专利名称：热交换器的制作方法
技术领域：
本发明总体涉及制冷、空调和冷水系统中的热交换器。
背景技术：
存在许多种使用折叠散热片以及薄的、非圆形管设计和制造的热交换器，所述折叠散热片和薄的、非圆形管随后被布置或“堆叠”且被连接至歧管(manifold)(还称为集管(header))。这些设计主要用于汽车的水-空气散热器、汽车冷凝器、卡车进气热交换器 (air charge heat exchanger)、汽车加热器芯、工业和卡车的空气-油冷却器，以及最近的汽车空调蒸发器。在第4，998，580号美国专利中示出了一种这样的冷凝器。一对间隔开的集管在它们之间具有多个液压并联连通延伸的管(tube)，并且每一管都在所述集管之间限定多个液压并联的流体流动路径。每一流体流动路径具有约0. 015至约0. 04英寸范围内的液压直径。优选地，每一流体流动路径具有沿其长度延伸的细长裂隙，以聚集冷凝物并且通过表面张力的作用协助使得热交换表面上的膜厚度最小化。在第6，223，556号美国专利中公开了另一种这样的冷凝器。该冷凝器包括两个非水平的集管；多个管，在所述集管之间延伸，以在所述集管之间形成多个液压并联的流垫(flow pad)；以及，位于每一集管中的至少一个分隔物，用于使得制冷剂形成至少两个通路。还设置一个外部收集器(receiver)来保存制冷剂。第5，193，613号美国专利公开了一种热交换器，其具有相对的并联集管，所述集管具有沿着其长度形成的带有倾斜侧边的周向间隔开的凹槽；以及，在所述凹槽的外表面上的基底；以及，在与所述凹槽相对的内表面上的间隔开的环形棱。每一凹槽在其内具有横向狭缝，用于接收细长扁平管的开口末端。扁平管以局部堵塞集管内部流动路径的方式插入所述集管。第5，372，188号美国专利公开了一种热交换器，用于在周围热交换介质和可能为液相或气相的制冷剂之间交换热。该热交换器包括一对间隔开的集管，且一个集管具有制冷剂入口以及另一集管具有制冷剂出口。热交换器管在所述集管之间延伸，并且与每一集管流体连通。该管在所述集管之间限定了多个液压并联的制冷剂流动路径，并且每一制冷剂流动路径具有约0. 015至约0. 07英寸范围内的液压直径。所述流动路径可以具有不同的配置。第4，998，580号美国专利公开了一种冷凝器，其通过小的液压流动路径进行热传递。所述冷凝器应用于使用水平管和小歧管的汽车中。将该技术应用在HVAC&R(暖通空调及制冷)应用中的努力已经取得了有限的成功。成功有限的原因在于，与汽车应用相比，HVAC&R应用/设备的许多产品特征、设计目标和运行问题显著不同或者更多样化。例如，显著不同可存在于运行状况和环境中，诸如但是不限于冷却容量、运行压力、空气流速、能效、质量流率(mass flow rate)、热交换器的尺寸、高宽比、油及制冷剂回流、所使用的各种制冷剂、运行压力和温度等。
当将现有的传统热交换器提供用于大多数HVAC&R应用中时，所述传统的热交换器例如为那些被配置用于汽车应用的热交换器，其中在这样的热交换器中使用薄的扁平管 (诸如微通道管)和铜焊(brazed)的歧管结构，现有的传统热交换器会呈现出不足。一般的单通路和多通路热交换器设计在运行期间呈现高制冷剂压降，一般是 5psig或更高。这些压降被要求补偿歧管或集管中的压降损失。尽管这在紧凑型汽车设计中并非问题，在紧凑型汽车设计中，歧管压降可以较低，其被忽略或者作为一个因素考虑在单运行设计中，但是所述压降在HVAC&R应用中是不可接受的，并且可造成系统的其他运行问题。这些不足是不明显的，除非利用实际现场运行试验或测试数据，并且更熟知动力学和关键运行条件的相互影响。由于为了使材料成本更低，以及由于与将所述管整体铜焊至歧管相关的生产原因，歧管集管的传统结构使用与管宽度匹配的尽可能最小的圆形材料现货尺寸(以形成歧管)。因而，对于1英寸宽的管，通常使用1英寸内径的歧管或集管。尽管该特定尺寸组合通常可用于汽车应用，允许将管较好地自动插入集管以及管的止动点(Stopping point), 但是对于大多数HVAC&R应用，它通常是不合适的，并且很多时候是不适当的。也就是说，对于HVAC&R应用中的大范围使用，这一尺寸或类似尺寸的歧管直径，并且更具体地，“可使用的横截面内部面积”对有关热交换器的容量和容量范围施加相当大的运行限制，并且由于歧管或集管中的压降以及歧管区域中的制冷剂和油滞留(entrapment)还引起严重的性能问题和损失。在冷凝器中，在各种制冷剂流动状况下，这样的管/歧管的尺寸组合对应于约 5%至约20%的运行容量损失。在蒸发器中，这样的管/歧管的尺寸组合造成可轻易超出 30%的运行容量损失。