Die Erfindung bezieht sich auf einen Wärmeaustauscher mit rotierenden Wärmeaustauschrippen.
Diese Wärmeaustauscher mit einer Reihe von Wärmeaustauschrippen sind bereits bekannt. Sie förderten jedoch auf konventionelle Weise ein Medium durch diese Reihe von Rippen hindurch. Die dabei auf das Medium einwirkenden Kräfte verursachen nun aber Kaviation und ergeben ein starkes Geräusch beim Betrieb des Wärmeaustauschers. Dar über hinaus ist für diese bekannten Wärmeaustauscher bezeichnend, dass sie einen schlechten Wirkungsgrad haben, und dass eine recht sperrige und schwere Konstruktion erforderlich ist, so dass man auch eine beachtliche Antriebsquelle braucht, um den Wärmeaustauscher mit der gewünschten Geschwindigkeit anzutreiben. Aus diesen Gründen sind solche Wärmeaustauscher nicht sehr stark verbreitet und hatten auch keinen grossen wirtschaftlichen Erfolg.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, den Wärmeaustauscher der eingangs erwähnten Art so zu verbessern, dass er äusserst wirksam ist, so dass eine maximale Gesamtwärmemenge zwischen einem ersten und einem zweiten Medium ausgetauscht wird.
Dabei sollte der Erfindungsgegenstand verhältnismässig klein und leicht sein, so dass er wenig Antriebsenergie benötigt, um ihn mit der erforderlichen Geschwindigkeit anzutreiben. Weiter sollte der Erfindungsgegenstand die erwähnte Kavitation vermeiden und vergleichsweise ruhig laufen.
Zur Lösung dieser Aufgabe ist ein Wärmeaustauscher der eingangs erwähnten Art vorgesehen, welcher dadurch gekennzeichnet ist, dass mehrere ringförmige Wärmeaustauschrippen koaxial in einem Abstand parallel zueinander drehbar um eine gemeinsame Achse angeordnet sind und eine innere zur Aufnahme eines ersten Wärmeaustauschmediums bestimmte Kammer mit einem Einlass an einem axialen Ende bilden, dass mehrere Wärmeaustauschrohre sich durch alle oder mehrere Wärmeaustauschrippen hindurch erstrecken und parallel zur gemeinsamen Drehachse im Abstand von dieser angeordnet sind, dass eine Einrichtung zum Einführen und Ableiten eines weiteren Wärmeaustauschmediums in die Wärmeaustauschrohre und aus diesen heraus sowie eine weitere Einrichtung zum Drehantrieb der Wärmeaustauschrippen um die gemeinsame Achse vorhanden ist.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den beiliegenden Zeichnungen dargestellt; es zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch einen Wärmeaustauscher nach einer ersten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 2 eine Ansicht, teilweise im Schnitt nach der Linie 2-2 in Fig. 1;
Fig. 3 in grösserem Massstab eine Teilansicht, teilweise im Schnitt nach der Linie 3-3 in Fig. 1;
Fig. 4 einen Teilschnitt nach der Linie 4-4 in Fig. 3;
Fig. 5 einen Schnitt ähnlich Fig. 1 einer abgewandelten Ausführungsform des Wärmeaustauschers;
Fig. 6 eine Teilansicht der schraubenlinienförmigen Wärmeaustauschrippenanordnung gemäss der Ausführungsform nach Fig. 5;
Fig. 7 eine Ansicht von hinten auf die Wärmeaustauschrippenanordnung nach Fig. 6;
Fig. 8 einen Schnitt in kleinerem Massstab nach der Linie 8-8 in Fig. 5;
;
Fig. 9 einen Schnitt ähnlich Fig. 1 durch eine weitere Ausführungsform des Wärmeaustauschers nach der Erfindung;
Fig. 10 einen Schnitt nach der Linie 10-10 der Fig. 9, und
Fig. 11 ein U-förmiges Wärmeaustauschrohr für die Ausführungsform nach Fig. 9
Die in Fig. 1 dargestellte Ausführungsform eines drehangetriebenen Wärmeaustauschers nach der Erfindung zeigt ein zylindrisches Gehäuse 1 von bestimmtem Durchmesser und verhältnismässig kurzer axialer Länge, mit einer durchgehenden Umfangwand 2 und senkrecht dazu angeordneten Seitenwandungen 3 und 4. Eine Hohlwelle 5 ist an der Seitenwand 3 fest angeordnet und erstreckt sich koaxial von dieser Wand nach aussen; das Innere der Hohlwelle 5 ist mit dem Innenraum des Gehäuses 1 durch eine axiale Öffnung in der Seitenwand 3 verbunden.
Die Welle 5 ist in Lagern 6 und 7 angeordnet und die Welle 5 sowie das Gehäuse 1 werden mit einer bestimmten Geschwindigkeit durch einen Elektromotor M angetrieben, der ein Zahnrad 8 in Drehung versetzt, das seinerseits ein Zahnrad 9 auf der Welle 5 antreibt.
In der Nähe der gegenüberliegenden Seitenwandung 4 des Gehäuses 1 ist eine Reihe ringförmiger Wärmeaustauschrippen 10 koaxial zu dem Gehäuse 1 in gleichen Abständen und parallel zueinander angeordnet. Diese Rippen bestehen aus einzelnen ringförmigen Scheiben, die auf Wärmeaustauschrohren 11 angebracht sind, welche durch die Rippen 10 parallel zu deren Drehachse hindurchführen und sie tragen sowie den nötigen engen Abstand zwischen diesen Rippen untereinander, ihren Abstand vom Gehäuse 1 sowie ihre Lage parallel zueinander festlegen. Die Rippen 10 und die Rohre 11 sind aus Metall mit hoher thermischer Leitfähigkeit hergestellt, beispielsweise Kupfer oder Aluminium, und die Rippen werden vorzugsweise an die Wärmeaustauschrohre 11 hart oder weich gelötet oder sonstwie befestigt, um eine maximale Wärmeleitfähigkeit zwischen diesen Teilen zu schaffen.
