ford Focus。

在保留空气侧的散热片和制冷剂扁管时，根据本发明的做法通常转 向这样的采暖热交换器，其采暖热交换器阵列体积是相应的当前批量应 用中的采暖热交换器阵列体积的1.5到2.5倍。在这种情况下，图5和图 6再次示出，特别是在图4中的批量采暖热交换器方面如何来对从纯观察 根据图5的热交换器阵列体积V_Matrix向专门观察具有特征量V_Spec 的热交换器阵列的过渡进行分类。

从属权利要求给出有利的改进方案。

根据本发明的热交换器的阵列体积V_Matrix可以≥1至1.25l或≥1.3 至1.4l，例如≥1.5至1.75l或≥1.8至2.0l，特别地，也可以≥2.25至2.5l。 阵列体积V_Matrix可以≤4至5l或≤3至3.5l，例如≤3.25至3.0l或也可 以≤2.5至2.75l，但不限于此。采暖热交换器阵列的体积优选在1.4l和2.5l 之间。

空气侧的热交换器散热片的中心距t_Rippe可以≤2.5至3mm或≤1.5 至2mm，特别地≤1.1至1.25mm，优选地≤0.9至1mm，特别优选地≤0.7 至0.8mm。空气侧的热交换器散热片的中心距t_Rippe可以≥0.2至 0.25mm，≥0.3至0.4mm或≥0.5至0.6mm，但不限于此。在此，中心距 是指散热片在其中心的高度上，即也就是说相对的管之间的中心处的距 离。因此，中心距也对应于设有散热片的管段的长度除以设置在该段中 的散热片的数量。如果散热片间距变化，例如当设置具有设置了不同的 散热片中心距的不同的管或管部段时，这种变化会涉及平均的散热片中 心距。

为此，可参考图3和上述说明。

管中心距t_Rohr可以≤15至17.5mm，特别地≤12至13mm或也可 以≤11mm或≤7至0mm。管中心距t_Rohr可以≥2至3mm，或≥4至5mm， 例如≥5至6mm或≥7至8mm，但不限于此。在此，中心距是管中心的间 距。如果管中心距变化，例如设置了具有不同的管中心距的区域时，这 种变化会涉及平均的管中心距。

制冷机侧的扁管类型的流动通道的通道高度可以≤2至2.75mm或≤2 至2.25mm，特别地≤1.75至1.8mm或也可以≤1.5至1.25mm或≤1mm。 通道高度可以≥0.3至0.5mm或≥0.6至0.75mm，例如≥0.8至0.90mm， 但不限于此。在此，通道高度是与通道宽度相比具有较小的尺寸的管道 横截面的尺寸。

被平行流动通过的制冷剂侧的流动通道的(必要时平均的)管中心 距t Rohr特别是可以小于7mm和/或被并行(平行)流动通过的空气侧 的传热片的(必要时平均的)中心距可以小于1mm。制冷剂侧的流动通 道作为扁管类型的通道也可以设计为具有小于1mm的通道高度和/或被 并行流动通过的制冷剂侧的流动通道的(必要时平均的)管中心距t_Rohr 可以小于7mm。制冷剂侧的流动通道作为扁管类型的通道也可以设计为 具有小于1mm的通道高度和/或被并行流动通过的空气侧的传热片的(必 要时平均的)中心距可以小于1mm。管中心距、散热片中心距和通道高 度也可以如这里所述相互组合地设计。

具体实施方式

图1在系统边界52a内部示出典型的加热设备45，如目前在大批量 乘用车中使用的加热设备，其中具有根据本发明的改进。在该实施例中， 风扇50通过入口5fe吸入新鲜空气，且通过空调设备的汽化器51，且在 加热工作中在热量不足时，也就是说，在温度混合活门5b/5c置于最大 的供暖时，除了一定的泄漏量，至少基本上完全把所述新鲜空气输送通 过根据本发明的采暖热交换器4m。同时，采暖热交换器4m占用标号为 (4)和(90)的目前为止批量采暖热交换器(4)和批量PTC(90)的 体积。在图2中示出相应的目前为止的批量应用的所属的安装状态，其 中具有采暖热交换器4和电PTC加热器90。在调整至最大的加热效率时， 通常引入乘员厢的空气的绝大部分通过脚部空间流出件5ff引导。根据汽 车等级和对气候舒适度的要求的不同，一些汽车仅在前排座位的区域中 具有脚部空间流出件，或在舒适度要求更高时后排座位处也具有。

除了通过脚部空间排出件的排出外，还通过调节活门，例如用于前 窗玻璃的5fd和/或作为所谓的仪表盘出风口的5fm 可以根据需求调节空气分布。此外，通常持续把车厢空气的一部分导向 车窗玻璃，以避免车窗玻璃表面凝水。在供暖装置部分负荷时，温度混 合活门5b/5c承担对供暖装置的节流，必要时与风扇效率的降低相协调。 在此，通过隔板5e提供用于混合活门5b的止挡5e，其中5a表示流入热 交换器的冷空气，5f表示经调温的车厢供风(来自流动线路5b和5c的 混合温度)，5d表示加热空气线路(来自热交换器的未经混合的空气)， 以及5g表示温度调节活门。

对于根据本发明的做法重要的是，如图1所示，使用比目前为止常 见的情况效率明显更高且也体积更大的热交换器4m，且特别地，在流动 方向上在采暖热交换器后面不再能为PTC加热器提供或预留结构空间。

因此根据本发明，热交换器结构体积可以增加至少PTC加热器的结 构体积，必要时也包括采暖热交换器和PTC加热器之间的安装中间间隙。 特别有利的是，采暖-空调设备装备有优选由铝、铜或黄铜制成的焊接的 大功率采暖热交换器，其特征在于，该采暖热交换器由至少一级，但优 选为两级或多级构成，其组成部分为：