传统歧管或集管中的制冷剂和流体的压降是能够造成进入所述管的制冷剂蒸气分布不均勻的几种现象中的一种。在用作冷凝器或蒸发器的热交换器中可出现分布不均勻。在冷凝器中，歧管压力(或压降)的增大导致更少的制冷剂被提供至位于远离歧管或集管的入口的管。取决于管的数目、制冷剂的质量流率或其他原因，对于多通路布置，该影响会更加严重。通过使用多通路来使压力(或压降)额外的增大可有助于补偿或部分校正冷凝器中的分布不均勻，但是会导致明显额外的制冷剂压降和热交换器热传递容量的损失。在蒸发器中，多通路布置可引起分布不均勻，这种分布不均勻会越来越多地出现在穿过所述管的每一流体流动通路中。在单通路蒸发器中，可在入口歧管或集管以及出口歧管或集管中引起制冷剂的分布不均勻。一种避免冷凝器(和蒸发器)中分布不均勻的方式是将极低的歧管集管压力损失提供作为管压降损失的比例(ratio)。在蒸发器中，由于出口歧管而导致的出口压降相对于由于所述管而造成的压降的比例可以是一个重要的考虑因素。也就是说，与位于远离连接处的管的压降相比较，接近连接处的管可受到减小的压降。例如，如果歧管在其长度上具有 Ipsi压降，管具有2psi压降，最接近于出口连接处的管将比定位在远离所述连接处的管具有更多的制冷剂流。由于流体质量流率与所引起的压降呈指数相关，所述歧管长度上的压降可引起流体在每一管中被蒸发的量的不均衡。由于内部歧管隔板造成传统的微通道管热交换器具有不可预测的性能。多通路设计中的管压降损失以及歧管压降损失需要极其复杂的计算和分析，用来预测热交换器的全负荷性能和半负荷性能。此外，制冷系统中的总体制冷剂注入(charge)的变化，或者在全负荷和/或部分负荷时冷凝器中的制冷剂的“返回(back up)”会使得所有分析和预测不足以信，如果要求可靠的话。因而，制冷剂注入水平可显著影响可用的冷凝器热传递(内部管)表面，从而影响制冷系统容量和能量使用。换句话说，提供预定量的制冷剂(相比于 “过度注入”或“注入不足”或制冷剂随时间损失)可不利地影响热交换器和制冷剂系统的运行。由于在当前现有技术的热交换器中，歧管或集管横截面面积与管横截面面积的比例以及歧管集管与总体系统容量的比例相对小，在具有“微通道”管的传统冷凝器中通常存在制冷剂的注入不足。在不使用被称为制冷剂收集器的附加部件时，制冷系统因而被称为“临界注入(critically charged)”。也就是说，将非常少的附加制冷剂添加至系统可导致冷凝器使制冷剂在“微通道”管内“返回”，从而减少热传递表面的量，进而增大冷凝压力 (造成系统容量损失和/或更高的能量消耗)。另一方面，临界注入系统中的制冷剂损失或注入不足可导致蒸发器具有不充足的制冷剂，导致降低蒸发器温度，其转而导致制冷容量的损失，和/或更高的能量使用，和/或空气盘管(coil)上冷凝水的潜在冷冻(或者，水在制冷剂-水类型的蒸发器内部冷却)。在一些示例中，低的蒸发器温度导致系统安全闭锁或者可能的蒸发器破裂/失效。因而，在现有技术的具有“微通道”管的热交换器构造或设计中，其还称为“微通道”热交换器，已经发现，当将其应用至一般的HVAC&R设备和系统设计时，对于具体的制冷剂系统，存在窄范围的制冷剂量(制冷剂注入)，其中如果制冷剂量在制冷剂量的范围之外，即太多或太少制冷剂注入时，可导致该系统的不期望地或不利地运行，或者可能导致系统故障。
发明内容
本发明的一个方面是一种用于最优化热交换器的性能的方法。所述热交换器具有第一歧管；第二歧管；以及，在第一歧管和第二歧管之间延伸的管。所述管具有延伸穿过所述管的整个长度的至少一个开口。所述最优化方法包括通过根据所用制冷剂的类型及其性质来选定管的不同尺寸的开口或配置，从而控制热交换器中压降的步骤。该方法还包括在所述第二歧管中设置液体隔板(baffle)，以形成第一腔和第二腔。所述液体隔板具有邻近于其的开口，所述开口从所述第一腔延伸至所述第二腔。还公开了最优化第一歧管和第二歧管的尺寸，使得歧管与管尺寸的比例、或者歧管与管开口横截面面积的比例会导致产生低压降，并且使所述歧管和管组合中的压降效应最小化。此外， 该方法可包括最优化所述第一歧管和所述第二歧管的尺寸，使得最优化所述第一歧管和所述第二歧管的质量流量与所述管流量的比例，从而当将制冷剂提供至所述管时，使所述第一歧管具有最小或可忽略的分布不均勻效应，进而提高所述热交换器的总体性能。还可在所述第二歧管中提供聚集冷凝的制冷剂液体，以阻止液体制冷剂返回至所述管中。可在所述第二歧管中设置隔板，允许所述第二歧管用作微型收集器，从而显著增加热交换器的制冷剂注入容积，并且允许第二歧管内部的制冷剂注入水平波动。附加的制冷剂注入容积增大了临界注入的范围或幅度，由此制冷剂注入水平(level)在一范围内的增大或减小对所述热交换器的性能基本上没有影响。