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Wärmetauscher für den Betrieb mit Abgasen von Kolben-
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motoren, insbesonder für die Beheizung von Kraftfahrzeugen.
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Die Erfindung betrifft einen Wärmetauscher für den Betrieb mit Abgasen
von Kolbenmotoren, insbesondere für die Beheizung von Kraftfahrzeugen, mit einem
ersten, für ein wärmeaufnehmendes Strömungsmittel bestimmten Strömungsmittelkanal
und mit einem zweiten, zwischen einem Einlaß und einem Auslaß verlaufenden, durch
eine Wärmetauscherfläche vom ersten Strömungsmittelkanal getrennten Strömungsmittelkanal
für das Abgas.
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Wegen des Rückgangs luftgekühlter PKW-Motoren ist die Nutzung der
Abgaswärme für Zwecke der Beheizung des Fahrzeuginnenraums in den letzten Jahren
stark zurückgegangen, Bei Verwendung wassergekühlter Motoren ist eine leichte Beheizung
mit dem Kühlwasser möglich, jedoch wird im Zuge der Maßnahmen zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs
im Fahrzeugbau das Angebot an Kühlwärme des Motors immer geringer Auf diese Weise
entstehen bei besonders effizienten Motoren Heizungslücken, die durch den Einsatz
von Zusatzheizungen behoben werden müsse.n.
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Um die Wärmeabgabe des Motors an das Kühlmittel zu steigern, ist es
bekannt, die Abgase aufzustauen, wodurch sich jedoch der Kraftstoffverbrauch des
Motors und die Temperatur der Abgase, wie auch die Emission
von
Giftstoffen erhöht. Die einzige noch realistische nutzbare Abwärmequelle zur Ausfüllung
der beschriebenen Heizungslücken ist die Wärme der Abgase. Wird die Abgaswärme über
einen Gas-Wasser-Wärmetauscher gewonnen und damit in das Heiz- und Kühlsystem des
Fahrzeugs integriert, dann wird sogar noch eine positive Beeinflussung des Kraftstoffverbrauchs
und der Abgasemission über die Anhebung des Temperaturniveaus des Motors möglich.
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Einige der früher vorhandenen Probleme bei Abgaswärmetauschern, wie
Wärmerisse durch thermische Spannungen und Zersetzung des Frostschutzmittels hat
man dadurch überwunden, daß der Abgas-Wasser-Wärmetauscher im Bypass zum Abgassystem
betrieben wird und nur dann mit-Abgas beaufschlagt wird, wenn Wärmeleistung erforderlich
ist. Dabei wird der Wärmetauscher ständig mit Wasser durchspült und auf diese Weise
auf einer etwa konstanten Temperatur gehalten.
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Das Kernproblem ist jedoch geblieben, nämlich die Abhängigkeit der
nutzbaren Abwärme des Abgases von der Motorleistung0 Diese schwankt bei Diesel-
und bei Ottomotoren zwischen Höchstleistung und Leerlauf etwa im Verhältnis 200:1.
Da die vom Kühlmittel des Motors abtransportierte Wärmemenge, die serienmäßig zur
Beheizung des Innenraums zur Verfügung steht, ebenfalls von der Leistung des Motors
abhängt, ist der Bedarf an zusätzlicher Heizleistung dort am höchsten, wo die nutzbare
Abwärme im Abgas am geringsten ist. Dies führt zu relativ
großflächigen
und damit großvolumigen und schweren Wärmetauschern. Diese Tendenz läuft den Bestrebungen
zur Senkung des Fahrzeuggewichts und der damit verbundenen Verringerung des zur
Verfügung stehenden Platzes zuwider. Da andererseits bei geringer Motorleistung
nicht nur die Abgasmengen gering sind, sondern auch die Abgastemperaturen, besteht
der Wunsch, die Wärme stromdichte durch andere Maßnahmen zu erhöhen.
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Eine wirksame Maßnahme ist die Erhöhung der Geschwindigkeit des Abgases
entlang der vom Abgas bestrichenen Wärmetauscherfläche. Mit der Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit
steigt die Wärmedurchgangszahl, auch k-Wert genannt, welche insbesondere bei Gasen
eine Funktion der Strömungsgeschwindigkeit ist. Von diesem k-Wert hängen im hohen
Maße Kosten, Bauvolumen und Gewicht eines Wärmetauschers ab.
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Der Erhöhung der Gasgeschwindigkeit sind jedoch wirtschaftliche Grenzen
gesetzt. Zur Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit werden die Strömungsquerschnitte
verringertO Um die mit der höheren Strömungsgeschwindigkeit erforderliche höhere
Druckdifferenz zu erbringen, müssen zur Förderung des Gases dienende Gebläse, sowie
die Motoren zum Antrieb dieser Gebläse, entsprechend aufwendiger ausgelegt werden.