●按交叉流动结构方式(如在乘用车中常见的那样)的焊接的热交 换器-散热片-管-阵列，具有

●用于液体的制冷剂的扁管式的热交换器通道，以及具有

●空气侧的流动通道，由制冷机侧的热交换器通道的背离制冷剂的 表面和焊接在其上的空气侧的金属散热片组成，其具有

●横向于空气流动方向的空气侧的传热片的多个产生湍流的切口 (Louvres)。

这种类型的大功率热交换器优选地具有被并行地流动通过的空气侧 的传热片的、小于1.3mm或小于1.15至1.0mm的(平均的)中心距 t_Rippe和/或被并行地流动通过的制冷剂侧的流动通道的(平均的)中 心距t_Rohr为小于7mm。此外有利的是，作为扁管类型的管道的制冷 剂一侧的流动管道设计为具有小于1mm的管道高度，其中该高度表示管 道横截面的较小的尺寸。

如果由现有的制造设备的边界条件得出不允许使用制冷剂侧的非常 薄壁的流动通道的限制，则利用总加热潜能上的一定的限制，可以使用 具有(平均的)中心距小于0.8mm的空气侧的传热片的阵列。在此，并 行地被流动通过的制冷剂侧的流动管道的(平均的)中心距优选为9至 11mm。此时，在这种类型的采暖热交换器中，制冷剂侧的流动通道优选 地设计为具有1至2mm通道高度的扁管式的通道。在此，阵列体积可以 为至少1.7l或优选为甚至2l或更大。为了在这种构型中把空气侧的压力 损失保持在一定范围内，较大的管中心距和较大的阵列体积在此是有利 的。此外，较大的阵列体积V_Matrix和特别小的散热片间距t_Rippe补 偿了在制冷剂一侧的传热中一定的不足。

具有大功率热交换器阵列的热交换器原理上例如在当前的BMW的 3系中已知(其它的例子参见图4)。然而，新颖的是，使用本身已知的 具有远超出目前已知尺寸的扩大的结构体积的大功率热交换器阵列，虽 然使用者目前为止始终认为，批量采暖热交换器已经基本上在热饱和中 运行，且因此体积扩大没有意义而且由于必要的PTC结构空间也是不可 实现的。如上所述，这种结构体积的明显加大在实践中也仅表现在这种 认识中，即利用根据本发明的做法可以确实取消PTC加热器。因此出人 意料的是，在根据本发明的采暖-空调设备中，PTC加热器是可省去的。 同时，本发明的另外的重要选择是，必要时也要接受采暖热交换器上空 气侧压力损失的显著增加。在最简单的情况下，根据本发明，保留批量 采暖热交换器的已经高度紧凑的热交换器阵列，且在空气流动方向上把 热交换器的深度设计为按1.5至2.5倍的系数加深或更多，也就是说，按 1.5至2.5倍的系数或更多提高阵列体积。尽管取消了PTC加热器，因此 在采暖热交换器上空气侧的压力损失也几乎按所述系数增加。但是，如 实际的实验显示的那样，与最初预期的空气流量方面的问题相反，这在 很多情况下完全是可以设想的。在汽车的最新发展中，当然在一些情况 下也可以把阵列的宽度或高度用于扩大根据本发明的阵列体积。

根据本发明，在空气流动方向上阵列结构深度的增加在一第三步骤 中也开启了较宽的范围，以便使制冷机侧的压力损失或采暖热交换器的 制冷剂流量最优地与相应的应用场合相匹配。根据相应的汽车平台的发 动机型谱，这原则上特别对用于通过热交换器宽度使制冷机侧的热交换 器管道流量均匀化的措施的实施是有利的，以及对于向特别有效的具有 两级或多级的交叉逆流构造方式的过渡是有利的。

一种用于相对于现有技术限定根据本发明的具有大功率采暖热交换 器的加热设备的特别有效的设计方案的可很好测量的方法是所谓的 Q100值，对于制冷剂进入温度和空气进入温度之间的温度差为100K的 通流，该值描述了采暖热交换器的功率输出。当前，好的乘用车采暖热 交换器在6kg/min的空气质量流和10l/min的制冷剂质量流下对于50/50 体积百分比的水/乙二醇，具有约为8.0至9.0kW的Q100值。如果一直 到高端的中级车(具有约0.72至1.1l的热交换器阵列体积)考察市场上 具有单位阵列体积最高功率的乘用车热交换器，结合上述8.0至9.0kW 的Q100值，得出具有约为11至12.5kW/l热交换器阵列的、目前大功率 乘用车采暖热交换器的最大的体积相关的功率。在这个背景下，例如， 根据本发明将热交换器阵列的体积从例如1.0l扩大到超出1.4l意味着有 意识地将单位功率下降到一个明显低于7.1kW/l(＝10.0kW/1.4l)的值， 例如下降到≤6.7至6.85kW/l，≤6.5至6kW/l或也≤4.5至5kW/l。同时， 单位功率可以≥2至2.5kW/l或≥2.75至3kW/l，例如≥3.5至3.75kW/l或 ≥4kW/l。

根据本发明特别优选的两个或多个大功率交叉流动采暖热交换器在 交叉逆流中的串联在此意味着，尽管是交叉逆流运行，但是如上所述， 有意识地通过串联把分别具有体积相关的大于8至9kW/l或大于10至 11kW/l的单体功率的单个交叉流动采暖热交换器降到低于7.1kW/l。在 实践中，单位功率的下降甚至还略为强烈，其中，由于在一些应用中对 于空气侧的散热片间距必须做出一定的妥协，以便把根据本发明的采暖 热交换器的空气侧的压力损失保持在一定范围内。

即使根据本发明的做法首先是为了完全取消PTC加热器，原则上当 然也可以设想这样的做法，即与电的PTC加热器相结合设置单位阵列体 积V spec的根据本发明的加大。在这种情况下，重要的当然是预留相应 较大的结构空间，其中这大概可能只有在特殊情况下才是在实践中可实 现的。此时，最初的目的设置相反变为把PTC工作限定在尽可能小的电 功率或接通时间以及由此尽可能少的由PTC引起的燃油额外消耗，和/ 或把安装PTC限定在寒冷地域和/或节省由PTC引起的、用于较大的发 电机等的附加费用。

然而，如果PTC在汽车产品系列的所有应用中完全消失，从而根据 本发明的采暖-空调设备完全不需要为空气侧的PTC加热器或其它辅助 加热装置在采暖-空调设备中设置准备措施，特别是预留的结构空间或固 定装置或电的接头，则根据本发明的做法才能发挥最大的用处。