附加的制冷剂注入容积还允许过量的制冷剂连续地聚集在所述第二歧管中，从而提供附加的热传递表面用于冷凝，由此热交换器所附接至的制冷系统在部分负荷状态下获得了较高的能效。所述隔板堵塞了所述第二歧管的大部分，除了所述第二歧管的底部的开口，从而在所述第二歧管中产生了两个腔，第一腔用作制冷剂收集器，第二腔用作过渡腔以及进出制冷剂连接处的通道。本方法还可包括在所述第二腔中聚集冷凝的制冷剂液体的步骤，所述制冷剂液体已在所述管中冷凝。通过这样做，由于总体制冷负荷，所述第二腔中的制冷剂液体的液位将基于制冷剂使用率而波动。所述第二腔将用作收集器或贮存槽，用于储存包括热交换器的制冷系统不使用的过量的制冷剂。本方法还采用竖直管，所述竖直管受重力和毛细管效应的影响。这个特征，结合所述歧管比例和相关的动力学，以及结合所述微通道管中适当的制冷剂压降，提供一致且可预测的热传递、较高的热传递率(与具有较低压降的较小歧管或管的配置相比)。因而，改进了流入所述管中的制冷流分布，以及更好地将液体从所述管移至所述收集器。本发明的另一方面是一种最优化热交换器容量的热交换器。所述热交换器具有 第一歧管；第二歧管；以及，管，在所述第一歧管和所述第二歧管之间延伸。所述管宽度与所述第一歧管有效内径的比例为1 1至1 1.18，并且一般小于1 1.6。与所述第一歧管相关联的压降低，从而使所述热交换器中的制冷剂的不均勻分布效应最小化，进而提高了所述热交换器的性能。所述管具有延伸贯穿所述管长度的多个开口，并且所述开口在单列中基本均勻地隔开，以及具有一致的尺寸或不一致的尺寸。或者，所述管具有多个开口， 所述开口在单列或多列中非均勻地隔开，并且具有不同的尺寸和/或形状。该热交换器还可具有设置在所述第一歧管中的入口以及设置在所述第二歧管中的出口。所述第二歧管具有液体隔板，以形成第一腔和第二腔。开口设置为邻近于所述液体隔板，且所述开口从所述第一腔延伸至所述第二腔。调整所述隔板和开口的尺寸，以仅允许制冷剂液体穿过所述开口，由此在所述第二腔中的任何气体聚集被截留并且最终被冷凝， 并且不允许穿过所述开口。所述隔板允许所述第二歧管用作微型收集器，允许过量的制冷剂连续地聚集在所述第二歧管中。这样的制冷剂的聚集为冷凝提供附加的热传递表面，由此热交换器所附接至的制冷系统在部分负荷条件下得到较高的能效。该隔板还堵塞所述第二歧管的大部分，除了所述第二歧管底部的变窄开口，从而在所述第二歧管中形成两个腔， 第一腔用作制冷剂收集器，第二腔用作过渡腔以及进出制冷剂连接处的通道。可调整所述隔板开口的尺寸，以引起小的压降(即，0. 25psig)，最高达高压降(15psig)，从而抵消外部制冷剂管道系统的任何影响，以确保在所述收集器和蒸发器中冷凝的残留气体用作更好的制冷剂加速和液体/气体混合的入口孔。从下面结合以示例方式示出本发明原理的附图对优选实施方案的更详细描述中， 本发明的其他特征和优点将更加明了。
图1是一个使用本发明热交换器的示例性蒸气压缩系统的简图。图2是图1的示例性热交换器的立体图。图3是图2的示例性热交换器的歧管的横截面视图，所述歧管带有定位在其中的管。图4是热交换器的管的横截面视图，示出了延伸贯穿所述管的长度的开口。图5是歧管的横截面视图，示出了设置在其中的液体隔板和开口。
图6示出了沿图2的线6-6所取的歧管的横截面视图，示出了第一腔和第二腔。图7是与图6相似的横截面视图，示出了其中管隔板定位在歧管中的一个替代实施方案。
具体实施例方式参考图1和图2，示出了蒸气压缩系统2，例如制冷系统，其中压缩的制冷剂蒸气被传送至热交换器8的入口 12，所述热交换器例如铜焊构造的铝热交换器，还称作气冷式冷凝器。其他合适的材料也可用于构造热交换器。入口 12还称作制冷系统的“热侧”或“压力侧”。冷凝器通常使用在位于管14之间的散热片16之间流动的空气、和/或流过位于管 14之间的散热片16的空气(所述空气以小于所述制冷剂冷凝温度的温度提供)，以将容纳在所述管内部的制冷剂冷却且冷凝为液态。然后，液体被传送至控制阀18，所述控制阀18 调节通向制冷系统的蒸发器(还称作“冷侧”或“低压力侧”)的制冷剂流，由此减小控制阀 18两端的制冷剂压力，并且所述制冷剂被传送至蒸发器，以提供降低的温度用于冷却空气或流体，还称作工作流体。在铜焊热交换器8形式的蒸发器中，制冷剂主要以液态进入蒸发器，并且随着热从工作流体传递至制冷剂，制冷剂在热交换器8内部蒸发。蒸气制冷剂离开蒸发器，并且被传送至压缩器22，然后所述压缩器22将蒸气压缩至待传送至冷凝器的增大的压力水平，从而完成制冷循环。在本公开文本的一个实施方案中，例如图2-图6中所示，热交换器8可具有管 14，有时称作“微通道”管；以及，歧管或集管M，其连接至所述管14，例如通过铜焊。