Weiterhin steigen die Betriebskosten durch den höheren Energieverbrauch beträchtlich.
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Beim Einsatz in Kraftfahrzeugen, insbesondere bei Personenkraftwagen,
wiegen die Maßnahmen zur Erhöhung
der Strömungsgeschwindigkeit bei
Wärmetauschern besonders schwer. Durch die geräteseitigen Veränderungen werden Kosten,
Gewicht und Bauvolumen negativ beeinflußt. Das Aufbringen der für den Betrieb der
Wärmetauscher erforderlichen Gebläseenergie erfordert weitere Maßnahmen. Zunächst
muß sichergestellt werden, daß die erforderliche Gebläseleistung dem Gebläsemotor
zugeführt werden kann, hierzu wäre eine Verstärkung der Lichtmaschine erforderlich,
was weitere Gewichtsnachteile und auch eine nachteilige Vergrößerung des Bauvolumens
mit sich bringen würde. Der wichtigste Faktor bei dem Betrieb eines Gebläses mit
höherer Druckleistung ist jedoch der besonders ungünstige Wirkungsgrad beim Aufbringen
der erforderlichen Antriebsleistung. Zunächst muß die Druckenergie, die für eine
Erhöhung der Durchflußgeschwindigkeiten erforderlich ist, um ein mehrfaches angehoben
werden.
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Zudem sind die Wirkungsgrade im Kraftfahrzeug sehr ungünstig, weil
mehrere Geräte mit schlechtem Wirkungsgrad multiplikativ miteinander verbunden sind.
Die Kette besteht aus folgenden Gliedern: höhere Druckenergie x schlechter Wirkungsgrad
des Kreiselgebläses x schlechter Wirkungsgrad des Gebläsemotors x schlechter Wirkungsgrad
der Lichtmaschine x schlechter Wirkungsgrad des Fahrzeugmotors.
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Ein Teil der Verluste des Kraftfahrzeugsmotors kann o zwar für Heizungszwecke
rückgewonnen werden, die Verluste bei Lichtmaschine, Gebläsemotor und Gebläse selbst
sind jedoch in vollem Umfang zu berücksichtigen.
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Aus diesem Grunde wird es bisher für unwirtschaftlich angesehen, Wärmetauscher
für Fahrzeuge mit hohen Geschwindigkeiten zu beaufschlagen. Daraus erwuchs die branchenübliche
Norm, Wärmetauscher bei Kraftfahrzeugen mit einem möglichst niedrigen Druckverlust
zu betreiben, d.h. mit einer möglichst niedrigen Strömungsgeschwindigkeit. Daraus
ergeben sich branchenübliche Wärmedurchgangszahlen (k-Werte) zwischen 20 - 50 Watt/qm/Grad
Kelvin.
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Es ist bekannt, Abgaswärmetauscher von Kraftfahrzeugen mit Kolbenmotoren
direkt mit dem Auspuffsystem des Motors zu verbinden, so daß die Verwendung eigener
Gebläse überflüssig wird. Aufgrund der branchenüblichen Norm, Wärmetauscher mit
niedrigem Druck und niedrigen Durchströmgeschwindigkeiten zu betreiben, werden auch
diese Wärmetauscher konventionel ausgelegt. Dies ist, wie sich nachfolgend noch
ergibt, die Folge eines unbegründeten Vorurteils.
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Abgaswärmetauscher konventioneller Bauart weisen den Nachteil auf,
daß sie umso effektiver sind, je höher die Motorbelastung ist und je weniger sie
deshalb gebraucht werden, und umso ineffizienter, je geringer die Motorbelastung
ist, also je mehr sie gebraucht werden.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe. zugrunde, einen mit den Abgasen von
Kolbenmotoren betreibbaren Wärmetauscher zu schaffen, welcher gezielt im Bereich
niedriger Motorbelastung eingesetzt werden kann, um in diesem Betriebszustand das
Wärmedefizit z.B. einer Fahrzeugheizung auszugleichen, der also so ausgebildet sein
muß, daß er die Abgasenergie erhöht.
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Vorzugsweise soll der Wärmetauscher sich aber auch dazu eignen, ohne
großen Aufwand auch raum- und gewichtsparend im Bereich mittlerer Motorbelastung
Wärme aus dem Abgas nutzbar zu machen.
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Die Lösung der gestellten Aufgabe besteht darin, daß zumindest ein
allein beaufschlagbarer Zweig des zweiten Strömungsmittelkanals im Querschnitt derart
beschränkt ist, daß zwischen Einlaß und Auslaß ein Druckunterschied von 0,1 - 5
bar besteht und die Strömungsgeschwindigkeit in diesem Bereich 100 - 500 m/s beträgt.