Die Rohre 11 sind in gleichen Abständen radial voneinander versetzt am Umfang der Wärmeaustauschrippen 10 und des Gehäuses 1 angeordnet, wie dies in Fig. 2 veranschaulicht ist. Die Innenenden der Rohre 11 sind dabei in entsprechenden Öffnungen 12 durch die Gehäuseseitenwand 4 gesteckt, so dass der Innenraum der Rohre 11 mit dem Innenraum des Gehäuses 1 in Verbindung steht. Die Aussenenden der Rohre 11 sind dabei in Ausnehmungen 13 eines Ringes 14 angeordnet und befestigt, der koaxial zum Gehäuse 1 anschliessend an die äussersten Rippen 10 angeordnet ist. Dieser Endring 14 verschliesst die Aussenenden der Rohre 11 und hält diese auch im gewünschten Abstand voneinander.
Wie in Fig. 1 gezeigt ist, ist der Aussenradius aller Wärmeaustauschrippen 10 gleich, aber etwas kleiner als der Radius des Gehäuses 1. Der Innenradius aller Rippen ist ebenfalls gleich mit bestimmten Ausnahmen, die im nachfolgenden noch erläutert werden. Die inneren Ränder der Rippen 10 bilden eine zum Gehäuse 1 koaxiale Einlasskammer C für das Wärmeaustauschmedium, das von den Wärmeaustauschrippen 10 zwischen diese hindurch nach aussen getrieben wird, wie im nachfolgenden noch beschrieben wird. Der Aussendurchmesser des Endringes 14 ist im wesentlichen der gleiche wie der Aussendurchmesser der Rippen 10, und der Innendurchmesser des Ringes ist im wesentlichen der gleiche wie der Innendurchmesser der daneben liegenden Gruppe von Rippen, so dass der Durchfluss des Wärmeaustauschmediums in die Kammer C nicht verengt ist.
Ein nach aussen glockenförmig erweiterter Einlass 15 ist fest an einem ortsfesten Gehäuse oder einer Stütze 16 angeordnet und liegt koaxial im Bereich der Aussenfläche des Endringes 14. Das kleinere Ende des Einlasses 15 in der Nähe des Ringes 14 hat einen Durchmesser, der im wesentlichen der gleiche ist wie der Innendurchmesser des Ringes 14, so dass sich ein glatter ununterbrochener Fluss nach innen durch den Einlass 15 und den Ring 14 zu der Kammer C ergibt.
Wie in Fig. 1 gezeigt, haben bestimmte Wärmeaustauschrippen 17 kleinere Innenradien als die übrigen Rippen 10, so dass sie weiter in die Einlasskammer C, über die inneren Ränder der anderen Rippen 10 hinaus, hineinragen. Die Innen radien dieser breiteren Rippen 17 sind abgestuft, so dass das Ausmass, um das sie nach innen in die Kammer C vorstehen, progressiv axial nach innen, d. h. gegen das Gehäuse 1 hin, zunimmt, wie dargestellt. Der innere Rand 18 jeder Rippe 17 ist axial nach aussen gekrümmt, und der axiale Abstand zwischen diesen Rippen 17 sowie ihre Innenradien sind so gewählt, dass eine im wesentlichen gleichmässige Verteilung des Wärmeaustauschmediums aus der Kammer C in die Zwischenräume zwischen den Reihen der Rippen 10 erfolgt.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 1 strömt beispielsweise zu gondensierender Dampf in das Gehäuse 1 durch die Hohlwelle 5 ein und durchströmt anschliessend die Rohre 11, wo der Dampf durch den Wärmeaustausch mit einem Kühlmittel kondensiert wird, wobei es sich beim letzteren um Aussenluft handeln kann, die nach aussen zwischen die Kühlrippen 10 strömt, wie noch näher beschrieben wird. Das auf diese Weise in den Rohren 11 gebildete Kondensat fliesst nun wieder in das Gehäuse 1 zurück, aus dem es infolge der durch die Drehung des Wärmeaustauschers erzeugten Zentrifugalkraft radial abgeführt wird.
Bei der dargestellten Anordnung wird das Kondensat aus dem Gehäuse 1 durch mehrere U-förmige Rohre 19 abgeleitet, die Flüssigkeitskanäle bilden, die einen Abfluss des Dampfes direkt aus dem Gehäuse 1 verhindern und bewirken, dass der Dampf in die Wärmeaustauschrohre 11 gelenkt wird. Wenn der Dampf nun die U-förmigen Rohre 19 verlässt, wird das Kondensat radial nach aussen gegen die Innenfläche der zylindrischen Umfangswand 20 eines stationären ringförmigen Gehäuses 21 gelenkt, welches das drehbare Gehäuse 1 umgibt und voneinander einen Abstand aufweisende Seitenwandteile 22 und 23 aufweist, die ganz dicht neben den Rändern der Gehäuseseitenwandungen 3 und 4 liegen. Das sich in dem Gehäuse 21 sammelnde Kondensat wird durch ein Rohr 24 abgelassen.