这种类型的热交换器8有时被称作“微通道”热交换器。在一个示例性实施方案中，如图4中所示，每一管14可具有在其中形成的多个端口或开口沈，以在相对的歧管或集管对之间传送流体。如图4中进一步示出的，开口沈可以在单列中大体均勻地间隔开并且可以具有相同的尺寸，包含这些开口的管14可以是大体扁平的。如图4中所示，例如，管14可具有约0.020英寸的厚度X约4英寸的宽度的外部横向尺寸。再次参考图2-图6，散热片16，例如折叠的散热片(诸如纹波式或百叶窗式)， 可被设置为在所述管14之间延伸。在一个实施方案中，散热片16可以被整体铜焊在所述管14之间，以及在另一实施方案中，可在管14布置的每一末端处将所述管末端铜焊至歧管或集管24。所述歧管或集管M可被配置为允许制冷剂或流体流入被平行定位在歧管M之间的一个或多个管14。在一个替代实施方案中，隔板或分隔物(未示出)可被定位在至少一个歧管M中，以限定多通路配置，由此进入第一集管Ma的流体可被引导为可选择地从所述第一集管穿过预定数目的管14流动至第二集管Mb，再穿过又一预定数目的管14返回至所述第一集管Ma，所述集管M之间的流动模式重复，直至所述流体被引导穿过所述第一歧管2 和第二歧管24b之间的所有管14，然后离开所述热交换器8。多通路系统可包括穿过管14布置的任意2、3、4、5、6个或更多个制冷剂/流体通路。例如，在具有30个管 14的组或布置和位于歧管中的分隔物的热交换器8的一个示例性实施方案中，所述管组的前十个可限定第一流体通路，所述管组的再十个可限定第二通路，以及所述管组的剩余十个可限定第三通路。在另一些实施方案中，开口沈可在一个或多个列中非均勻地间隔开，包括开口的随机布置，其中开口沈可以是圆形的或者非圆形的，以及开口可沿着管14的长度在尺寸和
8/或形状上变化。在另一实施方案中，开口沈可在相同的管14中以不同的尺寸和形状来形成。在又一实施方案中，一个或多个管14和/或开口沈的横截面面积可沿着管14的长度变化。此外，管14不限于大体扁平构造。最后，开口沈的相对尺寸并不限于图4中所示， 即，取决于应用和期望压力、流体流速、工作流体以及其他运行参数或工况，开口沈的横截面面积的范围可从小于具有0. 001英寸直径的圆形开口的等效横截面面积变化到大于具有至少0. 090英寸或更大直径的圆形开口的等效横截面面积。参考图1至图6，热交换器8被配置用于制冷系统。如所讨论的，热交换器8具有 入口 12 ；上部歧管集管Ma ；管14，例如“微通道管”；散热片16 ；下部歧管或集管/收集器 24b ；出口四；液体隔板30 ；以及，开口或孔32，其位于液体隔板30和下部歧管或集管/收集器24b之间，由隔板形成。取决于管14中选定的管开口沈的尺寸，热交换器8可被配置为在制冷剂低压降或高压降下适当地运行。热交换器8仅在上部集管2 中造成低压降。压降的量可被修改以优化性能。可通过选择具有不同开口沈尺寸和配置的多个微通道管14中的一个来完成压降选择。取决于所使用的制冷剂类型以及将制冷剂保持在管端口内部的管表面张力，这些管的选择和选定可考虑所述设备对重力有响应或对重力无响应，或由于对毛细管效应有响应。歧管集管M被放大至歧管M与管14尺寸的比例和/或歧管M与管开口沈的横截面面积的比例，大于现有技术的当前水平，更大的比例表明在歧管和管的组合中产生极低的压降和压降效应。当将热交换器用作冷凝器和/或蒸发器时，歧管集管24被放大，并且被应用于与集管M的质量流量和管14的流量相关的比例，以及歧管或集管M与管压降的比例，使得歧管或集管M在将制冷剂供应至管14时具有最小或可忽略的分布不均勻的效应，从而改进热交换器的总体性能。此外，当用作冷凝器或蒸发器时，管14可被配置为竖直的单通路， 使得制冷剂流受到(或不受)管内的重力和/或毛细管效应所影响，如上所述。因而，当用作冷凝器时，冷凝的制冷剂液体可聚集在下部歧管集管Mb中，并且不返回至管14中。不管热交换器尺寸或配置如何，不存在将制冷剂重新导入多通路的内部隔板，从而基本消除或最小化了不可预测性，而不可预测性是现有技术的一个主要问题。上部歧管集管Ma、管14和下部歧管集管24b的限制或效果决定所述设备的可预测性，并且提供控制以及热力学模拟最终结果的改进能力。此外，基本上不堵塞的歧管以及将所述管定位远离所述歧管的中心减少了压缩器的油滞留以及返回至压缩器的油。当将热交换器用作冷凝器时，管14大体竖直定向，且上部歧管集管Ma的尺寸被设定为大于现有技术惯例的比例和/或被设定为管14与上部歧管集管Ma的容量比例， 大于现有技术惯例时，通过如下方式可将下部歧管集管24b配置为如同微型收集器一样工作，即，通过将一个隔板34—一例如具有J形管轮廓(图7中所示)的管——以特定位置和方法插入下部歧管集管24b中。