当大功率热交换器由至少两个，但优选3或4个交叉流动热交换器 按交叉逆流中组成时，根据本发明的加热设备是特别有效的。这里特别 有利的是，制冷剂在从一个热交换器级向下一级过渡之前或之中通过横 截面变窄部充分混合并由此也稍微被节流。在制冷剂非常冷及空气加载 不均匀时，这种措施对采暖热交换器的启动起特别积极的作用，因为通 过这种方法，每个单个级都在水箱宽度上具有均匀的制冷剂进入温度。 通过这种措施在交叉逆流工作中制冷剂温度的不均匀性从一级到另一级 的增强不是很强，因为较少地导致了制冷剂流向具有较高的制冷剂温度 或较低的制冷剂粘度的通道的偏移。这种措施的节流效果在许多情况下 是期望的副作用，因为它提高了在采暖热交换器上和必要时也在发动机 上的制冷剂温度传播，并因此在采暖热交换器具有足够的尺寸时改善了 供暖。

这种混合特别有效且简单地这样来实现，即一第一水箱的全部制冷 剂体积通过一共同的孔或共同的连接管道被引导至下一级的下游的水 箱。图8示出在交叉逆流中相对应地构成的采暖热交换器。在此，制冷 剂入流通过入口204进行，第一交叉流动级通过扁管列206形成，具有 在水箱211中的向第二交叉流动级207常规的第一转向部。从第二向第 三交叉流动级208的过渡通过外部的连接管道202/200进行，在连接管 道202/200中强制地进行混合并因此在第三级之前进行制冷剂的热的均 匀化，这可以独立于实施例一般性地在第三或最后一级之前进行。必要 时该混合位置也可以集成在水箱中，例如通过一个或多个节流板或流过 渡件，这可以独立于该实施例普遍地适用。特别有利的是，在第三级之 前或一般性地在最后一级之前基本上实现制冷剂的温度均匀化。根据安 装位置和通风要求的不同，必要时在至少一个、多个或所有的水箱分隔 板中的，例如在水箱分隔板212和/或203/201中的附加的通风孔确保了 可靠的工作。附图中的箭头209a、210a指示冷却空气的流入方向和流出 方向。图9示出了完全类似的做法，其中，管道202c将第一交叉流动级 206的制冷剂输送至第二或最后的交叉流动级的两个平行的管列207和 208中，由此图9中该管道202c承担混合的任务，这可以独立于该实施 例普遍地适用。

根据图8或图9的采暖热交换器的安装优选地平放地进行(也就是 说，具有平放在安装位置的热交换器管)，这可以独立于该实施例普遍地 适用，其中制冷剂流入口204位于下部。与此无关地，安装可以普遍地 利用竖放的热交换器管进行(竖放的热交换器管206，207和208)。

这里所示构造方式的一个非常明显的优点是，即通过平放或可选的 竖放的安装可以使采暖热交换器的传热管平行于相应车辆的行进方向布 置，因为由此在特别重要地调节到最大供暖时在脚部空间位置中实现较 均匀的制冷剂通流。在所述优选的安装位置中，出口水箱或制冷剂出口 221在传热管206，207，208竖放时相对于所述安装位置在上面。

一种类似的做法提供了比唯一一个溢流管道202略小的压力损失， 在该做法中，这样来进行混合，即第一水箱的制冷剂体积通过正好两个 孔或正好两个连接管道引导至下一级的下游水箱，以及水箱中的分隔板 分开两个流动线路。

为了减少制冷剂侧的压力损失，在图8中只在向最后一级并因此是 制冷剂侧最冷的一级的过渡中进行混合，这可以独立于该实施例普遍地 适用。因为最后的、即最冷的级对在各单个平行的制冷剂通道的入口处 的温度不均匀性反应最灵敏，所以在此，根据本发明的混合特别有效且 通过特别均匀的空气出口温度对于在空气侧进一步位于下游的级是有利 的。

根据本发明的加热设备在几乎所有的应用中都提供改善的加热效 率。然而，根据发动机的不同，必要时也可以利用附加的冷却系统方面 的措施，以便在所有工作状态下实现和在目前的PTC加热器中相同的加 热功率。因此，特别有利的是，如此设计冷却-和加热系统，即用于内燃 机冷却的主制冷剂流在具有小的向制冷剂中输出的少于5kW(如果可能 也小于10kW或小于20kW)的废热的第一工作模式中主要流过采暖热 交换器，并在相反具有较高废热和/或高于汽车冷却器支路的在汽车中最 早可调的或恒温预调的开启温度的10K(如果可能为15K或20K)的制 冷剂温度的第二工作模式中也流过汽车冷却器和/或冷却器旁路；并且， 在第二工作模式中在内燃机的接近空载运行的转速范围内，即使对于高 的、可达到最大的车厢供暖需求，少于2.5至2.25l/min的制冷剂，例如 少于2.0至1.8l/min的制冷剂流过采暖热交换器。接近空载运行的转速可 以例如在常见的800到1000转每分的空载运行转速以上最高10％或最高 15至20％或最高25至50％。在第二工作模式中的废热可以为第一工作 方式的废热≥25至50％或≥100至150％或≥200％。这样设计的冷却系统 再次与当前的具有内燃机的汽车的设计准则矛盾，因为破坏了在传统的 采暖热交换器中以及在采暖制冷剂流量小于2至3l/min时的热交换器有 效性并且其经常具有完全不确定的特性。然而，在根据本发明的采暖-空 调设备中，考虑到采暖热交换器的功率储备，这是允许的。这样设计的 系统提供了在第二工作模式中足够的加热效率，因为恒温器只有从一相 对高的温度开始才开启。在第一工作模式中，特别在空载运行中显示出 较高的温度传播，该温度传播使得可以把发动机或机油暂时地用作附加 的热源，以便略微提高发动机出口处的制冷剂温度以及以便在这种对加 热效率特别关键的工作状态下使表面热损失最小化。