Eine abgewandelte Form der Wärmeaustauschrippen ist in den Fig. 5, 6 und 7 gezeigt, worin die Rippen 10a durch die nebeneinander liegenden Windungen einer durchgehenden schraubenlinienförmigen Anordnung eines flachen Streifens aus thermisch gut leitfähigem Material gebildet sind. Wie im Falle der Rippen 10 beim ersten Ausführungsbeispiel sind die nebeneinander liegenden Rippen 10a koaxial zu dem Gehäuse 1 in einem bestimmten gleichmässigen Abstand zueinander angeordnet und gegeneinander befestigt, um mit dem Gehäuse zu rotieren. Dabei sind diese Abstände sowie diejenigen zum Gehäuse 1 durch die die Rippen durchdringenden und sie tragenden Wärmeaustauschrohre 11a festgelegt, die an der Gehäusewandung 4 und dem Endring 14 befestigt sind, wie dies bei den Rohren 11 in Fig. 1 schon beschrieben wurde.
Bei dieser Ausführungsform ist es auch wünschenswert, dass eine Einrichtung in der Kammer C geschaffen wird, um eine im wesentlichen gleichmässige Verteilung des Wärmeaustauschmediums aus der Kammer in die Räume zwischen den nebeneinander liegenden Rippen 10a zu erreichen. Jedoch ist es bei der durchgehenden Rippenkonstruktion nach Fig. 5 nicht praktisch, bestimmte Windungen der schraubenlinienförmigen Rippen 10a nach innen vorstehen zu lassen, wie die Rippen 17 in Fig. 1. Demgemäss ist bei der Ausführungsform nach Fig. 5 eine Reihe von zusätzlichen Rippen 17a radial in der Kammer C über ihre ganze Länge verteilt angeordnet und mittels Stangen 25 im Abstand zueinander festgehalten, die in Längsrichtung durch die Rippen 17a hindurchführen und in gleichen Abständen am Umfang der Drehachse angeordnet sind.
Die gegenüberliegenden Enden dieser Stangen 25 sind in der Wand 4 des Gehäuses 1 und in entsprechenden am Umfang liegenden Ansätzen 26 befestigt, die radial nach innen von einem lrlilfsring 27 vorstehen, der aussen im Bereich des Endringes 14 angeordnet ist. Die in neren Radien der zusätzlichen Rippen 17a sind wieder so abgestuft, dass das Ausmass, um das die Rippen nach innen in die Kammer C ragen, progressiv in Richtung zum in Fig.
5 nur angedeuteten Gehäuse hin zunimmt, und der innere Rand 1Sa jeder dieser Rippen 17a ist axial nach aussen gekrümmt. Der axiale Abstand zwischen den benachbarten Rippen 17a und ihren Innenrändern ist daher begrenzt und geeignet, eine im wesentlichen gleichrnässige Verteilung des Wärmeaustauschmediums aus der Kammer C in die Räume zwischen den nebeneinander liegenden Rippen 10a zu erreichen.
Der axiale Abstand zwischen den benachbarten Rippen 10 und 10a wird in Abhängigkeit von der Drehgeschwindigkeit der Rippen festgelegt und auch abhängig von den inneren und äusseren Radien der Rippen, um die Viskositätseigenschaften des Wärmeaustauschmediums und der Scherkräfte, die durch die Rippen 10 und 10a zur Beförderung des Mediums radial nach aussen zwischen den Rippen ausgeübt werden, ausnützen. Somit wird durch die Drehung der Rippen 10 und 10a mit einer auf den Abstand der Rippen 10 und 10a voneinander abgestimmten Geschwindigkeit und deren Radien das Medium durch den Einlass 15 und den Ring 14 nach innen in die Kammer C gedrückt und strömt anschliessend radial in die Räume zwischen den Rippen 10 bzw. 10a, wo es durch die Scherkräfte beschleunigt wird, die durch die Geschwindigkeitsdifferenz oder den Schlupf zwischen den Rippen und dem Medium erzeugt werden.
Wenn dieses nun nach aussen zwischen die Rippen beschleunigt wird, dann wird es gleichzeitig unter Druck gesetzt und schliesslich an den Aussenkanten der Rippen abgeleitet. Bei diesem Durchströmen zwischen den Rippen folgen die Mediumteilchen einem schraubenlinienförmigen Weg. Für optimale Ergebnisse werden der axiale Abstand der Rippen, die Drehgeschwindigkeit und die inneren und äusseren Radien so aufeinander abgestimmt, dass das Wärmeaustauschmedium zwischen den Rippen auf eine Geschwindigkeit beschleunigt wird, die wesentlich kleiner ist als die Umfangsgeschwindigkeit der Rippen, um es zwischen den Rippen 10 und 10a um diejenige Zeit verweilen zu lassen, die erforderlich ist,
um einen maximalen Gesamtwärmefluss oder einen Gesamtwärme- austausch zwischen dem Medium zwischen den Rippen und dem zu kühlenden oder zu erwärmenden Medium in den Rohren 11 und lla zu erhalten.
Der axiale Abstand zwischen den Rippen 10 und 10a und der Zusammenhang zwischen den Innenradien der Rippen und ihren Aussenradien kann in bestimmten Grenzen bei einer bestimmten Drehgeschwindigkeit des Wärmeaustauschers schwanken. Eine durch Schubkräfte infolge Rotation ausgelöste Strömung kann vollständig durch die Taylorsche Zahl, abgekürzt NTa, charakterisiert werden.
NTa = d2wK d = Abstand zwischen den Wärmeaustauschrippen w = Winkelgeschwindigkeit v = kinematische Viskosität
Es wurde festgestellt, dass eine äusserst wirksame Strömung nach aussen dann erreicht wird, wenn NTa = 31/4 ist.