将下部歧管集管24b用作微型收集器增加了相当大的制冷剂注入容积，并且由于液体出口区域处的隔板或管34，允许制冷剂注入水平在下部歧管集管24b内部波动，从而增大临界注入的范围或幅度，由此制冷剂注入水平(在某一范围内过量注入或者少量注入)将实际上对系统性能没有影响。此外，通过允许过量制冷剂连续地聚集在下部歧管集管24b中，可获得附加的热传递表面用于冷凝，制冷系统2在部分负荷状态下获得较高的能量效率。参考图6，下部歧管24b中的液体隔板30通常邻近(但非必要)于制冷连接处，使得形成两个腔36、38，第一腔36用作制冷剂收集器(右侧)，以及第二腔38 (左侧)用作过渡腔以及进出制冷剂连接处的通道。取决于过渡腔的质量流率以及最小压降效应，液体隔板30通常位于第一竖直管前或该第一管后。液体隔板30的作用是提供下部歧管Mb的几乎完全堵塞，使得隔板30堵塞除了歧管底部处的狭窄位置以外的大部分歧管Mb。这个狭窄开口被称作孔32。当将热交换器用作冷凝器时，液体隔板30起作用，使得已经在竖直管14中冷凝的液体制冷剂一旦离开所述管就聚集在歧管24b的收集腔部分36中。由于总体制冷负荷，该收集腔36中的液位将基于制冷剂使用率而波动。当制冷系统负荷小于最大值并且不需要那么多制冷剂时，液位将增大，并且随着制冷负荷增加，液位将减小。液位还将基于系统的总体制冷剂注入水平而变化。因而，收集腔36用作收集器或贮存槽，用于在不同时间储存系统2不使用的过量制冷剂。收集腔36中的制冷剂还连续地流出腔36，穿过孔32，进入第二过渡腔38。由于孔 32的位置位于歧管24b的隔板30的下部部分，所以仅制冷剂液体可穿过孔32，并且收集腔 36中的任何气体聚集都被截留并且不允许穿过。流体截留用于阻止气体离开冷凝器，这是不期望的并且可造成系统运行问题。孔32的第二特征是其横截面面积(孔尺寸)基于系统的最大质量流率来确定。 孔尺寸还基于孔32两端的期望压降来选定。孔尺寸可被选定为具有可忽略的或小的压降 (即，0. 25psig)，最高达高压降(15psig)，以抵消外部制冷剂管道系统的任何影响，并且确保残留气体在收集器中冷凝。在蒸发器中，开口的尺寸可被调整用作入口孔，用于更好地进行制冷剂聚集和液体/气体混合。当热交换器8被用作蒸发器时，液体/气体制冷剂混合物经由下部连接处和歧管 24b进入热交换器8，然后进入竖直管14。在一个示例实施方案中，基于适当的孔尺寸以及压降效应，液体隔板30和孔32对系统2的运行具有较小的影响或没有影响。在这样的实施方案中，热交换器允许受控制冷剂在两个方向上流动，使得液体隔板30及其孔32可在热泵系统所要求的冷凝和蒸发器模式下工作。在又一实施方案中，通过将液体隔板30或J管34插入在下部歧管24b的出口区域中，仅允许位于下部集管24b的最低点处附近的制冷剂液体在隔板30下方流动(或者向上进入管34中)，产生连续的液体密封，从而堵塞原本可能流入系统2的液体返回线路中的任何不想要的气体。这样的隔板30和所形成的孔32的组合基本上形成“P”截留的功能，以确保仅有液体流至液体线路，而没有气体流至液体线路。隔板/孔30、32的组合还允许下部歧管集管Mb中的制冷剂液位随着系统运行或制冷剂注入水平而波动、上升和下降。这一特征适应系统运行中质量流率的一般变化以及系统中变化的制冷负荷、或制冷剂损失或者制冷剂过度注入。隔板/孔30、32或管M的布置还消除了在制冷管道系统中选择使用 “P”截留，并且减少或消除了热交换器8上方或下方的外部收集器罐的使用或需要，或者消除或减小一些系统中可能使用的收集器(制冷剂存储罐)的尺寸。这样，隔板30或插入管 34将下部歧管集管24b转变为微型收集器，同时允许制冷剂在管14和下部集管Mb内在较低压力和温度时进行冷凝以及随后的制冷剂过冷却。相信所述下部歧管集管24b的多益
10处、多特征方面，结合上部歧管集管Ma的低压降特性是新颖且独一无二的。在附图中，当热交换器8竖直时，孔32被示出在下部集管Mb的最下部分。在本发明的另一变体中，当热交换器8在其他取向下——即，相对于水平平面呈30度角、45度角——运行时，孔32可在歧管Mb内部定位和取向；不考虑热交换器的取向，孔32可被定位在下部歧管24b的周界内部的最低竖直点处。如果使用J管34，则管34可以被重新定向或旋转，使得它从下部歧管集管Mb的最低竖直部分吸入或抽入液体制冷剂，以实现如同隔板30的相同效果。在传统汽车型系统中的行业惯例具有的管宽度与歧管内径的比例一般为1 1至 1 1.15。这允许所述管插入歧管中，并确保歧管内部用作管塞(tube stop)。