根据本发明的构造的目的特别在于：采暖热交换器在宽的发动机的 工作范围内以及在流过采暖热交换器的制冷剂通流的宽的工作范围内在 接近热力学最大可能的效率下工作，通过阻止表面热损失和节约用于加 热与制冷剂和机油接触的构件的热功率仍然提供足够的加热功率，以及 通过省去用于PTC加热器的电功率而节约燃油。为了最大化采暖热交换 器和加热设备中的热量利用率，这里特别有利的是，也使加热设备侧的 损失最小化，这种损失由此产生，即在空气侧的温度调节时，一定比例 的车厢空气没有流过热交换器阵列而是流过加热设备的关闭的温度调节 活门的泄漏位置。在这种背景下，非常有利的是，特别是对于采暖-空调 设备具有空气侧的温度调节装置的情况，借助于各单个调节活门上高效 的密封面和/或通过其伺服电机提供的特别高的压紧力或温度调节装置 的其它合适的构型确保了，在完全启动的供暖时，高于95％的输送至车 厢中空气都通过采暖热交换器阵列。在此，使泄漏空气最小化确保了， 根据本发明的采暖热交换器的优点不会受到不必要的限制。

具有根据本发明的采暖-空调设备设计的汽车在发动机冷却循环的 正确设计时，可以提供与当今具有昂贵的和燃油消耗高的PTC加热器的 汽车一样的加热效率。在冬季的供暖试验的典型的边界条件下，例如， 根据VDA准则，即使在发动机制冷剂保持比在目前的PTC工作的情况 温度还低使，也实现了令人满意的加热效率。根据本发明的整个系统的 特别有利的协调在许多应用情况下可以通过如下事实看出来，即采暖-空 调设备在具有柴油机的乘用车中不具有PTC加热器或其它空气侧的加热 器，以及在根据VDA准则的典型的冬季试验-恒速行驶中，其中有

●50km/h，在由自动换挡自动地调整的行驶阶段中或在手动换挡时 在可无急冲行驶的最大档位中以及在

●-20℃的环境温度下，以及还有

●供暖调节至根据汽车使用说明的最大供暖，在最初30分钟内， 在采暖热交换器入口上不超过50℃的制冷剂温度。

此外，在许多情况下，这样的协调也是有利的，在该协调中在最初 30分钟里在采暖热交换器出口上不超过40℃的制冷剂温度，从而通过在 采暖热交换器上的热传播实现额外地节省热量。

在采暖热交换器上的高的热量输出和与在采暖热交换器上到较高的 热传播的协调在空载运行时甚至特别导致了，在紧接着供暖试验(在根 据上述实施例中的-20℃时且在50km/h时)的最初30分钟之后，在发动 机运转而汽车静止的另外15分钟的空载运行阶段之后，例如采暖热交换 器出口上的制冷剂温度降到25℃之下，且仍提供了接近与目前的汽车在 PTC打开时相同的加热功率。

具有显著增大的热交换器体积的根据本发明的做法特别是使得可以 采用具有多个在交叉逆流中串联的交叉流动热交换器以及尽管如此仍然 具很小的热交换器扁管的通道高度的采暖热交换器。在环境温度低时， 由于串联连接和小的通道高度，有时会表现出在热启动中一定的延迟， 也就是说，直到整个加热循环被部分加热的制冷剂填满。为了加速该热 启动，特别有利的是，在制冷剂温度特别低时一个尤其从特定的压力差 开始打开的阀暂时部分地或整个地使一个、多个或所有交叉流动热交换 器级被绕过。图10示出在根据本发明的采暖热交换器上相应的阀V202。

在这种情况下，特别有利的是，采暖-空调设备这样构造或工作，即 在旁通工作中，用热的制冷剂加载向朝向冷空气入口的(各)热交换器 级，并因此通过空气加热在空气侧后面的级中的制冷剂，从而各所述热 交换器级通过进行中的制冷剂粘度的降低而渐渐更多地被流过。

如上所述，对根据本发明的做法来说普遍非常有利的是，可以脱离 采暖-空调设备说明书中关于制冷剂流量或空气流量的目前为止的规定 并且允许采暖热交换器上的较大的压力损失。这既涉及空气侧也涉及制 冷剂侧。通常，特别是在对大的热传播反应积极的发动机中，通常有利 的是，已经将采暖热交换器设计成使其相对于目前用于焊接的采暖热交 换器的标准在5l/min和80℃的制冷剂流量时不产生7至25mbar的数量 级中的制冷剂侧的压力损失，而是产生大于40mbar或大于45至50mbar 的压力损失。虽然根据本发明的结构体积或结构深度的增加原则上有利 于最初显得具有吸引力的制冷剂侧的压力损失的减小，但是在这样的发 动机中更好的是，将压力势能(潜力)使用到制冷剂侧的热量传递的改 进中。这主要可以通过降低热交换器管的制冷剂通道高度实现或通过提 高交叉逆流级的数量或仅通过提高压力损失的措施来实现，这种措施确 保热交换器管的较均匀的制冷剂通流。

如同在水侧上一样，实际的试验在空气侧上也表明，完全可以忍受 在根据本发明的采暖热交换器上相对于目前大批量的例子最高2倍系数 的空气侧的压力损失增加。这特别是因为，采暖热交换器仅占在空气侧 上的全部压力损失较小的一部分，另外还因为，空气质量流的很小的降 低经常使热交换器转移到热量利用率Phi的略为更加有利的范围内，此 外还通过部分加热的车厢空气从汽车内部流出而减小了热量损失。在这 种背景下，已经证明可实现并且在许多情况下也特别有利的是，在高度 紧凑的热交换器阵列中，也就是说，特别在管中心距t_Rohr低于6至 7mm或低于5mm时，可以将热交换器阵列在空气流动方向上的结构深 度选择为大于48至52mm，特别是最高56至60mm以及更大，和/或对 于25℃的6kg/min的空气，在采暖热交换器上允许有大于200Pa或大于 225至250Pa的等温的空气侧的压力损失。特别是与根据图4的批量热 交换器的高度紧凑的变型方案相比，这不仅是结构深度显著增加(在具 有小于7mm的管中心距的变型方案中，在空气流动方向上最大的阵列深 度在此为27mm)而且是空气侧的压力损失增加，但这在将根据本发明 的加热设备的原型机装入目前的大批量乘用车中时已经被证明是完全有 利的。