Jedoch führt ein wirksames Erzeugen einer Strömung noch nicht zu einem wirksamen Wärmeaustausch. Die Strömung ist dann wirksam, wenn die dem Wärmeaustauschmedium zu geführte Energie maximal ist. Ein wirksamer Wärmeaustausch hängt aber sowohl von der Oberfläche der Kühlrippen als auch von der Differenz der Geschwindigkeit zwischen diesen und dem Medium ab, das zwischen ihnen strömt.
Somit ist für den Wärmeübergang die erwähnte Taylorsche Zahl für sich noch nicht adäquat, um einen optimalen Wir kungsgrad anzugeben. Man hat festgestellt, dass bei verschie denen Kombinationen des Innenradius (Ri) und des Aussen radius (Ro) der Rippen die Taylorsche Zahl für einen wirk samen Wärmeaustausch immer grösser ist als 4. Dabei wurde entdeckt, dass für Luft die Kombination der Taylorschen Zahl mit geometrischen Angaben gemäss der Formel NTa (Ri/ Ro)2, bei einem wirksamen Wärmeaustausch zwischen 2 und 4 liegt. Ein Beispiel ist ein luftgekühlter Kondensator mit einem Aussenradius der Wärmeaustauschrippen, in diesem Falle der Kühlrippen, von 15,24 cm, der mit einer Geschwindigkeit von 2400 Umdrehungen pro Minute angetrieben wird.
Optimale Ergebnisse werden hierbei dann erhalten, wenn der Innenradius der Kühlrippen 10 und 10a 10,15 cm beträgt. und der Abstand zwischen den nebeneinander liegenden Kühlrippen 10 und 10a 0,0762 cm ist. Die Gesamtzahl der Kühlrippen 10 oder 10a ist hierbei proportional der Wärmebelastung in irgendeinem Falle. Eine Erhöhung der Zahl und/oder des Durchmessers der Wärmeaustauschrohre, die durch die Kühlrippen parallel zu der Drehachse verlaufen, schafft mehr Wärmeaustauschfläche für das zu kühlende Medium in den Rohren, aber diese vergrösserte Fläche erhält man auf Kosten eines reduzierten Durchflusses des Kühlmittels zwischen den Kühlrippen. Dies bedeutet, dass durch die Rohre die Neigung besteht, den Durchfluss zwischen den Kühlrippen geringfügig herabzusetzen. Es sind auch andere Rohre als solche mit rundem Querschnitt möglich.
Ein tragflügelförmig ausgebildetes Rohr, dessen Sehne in der Strömungsrichtung zwischen den Kühlrippen liegt, schafft einen minimalen Durchflusswiderstand zwischen den Kühlrippen.
Der beschriebene Wärmeaustauscher weist verhältnismässig kleine Abmessungen und geringes Gewicht auf und benötigt eine geringere Antriebsenergie zu seiner Rotation mit einer gewünschten Geschwindigkeit. Darüber hinaus zeigt die Ausnützung der Schubkräfte auf Grund der Viskosität zwecks Förderung des Wärmeaustauschmediums zwischen den im Abstand voneinander angeordneten Rippen 10 und 10a hindurch dank des Umstandes, dass hierbei kein Abreissen der Strömung stattfindet, den Vorteil sehr grosser Laufruhe, wobei eine Kavitation wie bei den erwähnten herkömmlichen Wärmeaustauschern nicht auftritt.
Wegen dieser Eigenschaften und Vorteile ist der Erfindungsgegenstand insbesondere zur Verwendung in Wärmekraftanlagen geeignet, die in Annäherung an den Clausius Rankine-Prozess arbeiten und einen rotierenden Kessel aufweisen, an welchem der Wärmeaustauscher direkt axial angebracht oder für eine Rotation mit dem Kessel als eine Einheit gekuppelt sein kann.
Hierbei tritt bei Verwendung eines drehbaren Wärmeaustauschers der dargestellten Art der Dampf aus einem Energieerzeuger, beispielsweise eine Turbine, in den Wärmeaustauscher durch die Welle 5 ein, wo er in den Rohren 11 oder 11 a infolge Wärmeaustausches mit der Kühlluft kondensiert wird, die sich zwischen den Kühlrippen 10 und 10a nach aussen bewegt; anschliessend wird das Kondensat in das Gehäuse 21 abgelassen, von wo aus es direkt in den Drehkessel zwecks Rückverwandlung in Dampf geleitet wird, und wobei sich der Kreislauf in dieser Weise ständig wiedeholt. Ein Drehkessel dieser Bauart und ein Antrieb der für die Verwendung mit dem dargestellten Wärmeaustauscher geeignet ist, sind bereits vorgeschlagen worden.
Die Verwendung eines drehbaren Wärmeaustauschers nach der vorliegenden Erfindung ist nicht auf die Anwendung als Kondensator für einen Dampferzeuger der erwähnten Art beschränkt. Beispielsweise ist eine weitere Ausführungsform der Erfindung in den Fig. 9, 10 und 11 gezeigt, die Verwendung finden kann, um einen Hochleistungswärmeaustausch zwischen einer Kühl- oder Wärmeflüssigkeit und einem anderen Medium zu erzeugen. In Fig. 9 ist der Wärmeaustauscher im wesentlichen ähnlich der Bauart und der Wirkungsweise gemäss der ersten bereits beschriebenen Ausführungsform. Daher ist es nicht erforderlich, die ins einzelne gehende Beschreibung des Wärmeaustauschers zu wiederholen, und die Teile sind ähnlich den zuvor anhand der Fig.
1, 2, 3 und 4 beschriebenen, wobei aber die Bezugszeichen mit dem zusätzlichen Buchstaben b versehen sind.