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Diese Lösung hat zur Folge, daß im Gegensatz zum konventionellen Wärmetauscher
trotz geringer Motorbelastung hohe Wärmestromdichten erzielt werden können. Die
starke Beschränkung des Strömungsquerschnitts erzeugt einen Abgasstau, welcher die
Abgastemperatur erhöht, was sich unmittelbar am Wärmetauscher vorteilhaft auswirkt,
andererseits wird die Kühiwassertemperatur ebenfalls erhöht, was sich an der normalen
Fahrzeugheizung positiv aúswírktb Die durch die Querschnittsbeschränkung erzielten
Strömungsgeschwindigkeiten sind so hoch, daß betrAchtlíche
Reibung
erzeugt wird, die zur Temperaturerhöhung des Gases und damit zu einer Verbesserung
der Wärmestromdichte führt. Außerdem werden durch die sehr hohen Strömungsgeschwindigkeiten
relativ hohe Auf stauungen erzeugt, mit einer entsprechenden Temperatursteigerung
der Abgase im Motor. Außerdem steigt die Dichte der Abgase wesentlich, wodurch die
Wärmedurchgangszahl erhöht wird. Die Wärmedurchgangszahl steigt etwa mit der 0,8ten
Potenz der Dichte der Abgase. Wegen des hohen Reibungsanteils kann man diese Wärmetauscherbauart
kurz als "Reibungswärmetauscher" bezeichnen. Die Wirkung kann noch dadurch verbessert
werden, daß die vom Abgas bestrichenen Wärmetauscherflächen eine besonders. rauhe
Oberfläche erhalten. Hinsichtlich der Wärmestromdichte beim Reibungswärmetauscher
wirken also folgende Faktoren zusammen: hohe Temperaturdifferenz durch den Staueffekt,
hohe Wärmedurchgangszahl durch höhere Dichte, hohe Wärmedurchgangszahl durch die
hohe Strömungsgeschwindigkeit entlang der Wärmetauscherfläche und'hohe Temperaturentwicklung
durch Reibung der Gase an den Wärmetauscherflächen.
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Eine vorteilhafte Ausgestaltung besteht darin, daß ein erster Zweig
des zweiten Strömungsmittelkanals im Querschnitt beschränkt ist und parallel zu
diesem ersten Zweig ein wahlweise absperrbarer Zweig zur Vergrößerung des Strömungsquerschnitts
mindestens in einem solchen Ausmaß vorgesehen ist, daß der Druckunterschied im Bereich
zwischen 0,01 und 0,5 bar und die Strömungsgeschwindigkeit im Bereich zwischen 50
und 200 m/s liegt.
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Wird der absperrbare Zweig freigegeben, so wirkt der Wärmetauscher
nicht mehr als "Reibungswärmetauscher", d.h. die Reibung kann vernachlässigt werden.
Jedoch entsteht durch die hohe Strömungsgeschwindigkeit eine Wärmestromdichte bzw.
ein k-Wert, die bzw. der ausreicht, um bei mittlerer Motorbelastung das Heizungs
-defizit mit einem Wärmetauscher zu decken, der gegenüber den konventionellen Wärmetauschern
ein geringeres Bauvolumen und ein geringeres Gewicht aufweist, der also intensiver
wirkt und deshalb nachfolgend auch als "Intensivwärmetauscher" bezeichnet wird.
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Eine andere vorteilhafte Ausführungsform besteht darin, daß ein erster
Zweig des zweiten Strömungsmittelkanals im Querschnitt beschränkt ist und auf diesen
ersten Zweig ein zweiter Zweig folgt, dessen Einströmseite bei Öffnung einer Absperrvorrichtung
mit der Einströmseite des ersten Zweigs kurzschließbar ist, und daß der Querschnitt
des zweiten Zweiges mindestens so groß bemessen ist, daß in Kurzschluß stellung
der Absperrvorrichtung der Druckunterschied zwischen der Einströmseite des zweiten
Zweiges und dem Auslaß 0,01 - 0,5 bar und die Strömungsgeschwindigkeit in diesem
Bereich zwischen 50 und 200 m/s beträgt.
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Bei dieser Lösung durchströmt im "Reibungsbetrieb", also bei niedriger
Motorbelastung das Abgas zunächst den als "Reibungswärmetauscher" wirksamen ersten
Zweig und anschließend noch den zweiten Zweig, der also noch
zusätzliche
Wärmetauscherwirkung ergibt, und insbesondere zur Rückgewinnung der kinetischen
Energie der mit hoher Geschwindigkeit aus dem Reibungswärmetauscher austretenden
Gase dient, während bei geöffneter Absperrvorrichtung das Abgas sofort in den im
Querschnitt weiteren Zweig einströmen kann, so daß der Wärmetauscher als "Intensivwärmetauscher"
in der für mittlere Motorbelatung optimalen Weise wirksam wird.