此外，通常歧管的功能性横截面面积存在40%至50%的堵塞，从而使得“有效横截面比例”(管宽度与有效歧管横截面直径之比)处于如下的一般范围，即，管宽度相对于有效歧管直径的比例为 1. 298 至 1. 82。在本公开文本中，有效横截面比例小于1 1.20，并且通常在约1 0.90至约 1.18之间，但是可有效地应用在1.18以下的有效横截面比例，以及有效地应用在1 0.90 以下的有效横截面比例。(通常，比例越低，积极效果越好。)以另一种对比的方式陈述，本公开文本中的歧管集管的有效横截面面积在大于通常现有行业惯例的约1. 66至约3. 05倍之间。这些比例的重要性是不明显的，除非测试以及模拟HVAC热交换器的多种热交换器尺寸和一般应用。取决于歧管集管中的应用和质量流率而定，本公开文本的热交换器在歧管中具有明显较低的压降，并且所述管的端口尺寸或端口几何形状和压降对不均勻分布具有较少的影响，从而减小了歧管对热交换器的总体性能的影响，以及允许更大范围内的管端口直径和设计。此外，随着歧管长度增大，它与管的内在关系的重要性增大，从而可增大热交换器的尺寸、效率和容量。根据歧管的几何形状和(光滑的或不光滑的，即，间歇式管的中断或突起)内部， 对于现有技术的冷凝器，歧管中制冷剂气流的一般范围是对于处在110华氏冷凝温度的 R22而言为最大12至22吨每平方英寸横截面面积(36至661bs每分钟质量流每平方英寸)。对于现有技术的蒸发器，歧管中的制冷剂流的这个一般范围是对于处在35华氏蒸发温度的R22而言为最大10至15吨每平方英寸横截面面积(30至451bs每分钟质量流率每平方英寸)。对于高压制冷剂例如R410a，所述最大质量流率范围会更高；对于涉及低压运行的低压制冷剂例如R134a，所述最大质量流率范围会更低，这与任意制冷剂的运行压力下的气体密度直接相关。在上述参考的指导下，一般的行业惯例为，带50%堵塞的1. 15英寸内径的歧管在作为冷凝器使用R22时将具有6至10吨的最大有效容量，在作为蒸发器使用R22时将具有5至7. 5吨的最大有效容量。相反，本公开文本的热交换器在作为冷凝器使用R22时将具有约16至约观吨之间的最大有效容量，在作为蒸发器使用R22时将具有约10至约20吨之间的最大有效容量，这取决于歧管长度和运行设计工况。由于压降关于质量流率呈指数关系，该约1. 66至约2. 0之间的质量流率是现有设计的约2. 0倍至约2. 66 倍。取决于内部歧管的几何形状以及期望的质量流率，本公开文本的热交换器转换为2. 7 倍至7. 1倍较低的歧管压降。这个较低的压降将影响随着制冷剂流过歧管^ 和24b 之间)，管14如何连续一致地均勻供应制冷剂，并且减小了插入具有较高压降的管以抵消歧管2 压降效应的需要。因而，本公开文本的热交换器的上部歧管压降，正如与所述管、质量流率、运行状况和设计状况相关的，为这种类型的热交换器产生新的性能特点，并且允许更大范围的HVAC&R应用。尽管其他比例也可被用于限定本公开文本的热交换器8的新颖性，但是相信选定的上述比例最好地反映了总体机械结构，以及限定了与行业惯例的差别，而不将如下变量的复杂效果结合起来，所述变量例如，质量流率、制冷剂CFM、进入歧管的管突起效应、气体分布、管内的毛细管效应、热交换器的管取向以及其他系统运行变量。由上部集管2 或多通路配置引起的冷凝器中的制冷剂分布不均勻效应，可能会减小热交换器容量并且降低总体系统能效。通过减少下部歧管压降的量、相关的关于管14 的质量流率容量的下部压降比例以及所需要的管14的数量，本公开文本的热交换器8使歧管集管M对系统2的影响以及相关的热交换器8的性能降低最小化。在一种蒸发器配置中，由此制冷剂进入热交换器8的下部歧管Mb，流动且向上蒸发至管14，然后进入上部歧管集管Ma (与冷凝器中的制冷剂的流动方向相反)，由管14和上部歧管Ma所引起的压降更显著地引起进入管14的制冷剂的分布不均勻，并且影响管14 中的蒸发温度，从而产生更多问题以及导致多种方式的热交换器容量的损失。系统容量的损失和/或合适的蒸发器运行温度是关键的设计问题，根据制冷剂和运行状况，管14还必须具有相对低的一般为约0. Ipsi至约5psi之间的压降。由此上部歧管集管2 影响管14 中的分布不均勻和蒸发温度，而涉及管和歧管比例方面的本发明的热交换器8扩大了蒸发器的应用范围。此外，在一种蒸发器配置中，下部歧管24b对一个管14或多组管14中的制冷剂分布不均勻或过量供给具有甚至更大影响。由于那些管中制冷剂的不完全沸腾以及每一管的有限的热传递容量，一个或多个管中的约1.05至约1. 10之间的过量供给因子可严重损失热交换器容量。