Der Hauptunterschied zwischen den beiden Ausführungsformen des Wärmeaustauschers besteht in der Bauart des Gehäuses 1b und den Wärmeaustauschrohren 11b. Gemäss Fig. 9 ist somit das Gehäuse 1b durch eine Trennwand 28 in eine Einlass- und eine Auslasskammer I und 0 unterteilt, und die Wärmeaustauschrohre 1 1b in langgestreckter U-Form sind mit längeren oder kürzeren Schenkeln 11c und 11d versehen.
Die Enden der kürzeren Schenkel 11d der U-förmigen Rohre 1 1b sind in Öffnungen 12b befestigt, die die Gehäuseseitenwand 4b durchdringen, so dass die Rohre 11b in Verbindung mit dem Innenraum der Innenkammer I des Gehäuses lb stehen. In ähnlicher Weise sind die Enden der längeren Schenkel 1 1c in Öffnungen 28b befestigt, die die Trennwand 28 durchdringen, so dass die Rohre 11b nun in Verbindung mit dem Innenraum der Aussenkammer 0 in dem Gehäuse 1b stehen. Die Rohre 11b durchdringen einen Endring 14b, wobei ihre U-förmigen Bögen über den erwähnten Ring nach aussen hinausragen.
Die Hohlwelle Sb ist in Lagern 6b und 7b angeordnet und steht in Verbindung mit dem Innenraum der Auslasskammer 0 des Gehäuses lb, um einen Auslass für den Dampf und die Flüssigkeit zu bilden, die die Wärmeaustauschrohre 11b verlassen. Der Einlass für den Dampf oder die Flüssigkeit ist durch eine kleinere Hohlwelle 29 ermöglicht, die koaxial in der Welle 5b angeordnet ist, und das Innenende der Welle 29 steht mit dem Innenraum der Innenkammer I des Gehäuses 1b in Verbindung, von wo aus der einströmende Dampf oder die Flüssigkeit in die längeren Schenkel 11d der Rohre 1 1b eintreten.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 9 wird der Wärmeaustauscher mit einer bestimmten Geschwindigkeit durch einen Motor M' über einen herkömmlichen Vielfachriementrieb angetrieben, der die Riemen 30, 31 und die Riemenscheibe 32 umfasst, die auf der Welle 5b sitzt.
Die Wirkungsweise der Ausführungsform nach den Fig.
9, 10 und 11 ist im wesentlichen die gleiche wie die zuvor beschriebene nach der ersten Ausführungsform. Somit tritt der Dampf oder die zu kühlende oder zu erwärmende Flüssigkeit durch die Hohlwelle 29 in den Wärmeaustauscher ein und strömt in die Einlasskammer I, von wo aus der Dampf bzw. die Flüssigkeit die Rohre llb durchströmt, dann zunächst durch die kürzeren Schenkel 11b und daraufhin durch die längeren Schenkel 1 1c fliesst, wobei er bzw. sie gekühlt oder erwärmt wird, und zwar mittels eines Wärmeaustausches mit einer kühlenden oder wärmenden Flüssigkeit, die die Kammer C' nach aussen zwischen den Wärmeaustauschrippen 10b und 17b in der zuvor beschriebenen Weise durchströmt.
Der in den Rohren 11b kondensierte Dampf bzw. die gekühlte oder erwärmte Flüssigkeit tritt nun in die Auslasskammer 0 des Gehäuses Ib ein, von wo aus er bzw. sie durch die Hohlwelle 5b abströmt.
Die Erfindung kann für den Wärmeaustausch allgemein Verwendung finden, also für Kühlung oder Erwärmung von Flüssigkeiten, Gasen und Dämpfen, bei welcher ein maximaler Gesamtwärmeaustausch zusammen mit den erwähnten Vorteilen einer kompakten Konstruktion mit geringem Gewicht, minimalem Antriebsenergiebedarf und einem im wesentlichen geräuschfreien Lauf erwünscht ist. Drehbare Wärmeaustauscher wie beschrieben können als Kondensatoren für den erwähnten Clausius-Rankine-Kreislaufprozess bei Antriebsmaschinen für Landfahrzeuge Verwendung finden, beispielsweise bei Kraftfahrzeugen, in welchem Fall dann Luft das bevorzugte Kühlmittel wäre.
Darüber hinaus können luftgekühlte Antriebsmaschinen mit dem dargestellten Wär meaustauscher bei Energiesystemen Verwendung finden, bei denen die Wärme, die durch den Kondensator in Form warmer Luft gewonnen wird, zur Erwärmung von Wohnhäusern, Läden und anderen Gebäuden Verwendung finden. Im Falle eines Gesamtenergiesystems, bei dem warmes Wasser zur Wiederverwendung der Wärme vorzugsweise Verwendung findet, kann der beschriebene Wärmeaustauscher für eine optimale Laufruhe, einen hohen Wirkungsgrad und einen niedrigen Energiebedarf ausgelegt werden, und könnte beim Energiehaushalt auf Land oder auf Schiffen gute Dienste leisten. Weitere Anwendungsfälle der Erfindung zeigen ihre Anwendung beim Kühlen anderer Antriebsmaschinen, beispielsweise Brennkraftmaschinen, Kühleinrichtungen mit Kondensatoren oder Verdampfern und zum Kühlen chemischer Vorgänge.
The invention relates to a heat exchanger with rotating heat exchange fins.