考虑到上面所述内容，根据本发明的采暖热交换器的制造设计得较 为简单，因为已经大批量试验的工具和半成品可以用于采暖热交换器扁 管、空气侧的散热片以及也用于接合过程或焊接过程。然而，对于特别 快速的批量引入，已经在批量生产的采暖热交换器中采用的做法是特别 有利的。这里通过取消PTC加热器获得的结构空间使得可以在一些汽车 中简单地使用两个或多个在交叉逆流中串联的单个热交换器，这些热交 换器至少基本上是彼此结构相同的，其中必要时也可以使用现有的单个 采暖热交换器，如已经大批量制造的热交换器。在最简单的情况下，简 单地将两个高度紧凑的焊接的采暖热交换器通过制冷剂输入和输出管道 或通过对水箱的适配串联连接起来。由于一些高度紧凑的采暖热交换器 在空气流动方向上的小的结构深度，在取消PTC加热器时，即使在目前 的加热设备中，也已经允许利用在加热设备外壳上的较小的改变来实现 这一点。在适当地选择采暖热交换器时以及必要时借助于对水箱略微的 改变，以这种方式利用可接受的花费也完全可实现3个或多个交叉逆流 级。

根据本发明的做法原则上可用于具有或不具有冷却器旁路支路6b 的汽车。

在此，采暖-空调设备可以配设给具有多于每年50000辆汽车的汽车 产品系列或装入在其中，其中在这种汽车产品系列中，所有发动机都具 有旁通支路6b和具有恒温器的发动机冷却循环，所述恒温器设计成，旁 通支路(6b)在发动机功率大于额定功率的50％或75％时以及在恒温器 关闭时至少暂时地具有大于供暖制冷剂流量的制冷剂流量。

在没有旁通支路6b的情况下可以看到，在冷却器支路6a关闭时， 足够的制冷剂量流过发动机，一方面为了在发动机负载提高时可靠地避 免局部的发动机过热，另一方面为了在恒温器开启期间确保对冷却器恒 温器的明确的调整。在这种背景下，在没有旁通支路6b情况下，特别有 利的是：将采暖热交换器支路设计成用于较高的流量和/或设有一个与采 暖热交换器并联的并且至少在发动机较热时总是打开的支路。通常，在 这种情况下优选设置具有还略大的结构体积的根据本发明的采暖热交换 器以及在供暖制冷剂流量较高的方向上进行设计。

此外还存在这样的要求，即，对于小到中等的制冷剂流量，进一步 改善根据本发明的采暖热交换器和/或空调采暖设备的效率，并由此扩展 在最大可能的加热效率提升的设计空间，和/或在采暖热交换器效率相同 和制冷剂侧的压力损失相同的情况下减小空气侧的压力损失和/或采暖 热交换器结构空间。

为此，提出了一种根据本发明的大功率采暖热交换器的改进方案， 该大功率采暖热交换器具有或包括：

●由制冷剂侧的扁管和空气侧的散热片组成的焊接的传热阵列，所 述散热片具有多个沿空气流动方向依次布置的形成湍流的切口；

●正好四个按交叉逆流串联的交叉流动热交换器，以及

●在热交换器阵列的制冷剂侧的第一管端上具有包括用于制冷剂 的流入接头311和流出接头312的连接水箱301，该连接水箱通 过两个分隔壁350和352分开，用于形成交叉逆流流动，以及

●在热交换器阵列的制冷剂侧的另外的管端上存在具有正好一个 限定四级结构的分隔壁360的转向水箱300

并且其中还可选地或相互组合地，

(1)转向水箱300具有制冷剂侧的结构高度hu，该结构高度 小于连接水箱301的制冷剂侧的结构高度ho的30％

和/或

(2)连接水箱301的附加的中间分隔壁351在级2和3之间具 有节流板式的流过渡件313，在该流过渡件中在起始的两 个级中被冷却的制冷剂被节流且同时被基本上均匀化。

此外，乘用车的采暖-空调设备可以包括这种的热交换器，并且包括 每年多于50000辆汽车的汽车平台装备有这种热交换器，这些汽车分别 优选地具有小于2000kg的自重。关于本发明的上述说明也明确涉及这样 的改进方案，然而也可以独立于独立权利要求1的特征有利地使用根据 这种改进方案的热交换器。

因此可实现的加热功率的进一步的改进经常拥有比具有利用目前 PTC加热器实现的情况更好的汽车加热功率值。但是在很多情况下，这 是完全不必要的，从而可以将这种新的采暖热交换器设置用于进一步减 少空气侧的压力损失或用于进一步减小结构空间。此外，这种进一步的 改进可利用极少的成本花费实现。通过利用根据本发明的设计出现的制 冷剂侧的压力损失的增加会导致供暖支路中制冷剂流量一定程度的下 降，这种下降对整个系统的进一步改善，也就是说有效的汽车加热功率 的进一步改善有非常重要的贡献。

在此，转向水箱可以具有这样的制冷剂侧的结构高度hu，即，在制 冷剂扁管出口和入口与相对的用于各单个扁管的转向水箱内壁侧之间恰 好存在相同的间距，其中对所有的扁管端部位置，沿扁管的圆周平均存 在到转向水箱内壁的小于1至3mm的间距。

此外，溢流横截面可以具有等于或小于流入接头的最小的流动横截 面面积的流动横截面面积。

采暖-空调设备可以利用在主要尺寸方面与该设备至少基本上结构 相同的采暖热交换器构造。主要尺寸是设备和热交换器的长度、宽度和 高度。这在本发明的范围内普遍适用。

在图11至15中举例示出这个改进方案。通过标号306至309指示 交换器管。通常相同的标号具有同样的含义，特别是在图8至15中。

根据本发明的4级的交叉逆流采暖热交换器与3级交叉逆流采暖热 交换器相比，除了特别高的效率外，还具有制造技术上的优点。因此， 转向水箱300可以较简单地并且以较小的容差要求制造。这里特别重要 的是这样的可能性，即，使转向水箱较小以及将结构高度hu减小到非常 小的值，就是说，小于上部的连接水箱301的相应尺寸ho的30％，例 如小于其25％或20％，特别优选到相对的水箱壁具有小于1mm的净距 离。在此，结构高度是指在从第一到第二级和/或从第三级到第四级的分 隔区域中水箱的区域，或者是指水箱的整个结构高度，也就是说优选是 指其在沿制冷剂流动方向的整个延伸距离上的结构高度。此外，由此可 以为热交换器阵列体积的最大化提供附加的结构空间。连接水箱在此通 常包括用于输入和排出的接头。