由于蒸发器通常被一个热膨胀阀控制，该热膨胀阀基于出口的过热气体温度调节通向热交换器的制冷剂流量，当出现分布不均勻(以及，出现一个或多个管的过量供应)的情况时，热膨胀阀将测量下部过热气体温度(由于过量供应的制冷剂在上部歧管集管中蒸发，由此降低离开热交换器的过热温度)。当热膨胀阀测量到低于设定点的过热温度时，控制装置被配置为闭合所述阀，直至达到过热温度。所述阀闭合装置基本上减小了蒸发器热交换器的热传递率(容量)。因而，通向一个或多个管中的制冷剂的分布不均勻(过量供应)将导致所述阀闭合，从而降低热交换器的性能。下部歧管( 及其比例在减小或消除制冷剂分布不均勻方面可起重要的作用。当被用在热泵应用中时，由此热交换器8在冷凝器模式下运行，且其他时间在蒸发器模式下运行，本发明适应所有上述问题，除了蒸发器模式下下部集管中的制冷剂分布不均勻。此外，下部歧管的液体隔板30和收集器特征——该收集器特征在冷凝器模式下起作用——还可在蒸发器模式下运行。这是一个非常独特且新颖的特征；即，使得内置式收集器能够逆向循环而几乎对系统性能没有不利影响，同时不需要旁路阀(之前需要围绕或 “管”环绕所述收集器)。本文描述以及图1-图6中示出的本发明组合展示了新的以及现有的部件，它们与制冷系统协同工作，以解决在HVAC&R应用中使用铜焊微通道热交换器的问题。一个实施方案是空气(或蒸气)对制冷剂应用的铜焊热交换器配置，使得i)制冷剂管可被配置为单通路，基本上竖直取向；ii)制冷剂管可具有各种内部端口尺寸；iii)制冷剂歧管集管被放大且不限于获得低入口压降以及与管相关的其他特性；iV)所放大的歧管集管提供制冷剂容积；以及，ν)隔板/孔(或管)可位于制冷剂出口附近，以保持充分量的液体制冷剂，从而提供“返回”，阻止气体进入离开的制冷剂连接管路并引起其他期望的运行特性。在替代实施方案中，可采用特征i)至ν)的不同组合。不考虑具体实施方案，本发明旨在实现作为制冷冷凝器和/或蒸发器，和/或热泵热交换器的新的结果。期望的是，提供与应用的质量流率相关、结合由管引起的标称压降、结合液体制冷剂容积、与隔板/孔(或管)组合的低压降歧管集管，以提供基本上仅流体从冷凝器流出以及冷凝器出口处可选的回压(back-pressure)。这样的整体设备特征可被应用于HVAC&R系统中很大范围的热交换器应用，例如铜焊的铝热交换器，并且可被用在极宽范围的设计和实践的运行状况中，并且能够使用各种制冷剂，例如先前所涉及的，包括作为冷凝器和/或蒸发器的应用，以及其中热交换器运行在冷凝器模式下(用于加热)并接着运行在蒸发器模式下(用于冷却)的热泵应用。现有技术关注微型汽车设计，其中歧管中的压降被容许，并且管压降由穿过热交换器的多通路来补偿。未发现这些汽车设计或者这些汽车设计不需要与歧管和管压降相互作用有较大关系，除非HVAC/R应用需要物理尺寸和制冷剂质量流率大2倍至30倍的较大的热交换器。尽管参考优选实施方案对本发明进行了描述，但是本领域普通技术人员应理解， 在不偏离本发明的范围的前提下，可做出各种改变，并且等同物可用来替代其元件。此外， 在不偏离本发明的实质范围的前提下，可做出许多改型来调整本发明教导的具体的情况或材料。因而，并不旨在将本发明限于所公开的用于实施本发明的最佳模式的具体实施方案， 而是本发明将包括落入随附权利要求范围内的所有实施方案。
权利要求
1.一种最优化热交换器性能的方法，该方法包括具有第一歧管、第二歧管以及在第一歧管和第二歧管之间延伸的管的热交换器，所述管具有至少一个开口，所述至少一个开口延伸穿过所述管在所述第一歧管和所述第二歧管之间的整个长度；通过根据所用制冷剂的类型及其性质来选定所述管的开口尺寸或配置，以控制所述热交换器中的压降。
2.如权利要求1所述的方法，其中在每一管中设置多个开口，所述多个开口在单列中基本均勻地间隔开，并且具有相同的尺寸。
3.如权利要求1所述的方法，其中在每一管中设置多个开口，所述多个开口在单列或多列中非均勻地间隔开，并且具有不同的尺寸或形状。
4.如权利要求1所述的方法，包括在所述第二歧管中设置液体隔板以产生第一腔和第二腔的附加步骤，所述液体隔板具有与其邻近的、从所述第一腔延伸至所述第二腔的开口。
5.如权利要求4所述的方法，包括最优化所述第一歧管和第二歧管的尺寸的附加步骤，使得所述歧管与管尺寸的比例、或歧管与管开口横截面面积的比例会导致产生低压降， 并且使所述歧管和管组合中的压降效应最小化。
6.如权利要求5所述的方法，包括最优化所述第一歧管和所述第二歧管的尺寸的附加步骤，使得所述第一歧管和第二歧管的质量流量与所述管流量的比例被最优化，从而当将制冷剂提供至所述管时，所述第一歧管具有最小或可忽略的分布不均勻效应，由此提高所述热交换器的总体性能。
7.如权利要求6所述的方法，包括在所述第二歧管中聚集冷凝的制冷剂液体的附加步骤，从而阻止液体制冷剂返回至所述管中。