These heat exchangers with a number of heat exchange fins are already known. However, they conventionally conveyed media through this row of ribs. The forces acting on the medium cause cavitation and result in a loud noise when the heat exchanger is in operation. In addition, it is characteristic of these known heat exchangers that they have poor efficiency and that a rather bulky and heavy construction is required, so that a considerable drive source is also required to drive the heat exchanger at the desired speed. For these reasons, such heat exchangers are not very widespread and have not had great commercial success.
The invention is therefore based on the object of improving the heat exchanger of the type mentioned at the outset so that it is extremely effective, so that a maximum total amount of heat is exchanged between a first and a second medium.
The subject matter of the invention should be relatively small and light so that it requires little drive energy to drive it at the required speed. Furthermore, the subject of the invention should avoid the mentioned cavitation and run comparatively quietly.
To solve this problem, a heat exchanger of the type mentioned is provided, which is characterized in that several ring-shaped heat exchange fins are arranged coaxially at a distance parallel to each other rotatable about a common axis and an inner chamber intended for receiving a first heat exchange medium with an inlet on one Form the axial end that several heat exchange tubes extend through all or more heat exchange fins and are arranged parallel to the common axis of rotation at a distance therefrom, that a device for introducing and discharging a further heat exchange medium into and out of the heat exchange tubes and a further device for rotary drive of the heat exchange fins is present around the common axis.
Embodiments of the invention are shown in the accompanying drawings; show it:
1 shows a section through a heat exchanger according to a first embodiment of the invention;
FIG. 2 is a view, partly in section, taken along line 2-2 in FIG. 1;
3 shows, on a larger scale, a partial view, partly in section along the line 3-3 in FIG. 1;
FIG. 4 shows a partial section along the line 4-4 in FIG. 3;
5 shows a section similar to FIG. 1 of a modified embodiment of the heat exchanger;
6 shows a partial view of the helical heat exchange fin arrangement according to the embodiment of FIG. 5;
Figure 7 is a rear view of the heat exchange fin assembly of Figure 6;
8 shows a section on a smaller scale along the line 8-8 in FIG. 5;
;
9 shows a section similar to FIG. 1 through a further embodiment of the heat exchanger according to the invention;
Fig. 10 is a section along the line 10-10 of Fig. 9, and
11 shows a U-shaped heat exchange tube for the embodiment according to FIG. 9
The embodiment of a rotationally driven heat exchanger according to the invention shown in Fig. 1 shows a cylindrical housing 1 of a certain diameter and relatively short axial length, with a continuous peripheral wall 2 and side walls 3 and 4 arranged perpendicular to it. A hollow shaft 5 is fixed to the side wall 3 arranged and extending coaxially outwardly from this wall; the interior of the hollow shaft 5 is connected to the interior of the housing 1 through an axial opening in the side wall 3.
The shaft 5 is arranged in bearings 6 and 7 and the shaft 5 and the housing 1 are driven at a certain speed by an electric motor M, which sets a gear wheel 8 in rotation, which in turn drives a gear wheel 9 on the shaft 5.
In the vicinity of the opposite side wall 4 of the housing 1, a row of annular heat exchange fins 10 are arranged coaxially with the housing 1 at equal intervals and parallel to one another. These ribs consist of individual ring-shaped disks which are attached to heat exchange tubes 11, which pass through the ribs 10 parallel to their axis of rotation and carry them and define the necessary close spacing between these ribs, their distance from the housing 1 and their position parallel to one another. The fins 10 and tubes 11 are made of metal with high thermal conductivity, for example copper or aluminum, and the fins are preferably hard or soft soldered or otherwise attached to the heat exchange tubes 11 in order to create maximum thermal conductivity between these parts.
The tubes 11 are arranged radially offset from one another at equal intervals on the circumference of the heat exchange fins 10 and the housing 1, as is illustrated in FIG. 2. The inner ends of the tubes 11 are inserted into corresponding openings 12 through the housing side wall 4, so that the interior of the tubes 11 is connected to the interior of the housing 1. The outer ends of the tubes 11 are arranged and fastened in recesses 13 of a ring 14 which is arranged coaxially to the housing 1 and adjacent to the outermost ribs 10. This end ring 14 closes the outer ends of the tubes 11 and also keeps them at the desired distance from one another.
As shown in Fig. 1, the outer radius of all heat exchange fins 10 is the same, but slightly smaller than the radius of the housing 1. The inner radius of all fins is also the same with certain exceptions, which will be explained below. The inner edges of the ribs 10 form an inlet chamber C, which is coaxial with the housing 1, for the heat exchange medium, which is driven outwards by the heat exchange ribs 10 between them, as will be described below. The outer diameter of the end ring 14 is essentially the same as the outer diameter of the ribs 10, and the inner diameter of the ring is essentially the same as the inner diameter of the adjacent group of ribs, so that the flow of the heat exchange medium into the chamber C is not restricted .
An outwardly bell-shaped inlet 15 is fixedly arranged on a stationary housing or a support 16 and lies coaxially in the area of the outer surface of the end ring 14. The smaller end of the inlet 15 near the ring 14 has a diameter that is essentially the same is like the inner diameter of ring 14 so that there is a smooth uninterrupted flow inward through inlet 15 and ring 14 to chamber C.
As shown in FIG. 1, certain heat exchange fins 17 have smaller inner radii than the remaining fins 10, so that they protrude further into the inlet chamber C, beyond the inner edges of the other fins 10. The inner radii of these wider ribs 17 are stepped so that the amount by which they protrude inwardly into the chamber C progressively axially inward, i. H. towards the housing 1, increases, as shown. The inner edge 18 of each rib 17 is axially outwardly curved, and the axial distance between these ribs 17 and their inner radii are selected so that an essentially even distribution of the heat exchange medium from the chamber C into the spaces between the rows of ribs 10 takes place .