在制冷剂扁管出口和相对的转向水箱内壁之间小的间距优选小于 1mm。该小于1mm的小间距在此与4级结构以及转向水箱300简单的 设计相结合会导致很小的制造和容差问题，因为对于流的均匀分布必要 的保持相同的壁间距仅在转向水箱300上是必须的，而与此相反，在水 箱301上仅允许较大的容差，例如在阵列扁管长度略微不同时。

当-例如根据上述根据本发明的做法-在供暖支路中较小的制冷剂 流量的方向上进行整个系统的设计时，就是说，当采暖热交换器本身用 作节流机构时，则与已经存在于机动车辆系列中的2级的采暖热交换器 相反，尽管与其相关制冷剂侧的压力损失增加，这种措施与传统尺寸的 水箱相比还是有针对性的。在此，小的高度ho与四重交叉逆流结构方式 一样起作用和/或溢流位置作为在采暖热交换器中的内部的节流机构起 作用，并且同时实现了制冷剂侧的流均匀分布的改进并因此改进了热交 换器效率。这里，和该效果同样重要的是这样的事实，即小的高度hu在 采暖热交换器外部尺寸相同时与阵列端面积增加以及阵列体积的增加同 样重要。这两方面还可以直接转化为较小的空气侧压力损失和/或较好的 效率。

与具有上部和下部水箱的传统构型的目前的乘用车大批量产品中的 典型的采暖热交换器相比，该改进方案的第一重要的区别在于，不是使 用一个或两个级，而是四个级。但这种针对较小的供暖制冷剂流目标值 的批量非典型的系统设计一方面必要时允许充分利用PTC结构空间，另 一方面也允许了这种向四级的过渡，而在热运行中在发动机转速小时， 制冷剂流量或热交换器效率不会降低到不允许的值。

除了通过四级结构实现的节流外，作为第二附加的节流位置转向水 箱300设计成使转向水箱300的结构高度hu如上所述小于到相对的水箱 壁的(距离的)30％。相对于到相对的水箱壁到扁管的流动出口和入口 的小的距离实现了局部节流损失的显著增加。但是，相反这种局部的节 流损失使得对热交换器阵列的单个扁管的流动通过特别均匀地进行。这 样的结果是，即使在穿过阵列的扁管的制冷剂流量较小时，仍然存在非 常良好的流量均匀分布和温度均匀分布。

与根据本发明的做法相反，传统的批量热交换器针对高的制冷剂流 量并由此针对尽可能小的压力损失设计。因此，在所有已知的机动车辆 大批量热交换器中，尺寸hu显著较大，以便当在转向水箱300中制冷剂 流转向时使压力损失最小化。这里尺寸hu和ho通常几乎是同样大小。 出人意料的是，根据采用四级的采暖热交换器包括压力损失增加的改进 方案，由原理导致的压力损失增加由于极小的转向水箱通常不仅不是缺 点，反而是优点。在此重要的是，PTC的结构空间可供热交换器使用， 并且整个系统在功率上可以替换PTC加热器。

最后，通过这种方式还实现了明显的汽车制造成本和燃油的节省。

特别是在需要特别小的制冷剂流量的应用中，特别有利的是，例如 根据图12，通过在级2和3之间的节流板或过渡管313实现将采暖热交 换器制冷剂流量的节流至针对应用场合的目标制冷剂流量。由此，必要 时可以在另一个的步骤中进行节流。同时特别有利的是，在制冷剂从第 二到第三热交换器级的过渡之前或之中在该横截面变窄部处不仅被稍微 节流而且也强制性地进行非常好的混合。

这种用于在级2和3之间进行节流和混合的措施在制冷剂特别冷时 和不均匀的空气加载时尤其对采暖热交换器的启动有积极影响，因为通 过这种方法每个单个的级在水箱宽度上都具有较均匀的制冷剂进入温 度。通过这种措施，在交叉逆流工作中，制冷剂温度不均匀性的增强从 一级到一级不是那么强烈(减弱)，因为制冷剂流向具有较高的制冷剂温 度或较低的制冷剂粘度变得的管道的偏移较不强烈地发生。同时，必要 时流动均匀化也可以在具有减小的结构高度hu的转向水箱300中在流出 或流入时通过提高压力损失得到促进。最后，针对应用场合的压力损失 匹配可以有选择地通过值hu进行或者在许多情况下可略为更简单地操 作地通过溢流横截面313或通过两种措施的组合来进行。

因此，这种措施在制冷剂侧的节流效果在许多应用中是一种希望的 副作用，因为它增加了在采暖热交换器上以及必要时也在发动机上的制 冷剂温度传播，并且由此在采暖热交换器的足够的尺寸时改善了供暖。

如图12和13中所示，特别是在供暖制冷剂流量的目标值较小时， 特别有利的是，从级2向级3的溢流不是像目前在机动车辆采暖热交换 器中用于最小化压力损失的常见的那样在整个水箱宽度上进行，而是为 了混合将整个制冷剂体积流通过一个共同的孔或共同的连接管道引导至 第三级的水箱。在此，制冷剂输入通过入口或输入接头311进行，第一 交叉流动级通过扁管列306形成，具有水箱300中的到第二交叉流动级 307的第一转向部。从第二向第三交叉流动级308的过渡通过连接开口 313进行，在该连接开口中强制性地进行混合，并由此在第三级之前进行 制冷剂的热均匀化。混合位置313优选集成在水箱301中。这里重要的 是，在第三级之前进行制冷剂的充分的温度均匀化。必要时根据安装位 置和通风需要，在水箱分隔板360或350/352中(或一般性地在相应的 分隔壁中)的小的附加通风孔保证了可靠的工作。