8.如权利要求1所述的方法，包括在所述第二歧管中设置隔板的附加步骤，以允许所述第二歧管用作微型收集器，从而增加所述热交换器的制冷剂注入容积，并且允许所述第二歧管内部的制冷剂注入水平浮动，由此增大临界注入的范围或幅度，使得制冷剂注入水平在预定范围内的增大或减小对所述热交换器的性能基本上没有影响。
9.如权利要求1所述的方法，包括在所述第二歧管中设置隔板的附加步骤，以允许所述第二歧管用作微型收集器，并允许过量的制冷剂连续地聚集在所述第二歧管中，从而提供附加的热传递表面用于冷凝，由此所述热交换器所附接至的制冷系统在部分负荷状况下实现了增大的能效。
10.如权利要求4所述的方法，其中所述第二歧管中的液体隔板分隔开所述第二歧管的大部分，除了所述第二歧管底部处的开口，由此在所述第二歧管中产生两个腔，第一腔用作制冷剂收集器，第二腔用作过渡腔以及进出制冷剂连接处的通道。
11.如权利要求10所述的方法，包括在所述第二腔中聚集冷凝的制冷剂液体的附加步骤，其中所述制冷剂液体在所述管中冷凝，由此由于总体制冷负荷，所述第二腔中的制冷剂液体的液位将基于制冷剂的使用率而波动，以及所述第二腔将用作收集器或贮存槽，用于储存包括热交换器的制冷剂系统所不使用的过量的制冷剂。
12.如权利要求11所述的方法，其中所述隔板和开口被配置且布置为允许仅制冷剂液体穿过所述开口，由此所述第二腔中的任何气体聚集被截留且且不允许穿过所述开口。
13.如权利要求12所述的方法，包括基于所述开口两端的期望压降选择开口尺寸的附加步骤，由此所述开口尺寸可被选定为具有可忽略的压降或引起标称压降。
14.一种热交换器，其最优化热交换器容量，所述热交换器包括第一歧管；第二歧管；管，在所述第一歧管和所述第二歧管之间延伸并流体连通；所述管宽度与所述第一歧管有效内径的比例小于1 1. ;由此与所述第一歧管相关联的压降是低的，从而使所述热交换器中的制冷剂分布不均勻的效应最小化，由此提高所述热交换器的性能。
15.如权利要求14所述的热交换器，其中在每一管中设置多个开口，所述多个开口延伸穿过所述管的长度，并在单列中基本均勻地分隔开，并且具有相同的尺寸。
16.如权利要求14所述的热交换器，其中在每一管中设置多个开口，所述多个开口延伸穿过所述管的长度，并在单列或多列中不均勻地间隔开，并且具有不同的尺寸或形状。
17.如权利要求14所述的热交换器，其中所述热交换器具有设置在所述第一歧管中的入口以及设置在所述第二歧管中的出口，下部的歧管具有液体隔板以形成第一腔和第二腔以及邻近该液体隔板、从所述第一腔延伸至所述第二腔的开口。
18.如权利要求17所述的热交换器，其中所述隔板和开口被配置且布置为允许仅制冷剂液体穿过所述开口，由此所述第二腔中的任何气体聚集被截留且不允许穿过所述开口。
19.如权利要求14所述的热交换器，其中在所述第二歧管中设置隔板，所述隔板允许所述第二歧管用作微型收集器，允许过量的制冷剂连续地聚集在所述第二歧管中，从而提供附加的热传递表面用于冷凝，由此所述热交换器所附接至的制冷系统在部分负荷状态下实现增大的能效。
20.如权利要求19所述的热交换器，其中所述制冷剂从所述第二歧管最底部的竖直部分被吸至所述管中。
21.如权利要求14所述的热交换器，其中所述第二歧管中的隔板分隔开所述第二歧管，除了位于所述第二歧管底部处的一个变窄的开口，由此在所述第二歧管中形成两个腔， 第一腔用作制冷剂收集器，第二腔用作过渡腔以及进出制冷剂连接处的通道。
22.如权利要求14所述的热交换器，其中所述管在所述第一歧管和所述第二歧管之间以竖直取向延伸，使得所述管内的制冷剂流受重力或毛细管效应的影响。
全文摘要
本发明是一种具有最优化性能的热交换器，以及一种最优化热交换器性能的方法。所述热交换器具有第一歧管；第二歧管；以及，在第一歧管和第二歧管之间延伸的管。所述管具有至少一个开口，该开口延伸穿过所述管的整个长度。该方法可包括通过根据所用制冷剂的类型及其性质来选定所述管的不同尺寸的开口或配置，来控制所述热交换器中的压降；最优化所述第一歧管和第二歧管的尺寸，使得歧管与管尺寸的比例、或歧管与管开口横截面面积的比例会产生低压降，并且使所述歧管和管组合中的压降效应最小化；以及，最优化所述第一歧管和第二歧管的质量流量与所述管流量的比例，使得当将制冷剂提供至所述管时，所述第一歧管具有最小化或可忽略的分布不均匀的效应，从而提高所述热交换器的总体性能。
文档编号F25B39/04GK102439380SQ201080008834
公开日2012年5月2日 申请日期2010年1月22日 优先权日2009年1月25日
发明者史蒂文·M·万德 申请人:美国阿尔科伊尔有限公司