In the embodiment according to FIG. 1, for example, steam to be condensed flows into the housing 1 through the hollow shaft 5 and then flows through the tubes 11, where the steam is condensed by the heat exchange with a coolant, the latter being outside air, which flows outward between the cooling fins 10, as will be described in more detail. The condensate formed in this way in the tubes 11 now flows back into the housing 1, from which it is discharged radially as a result of the centrifugal force generated by the rotation of the heat exchanger.
In the arrangement shown, the condensate is drained from the housing 1 through a plurality of U-shaped tubes 19 which form liquid channels that prevent the steam from flowing out directly from the housing 1 and cause the steam to be directed into the heat exchange tubes 11. When the steam now leaves the U-shaped tubes 19, the condensate is directed radially outwards against the inner surface of the cylindrical peripheral wall 20 of a stationary annular housing 21, which surrounds the rotatable housing 1 and has side wall parts 22 and 23 spaced apart from one another lie very close to the edges of the housing side walls 3 and 4. The condensate collecting in the housing 21 is drained through a pipe 24.
A modified form of the heat exchange fins is shown in FIGS. 5, 6 and 7, wherein the fins 10a are formed by the adjacent turns of a continuous helical arrangement of a flat strip of material with good thermal conductivity. As in the case of the ribs 10 in the first exemplary embodiment, the ribs 10a lying next to one another are arranged coaxially to the housing 1 at a certain uniform distance from one another and fastened to one another in order to rotate with the housing. These distances and those to the housing 1 are defined by the heat exchange tubes 11a which penetrate the ribs and carry them and which are attached to the housing wall 4 and the end ring 14, as has already been described for the tubes 11 in FIG.
In this embodiment it is also desirable that a device is created in the chamber C in order to achieve a substantially uniform distribution of the heat exchange medium from the chamber into the spaces between the adjacent ribs 10a. However, in the continuous rib construction of FIG. 5, it is not practical to have certain turns of the helical ribs 10a protrude inwardly, such as the ribs 17 in FIG. 1. Accordingly, in the embodiment of FIG. 5 there is a series of additional ribs 17a arranged radially in the chamber C distributed over its entire length and held at a distance from one another by means of rods 25 which pass in the longitudinal direction through the ribs 17a and are arranged at equal intervals on the circumference of the axis of rotation.
The opposite ends of these rods 25 are fastened in the wall 4 of the housing 1 and in corresponding lugs 26 lying on the circumference, which protrude radially inward from an auxiliary ring 27 which is arranged outside in the area of the end ring 14. The inner radii of the additional ribs 17a are again stepped so that the extent by which the ribs protrude inward into the chamber C progressively in the direction of the in Fig.
5 only indicated housing increases, and the inner edge 1Sa of each of these ribs 17a is axially outwardly curved. The axial distance between the adjacent ribs 17a and their inner edges is therefore limited and suitable for achieving a substantially uniform distribution of the heat exchange medium from the chamber C into the spaces between the adjacent ribs 10a.
The axial distance between the adjacent ribs 10 and 10a is determined as a function of the rotational speed of the ribs and also as a function of the inner and outer radii of the ribs in order to determine the viscosity properties of the heat exchange medium and the shear forces exerted by the ribs 10 and 10a to convey the The medium is exerted radially outwards between the ribs. As a result of the rotation of the ribs 10 and 10a at a speed coordinated with the distance between the ribs 10 and 10a and their radii, the medium is pressed through the inlet 15 and the ring 14 inward into the chamber C and then flows radially into the rooms between the ribs 10 and 10a, respectively, where it is accelerated by the shear forces generated by the speed difference or the slip between the ribs and the medium.
If this is now accelerated outwards between the ribs, then it is simultaneously put under pressure and finally diverted at the outer edges of the ribs. During this flow through between the ribs, the medium particles follow a helical path. For optimal results, the axial distance between the ribs, the speed of rotation and the inner and outer radii are matched to one another in such a way that the heat exchange medium between the ribs is accelerated to a speed that is significantly less than the circumferential speed of the ribs to move it between the ribs 10 and 10a to allow that time to linger that is required
in order to obtain a maximum total heat flow or a total heat exchange between the medium between the ribs and the medium to be cooled or heated in the tubes 11 and 11a.
The axial distance between the ribs 10 and 10a and the relationship between the inner radii of the ribs and their outer radii can fluctuate within certain limits at a certain rotational speed of the heat exchanger. A flow triggered by shear forces due to rotation can be fully characterized by the Taylor number, abbreviated NTa.
NTa = d2wK d = distance between the heat exchange fins w = angular velocity v = kinematic viscosity
It was found that an extremely effective outward flow is achieved when NTa = 31/4.
However, an efficient creation of a flow does not yet lead to an efficient heat exchange. The flow is effective when the energy supplied to the heat exchange medium is at its maximum. An effective heat exchange depends on the surface of the cooling fins as well as on the difference in speed between them and the medium that flows between them.
Thus, for the heat transfer, the mentioned Taylor number is not yet adequate in itself to indicate an optimal efficiency. It has been found that with different combinations of the inner radius (Ri) and the outer radius (Ro) of the ribs, the Taylor number for an effective heat exchange is always greater than 4. It was discovered that the combination of Taylor's number with geometric data according to the formula NTa (Ri / Ro) 2, with an effective heat exchange between 2 and 4. An example is an air-cooled condenser with an outer radius of the heat exchange fins, in this case the cooling fins, of 15.24 cm, which is driven at a speed of 2400 revolutions per minute.