替代今天在乘用车大批量产品中最大2级而同时向4-交叉逆流级的 过渡和用于热交换器流量和温度分布的均匀化的额外的节流位置的安 装，是根据本发明的热交换器的进一步的优选的改进步骤。如相应的汽 车试验表明的那样，因此普遍发生的压力损失的增加可以在供暖支路中 利用已知的发动机制冷剂泵特征曲线控制。因此，情况尤其如此，因为 在许多应用中，在具有这种类型的大功率采暖加热器的供暖支路中制冷 剂流量的下降对加热功率起到有利的作用。

除了4级结构，根据本发明的热交换器的特征还在于，它具有这样 的内部结构特征，所述结构特征一方面由于原理提高了制冷剂侧的压力 损失，并因此降低了汽车供暖循环中的制冷剂流量，而且优选地附加地 通级2和级3之间的混合在小至中等的制冷剂流量时保证效率下降减小。 溢流通道313体现了这种结构特征。溢流通道最简单地通过分隔板351 中的节流孔313a构成。这里，连接水箱301的中间的分隔壁351在级2 和级3之间优选具有节流板式的流过渡件313，在该流过渡件中在起始的 两个级中被冷却的制冷剂被节流且同时充分地均匀化。在热交换器阵列 的制冷剂侧的另外的管端上的转向水箱300具有恰好一个限定四级结构 的分隔壁360，就是说，这里仅进行一次流转向。与在水箱301中级2 和级3之间的混合完全相反，这里横向混合相对较少。可以理解，分隔 壁通常主要程度分隔元件的功能，因此分隔壁不必具有结构上支承的功 能，即使这可能是事实。

这里特别有利的是：如图12和13中示例性地示出的那样，流入接 头311和流出接头312位于连接水箱301相同的侧面400上，而分隔壁 351的流过渡件313位于连接水箱301相对的侧401面上，尤其在离流入 和流出接头311/312最远的热交换器阵列的扁管附近。这种布置实现了向 各单个热交换器扁管非常好的流平均分布。这样的原因主要在于，由于 相对于热交换器阵列扁管的横向流，水箱301中的动态压力在总量上在 所有四级上基本上得到补偿。这象征性地在图14中通过在水箱301中流 箭头的长度表示：在所有四个级上在中部有同样长短的箭头，就是说， 阵列扁管入口或出口位置具有增加的或减小的动态的以及由此反向改变 的静态的压力。

根据图11和图12，当转向水箱300恰好具有一个分隔壁360时，可 以特别简单地制造根据本发明的采暖热交换器。

为了获得级2和级3之间良好的混合，溢流横截面313具有等于或 小于流入接头311的流横截面积的流横截面积是特别有利的。由此附加 地确保了，热交换器还实现了对制冷剂流量的最小节流，这种节流对于 冷的和热的制冷剂同样存在，就是说，与不具有根据本发明的通过溢流 横截面313和必要时通过转向水箱小的结构高度hu实现的内部节流的采 暖热交换器相比，采暖热交换器流的改变较少地依赖于制冷剂温度。

在观察用于热交换器通风的已知的准则时，根据本发明的采暖热交 换器可以按各种不同的安装位置构建，例如竖放或横放，必要时，具有 在毫米范围内的附加通风孔，例如在1至2mm或2至3mm的范围内。

这里这样一种布置是特别有利的，在该布置中，热交换器在装入和 拆出时可以平行于热交换器扁管移动。但是，在这种情况下必要时这种 热交换器也可以与此无关地是特别结构空间经济的，如果连接水箱301 在装入状态下封闭用于采暖热交换器的装入和拆出的安装通道，特别是 当其此时至少部分地突出于采暖空调设备时。转向水箱300和两个采暖 热交换器侧面这里可以贴靠在采暖空调设备的确定流量的内壁上和/或 在这里相对于在热交换器阵列上经过的泄漏空气是密封的。除了在装入 和拆出以及在密封中的优点外，在这种布置中，存在特别小的对空气流 的阻碍，就是说，由于转向水箱300小的结构高度hu和连接水箱301基 本上位于原本的空气流线路的外部的布置，空气侧的压力损失特别小。 因此，在许多典型的汽车应用中，有效的热交换器阵列尺寸最大。

这里，小的结构高度hu不是一定必须的，但是特别有利于对于小的 到中等的制冷剂流量实现特别高效的采暖热交换器。在这样的背景下， 根据图15的4级的热交换器也意味着相对于目前为止已知的在大批量乘 用车中的采暖热交换器的显著的改进。

在此，图15示出根据图13的根据本发明的热交换器在横截面上的 改变，其中中间的分隔壁351在此也在级2和级3之间具有节流板式的 流过渡件313，然而其中与在图13中不同，上部的和下部的水箱300， 301具有基本上相同的结构高度。

在图16至18中示例性地示出根据图11至15的热交换器的改变， 其中附图中相同的标号(必要时增加200)分别具有相同的含义。只要在 后面没有得出其它的意义，则参考上述说明，特别是参考对图11至15 的说明。结合本发明及其权利要求1，也可以与其无关地，这种改进方 案是特别有利的。

通过后面的实施例实现这样的目的：提供机动车辆批量采暖热交换 器，其在小的至中等的制冷剂流量下具有改进的效率，并由此在最大可 能的加热功率提升上扩展了设计空间和/或在与传统的热交换器的采暖 热交换器效率相同和制冷剂侧的压力损失相同时，减小空气侧的压力损 失和/或采暖热交换器结构空间，其中特别应指出基于原理的制造优点。 这特别是指放弃下部的水箱和对于平面的热交换器结构形式成功地应用 根据本发明的做法的可能性。特别是在件数非常大时，由此可以进一步 降低成本。此外，实现了有效的阵列体积的进一步加大和/或空气侧压力 损失的降低。

流入接头511和流出接头512可以位于连接水箱501相同的侧面600 上，而分隔平面551的流过渡件513位于连接水箱501相对的侧面601 上，特别是在离流入和流出接头511/512最远的热交换器阵列的扁管附 近。