Optimal results are obtained when the inner radius of the cooling fins 10 and 10a is 10.15 cm. and the distance between the adjacent cooling fins 10 and 10a is 0.0762 cm. The total number of cooling fins 10 or 10a is proportional to the heat load in any case. An increase in the number and / or the diameter of the heat exchange tubes, which run through the cooling fins parallel to the axis of rotation, creates more heat exchange area for the medium to be cooled in the tubes, but this increased area is obtained at the expense of a reduced flow of coolant between the cooling fins . This means that there is a tendency through the tubes to slightly reduce the flow between the cooling fins. Other tubes than those with a round cross-section are also possible.
A hydrofoil-shaped tube, the chord of which lies between the cooling fins in the direction of flow, creates a minimal flow resistance between the cooling fins.
The heat exchanger described has relatively small dimensions and low weight and requires less drive energy for its rotation at a desired speed. In addition, the use of the shear forces due to the viscosity for the purpose of conveying the heat exchange medium between the spaced apart ribs 10 and 10a, thanks to the fact that there is no break in the flow, has the advantage of very smooth running, with cavitation as in the mentioned conventional heat exchangers does not occur.
Because of these properties and advantages, the subject matter of the invention is particularly suitable for use in thermal power plants that work in approximation to the Rankine process and have a rotating boiler to which the heat exchanger can be attached directly axially or coupled for rotation with the boiler as a unit can.
Here, when using a rotatable heat exchanger of the type shown, the steam from an energy generator, for example a turbine, enters the heat exchanger through the shaft 5, where it is condensed in the tubes 11 or 11 a as a result of heat exchange with the cooling air that is between the Cooling fins 10 and 10a moved outward; the condensate is then drained into the housing 21, from where it is fed directly into the rotary boiler for the purpose of being converted back into steam, and the cycle in this way is constantly repeated. A rotary vessel of this type and a drive suitable for use with the illustrated heat exchanger have already been proposed.
The use of a rotatable heat exchanger according to the present invention is not limited to use as a condenser for a steam generator of the type mentioned. For example, a further embodiment of the invention is shown in FIGS. 9, 10 and 11, which can be used to generate high-performance heat exchange between a cooling or heating liquid and another medium. In Fig. 9 the heat exchanger is essentially similar in construction and mode of operation according to the first embodiment already described. It is therefore not necessary to repeat the detailed description of the heat exchanger, and the parts are similar to those previously described with reference to FIGS.
1, 2, 3 and 4, but the reference numerals are provided with the additional letter b.
The main difference between the two embodiments of the heat exchanger consists in the construction of the housing 1b and the heat exchange tubes 11b. According to FIG. 9, the housing 1b is thus divided by a partition 28 into an inlet and an outlet chamber I and 0, and the heat exchange tubes 11b in elongated U-shape are provided with longer or shorter legs 11c and 11d.
The ends of the shorter legs 11d of the U-shaped tubes 1 1b are fastened in openings 12b which penetrate the housing side wall 4b so that the tubes 11b are in communication with the interior of the inner chamber I of the housing 1b. In a similar way, the ends of the longer legs 11c are fastened in openings 28b which penetrate the partition 28, so that the tubes 11b are now in connection with the interior of the outer chamber 0 in the housing 1b. The tubes 11b penetrate an end ring 14b, their U-shaped bends protruding outwards beyond the aforementioned ring.
The hollow shaft Sb is arranged in bearings 6b and 7b and is in communication with the interior of the outlet chamber 0 of the housing 1b to form an outlet for the vapor and the liquid exiting the heat exchange tubes 11b. The inlet for the steam or the liquid is made possible by a smaller hollow shaft 29 which is arranged coaxially in the shaft 5b, and the inner end of the shaft 29 is in communication with the interior of the inner chamber I of the housing 1b, from where the inflowing steam or the liquid enter the longer legs 11d of the tubes 11b.
In the embodiment according to FIG. 9, the heat exchanger is driven at a certain speed by a motor M 'via a conventional multiple belt drive which comprises the belts 30, 31 and the pulley 32 which is seated on the shaft 5b.
The mode of operation of the embodiment according to FIGS.
9, 10 and 11 is substantially the same as that described above according to the first embodiment. Thus, the steam or the liquid to be cooled or heated enters the heat exchanger through the hollow shaft 29 and flows into the inlet chamber I, from where the steam or the liquid flows through the tubes 11b, then first through the shorter legs 11b and then flows through the longer legs 11c, where he or she is cooled or heated by means of a heat exchange with a cooling or warming liquid which flows through the chamber C 'to the outside between the heat exchange fins 10b and 17b in the manner described above.
The vapor or the cooled or heated liquid condensed in the tubes 11b now enters the outlet chamber 0 of the housing Ib, from where it flows out through the hollow shaft 5b.
The invention can be used for heat exchange in general, i.e. for cooling or heating liquids, gases and vapors, in which a maximum overall heat exchange together with the mentioned advantages of a compact construction with low weight, minimal drive energy requirement and essentially noiseless operation is desired. Rotatable heat exchangers as described can be used as condensers for the aforementioned Rankine cycle process in prime movers for land vehicles, for example in motor vehicles, in which case air would be the preferred coolant.
In addition, air-cooled prime movers can be used with the heat exchangers shown in energy systems in which the heat obtained by the condenser in the form of warm air is used to heat homes, shops and other buildings. In the case of an overall energy system in which warm water is preferably used to reuse the heat, the heat exchanger described can be designed for optimum smoothness, high efficiency and low energy consumption, and could be of good service for energy management on land or on ships. Further applications of the invention show their use in cooling other drive machines, for example internal combustion engines, cooling devices with condensers or evaporators, and for cooling chemical processes.