这个改进方案还再次在整个阵列宽度上强制提供了比具有传统的水 箱转向件(也就是说没有节流和混合位置513)的常规的四级的采暖热交 换器更大的制冷剂侧的压力损失。

特别有利的是，通过在级2和3之间的节流板或过渡管513实现将 采暖热交换器制冷剂流量节流至针对应用的目标制冷剂流量。由此得到 的优点是，在制冷剂从第二到第三热交换器级的过渡之前或之中在该横 截面变窄部处不仅被稍微节流，并且也强制性地非常好地混合。这种用 于在级2和3之间的节流和混合的措施和前述的改进方案中相同在制冷 剂特别冷时和空气进入不均匀时对采暖热交换器的启动有特别积极的影 响。

如图16和17中所示，从级2向级3的溢流不是像目前在机动车辆 采暖热交换器中为了使压力损失最小的常见的那样在整个水箱宽度上进 行，而是为了混合整个制冷剂体积流通过一共同的孔或共同的连接管道 将其引导至下一级的水箱。根据图16，制冷剂入流通过入口511进行， 第一交叉流动级通过具有单个管道506a和506b的扁管列506形成。向 第二逆流动级的转向在节流管506内部通过过渡间隙506sp进行。这最 简单地这样来实现，即双扁管506通过对分隔缝506tn进行焊接直到管 端附近来形成。焊缝例如10至15mm长的短的中断部此时每个单个的节 流扁管上形成从级1向级2或从级3向级4的流转向。双管506和508 在端侧通过覆盖板560封闭。从第二向第三交叉流动级的过渡通过连接 开口513实现，在该连接开口中强制性地进行混合并由此在第三级之前 进行制冷剂的热均匀化。混合位置513优选集成在水箱501中。这里重 要的是，在第三级之前实现制冷剂充分的温度均匀化。必要时根据安装 位置和通风需要，在水箱分隔板550/552中小的附加通风孔保证了可靠 的工作。

与根据图11至15的改进方案一样，这里也设置了溢流通道513，其 在最简单的情况下可以通过分隔板551中的节流板孔513形成，其余情 况可参考这些附图。连接水箱501中间的分隔平面551这里也可以在级2 和级3之间具有节流板式的流过渡件513，在该流过渡件中在起始的两个 级中冷却的制冷剂被节流并且同时充分地(基本上)均匀化。在热交换 器阵列的制冷剂侧的另外的管端上，在级1和级2之间以及在级3和级4 之间的转向可以在没有横向混合的情况下在单个的双扁管506和508内 部进行。

由于根据本发明的热交换器的良好的流动和温度均匀分布以及通过 省去转向水箱而获得的阵列体积，存在用于进一步改善热交换器效率和/ 或获得用于最大化热交换器阵列体积的附加结构空间的可能性。此外， 可以特别简单地制造热交换器。

这里，这样的布置是特别有利的，在该布置中，热交换器在装入和 拆出时可以平行于热交换器扁管移动。如果连接水箱501在装入状态下 封闭用于采暖热交换器的装入和拆出的安装通道，特别是当其此时至少 部分地突出于采暖空调设备时，则这里端面和两个采暖热交换器侧面优 选贴靠在采暖空调设备的确定流的内壁上和/或在这里相对于在热交换 器阵列经过的泄漏空气是密封的。因此在这种布置中，也存在特别小的 对空气流的阻碍，就是说，由于取消了转向水箱500和连接水箱501基 本上位于原本的空气流线路的外部的布置，空气侧的压力损失特别小， 从而可以使有效的热交换器阵列尺寸最大。

替代两个双扁管，例如在相应大的件数时，也可以转到扁管或整个 热交换器的平面结构方式。这里，例如具有分隔面506tn和508tn的扁 管506a、506b、508a和508b通过组装预成形的板形成，而两个限定四 级结构的流过渡件506sp和508sp如此形成，即分隔面506tn和508tn在 扁管端部的附近区域中为了用于后面的逆流级的流转向具有中断部。这 里，连接水箱可以对应于图16如此形成：将各单个扁管通道装配入水箱 底部的相应的布孔图中并进行密封，并且分隔面550、551和552借助于 分隔板或分隔壁和水箱盖通过制冷剂接头511和512形成。

对于实施例也可参见图14，该图相应地适用。

图17和18示出了形式为平板热交换器的另一个特别有利的实施例。 这里，连接水箱501这样形成，即各单个扁管通道如此成形，即各单个 水侧的热交换器平板的组装同时形成具有其过渡位置506sp和508sp的 扁管通道506a、506b、508a和508b以及四个集管501a、501b、501c和 501d。集管501a用作用于制冷剂流入的接头，集管501d用作用于制冷 剂流出的接头，并且在集管501b中汇集的第二逆流级的制冷剂进入第三 逆流级的集管501c之前，溢流连接513对其进行节流以及充分的混合。 在这里，在级2和3之间也有意识地进行制冷剂的汇集并且在流入第三 级之前进行混合，从而确保一定的节流，以及同时确保尽可能好的温度 均匀分布。

图19以透视图(图19a)、俯视图(图19b)和线A-A上的剖视图 (图19c)示意性地示出热交换器的一个局部。仅示出其部分的制冷剂侧 的扁管700具有空气侧的热交换器散热片701，它们可将扁管互相连接在 一起，制冷剂可以在箭头方向上(黑色箭头)流动通过各所述扁管。所 述扁管可以穿过形成散热片的板材。可以理解，散热片也可以以其它方 式形成并与扁管连接，所以如图13、15等所示，例如散热片可以构成为 锯齿形。散热片701这里可以具有形成湍流的切口702，所述切口可以通 过散热片或板层中的穿孔703或必要时也可以通过散热片中的凹部形成。 如图19c所示，与切口相邻的区域705a、705b可以相对于流动方向按不 同的方向设置。在这里，散热片间距是横向于或垂直于空气的流动方向 (打开的箭头)的板层间距。各单个热交换器管组707a、b之间的空的 中间空间706在此属于阵列体积，这在本发明的范围内普遍适用。