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Andere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich noch aus den Unteransprüchen.
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Anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele der
Erfindung wird diese näher erläutert.
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Es zeigt: Fig. 1 einen schematischen Querschnitt durch eine erste
Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Wärmetauschers, Fig. 2 einen Querschnitt
durch eine andere Ausführungsform, Fig. 3 einen Querschnitt durch eine dritte Ausführungsform
und Fig. 4 einen Querschnitt durch ein Wärmetauscherrohr mit sehr engem Querschnitt.
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Die Fig. 1 zeigt einen Wärmetauscher 92 mit einer Einströmkammer 94
und einer Ausströmkammer 96, wobei sich zwischen den beiden Kammern 94 und 96 ein
Wärmetauscherrohr 98 mit großem Querschnitt und ein Wärmetauscherrohr 100 mit dem
gegenüber wesentlich kleinerem Querschnitt
erstreckt. Die Einströmkammer
wird durch eine mit- einer verstellbaren Klappe 102 versehene Trennwand 104 in zwei
Teilkammern 94a und 94b unterteilt und zwar derart, daß die dem Zufluß 44 benachbarte
Teilkammer 94a unmittelbar mit dem Wärmetauscherrohr 100 mit geringem Querschnitt
in Verbindung steht, während die Teilkammer 94b,-welche mit dem Wärmetauscherrohr
98 mit großem Querschnitt verbunden ist, erst nach Öffnung der Klappe 102 über die
Teilkammer 94a erreichbar ist. Ist die Klappe 102 geöffnet, so stehen beide Wärmetauscherrohre
98 und 100 mit dem Zufluß 44 in Verbindung, wobei die mit geringer Geschwindigkeit
stattfindende Strömung überwiegend über das Wärmetauscherrohr 98 stattfinden wird.
Wird die Klappe 102 geschlossen, so erfolgt die Strömung zunehmend über das Wärmetauscherrohr
100 mit geringem Querschnitt, verbunden mit einer entsprechenden Stauwirkung und
einer Erhöhung der Dichte und der Strömungsgeschwindigkeit des Abgases.
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Der Druckunterschied zwischen Zufluß 44 und Abfluß 46 beträgt bei
diesem Betriebszustand als 'Reibungswärmetauscher" 0,1 - 5 bar, die Strömungsgeschwindigkeit
liegt bei 100 - 500 m/s.
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Die Fig. 2 zeigt eine prinzipiell der Konstruktionnach Fig. 1 ähnliche
Ausführungsform, wobei jedoch Wärmetauscherrohre 128, 130 und 130 mit gleichem Querschnitt
verwendet werden. Das auf der dem Einlaß 44 zugewandten Seite der Klappe 102 von
der Teilkammer 121a ausgehende, der Funktion als Reibungswärmetauscher dienende
Rohr ist mit 132 bezeichnet. Der Gesamtquerschnitt
der Rohre 128,
130 und 132 ist so bemessen, daß bei geöffneter Klappe 102 zwischen Einlaß 44 und
Auslaß 46 ein Druckunterschied von 0,01 - 0,5 bar und eine Strömungsgeschwindigkeit
in diesem Bereich von 50 - 200 m/s auftritt und der Wärmetauscher als "Intensivwärmetauscher"
wirksam wird.
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Die Ausführungsform nach Fig. 3 unterscheidet sich von der Konstruktion
nach den Fig. 1 und 2 einmal dadurch, daß die Wärmetauscherrohre, die hier mit 100,
110 und 98 bezeichnet sind, bei geöffneter Klappe 102 nicht parallel zueinander
wirksam werden, und daß der Strömungsweg durch den Reibungswärmetauscher, welcher
durch die Rohre 100 und 110 gebildet wird, doppelt so lang ist wie die Rohrlänge,
weil das Rohr 100 zunächst in eine Zwischenkammer 108 mündet, von welcher aus das
Rohr 110 wieder in die Einströmkammer 94 zurückführt, aber in die durch die Klappe
102 vom Einlaß 44 getrennte Teilkammer 94b, von wo aus das Abgas noch das Wärmetauscherrohr
98 durchqueren muß, um zum Auslaß 46 zu gelangen.
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Bei geschlossener Klappe 102 hat das auf der Eintrittsseite 93 in
das Wärmetauscherrohr 98 eintretende Gas bereits einen Reibungswärmetauscher von
gegenüber den Fig. 1 und 2 doppelter Länge durchlaufen, was auch zu einer Steigerung
des Reibungseinflusses führt, worauf dann der zusätzliche Weg durch das Rohr 98,
das selbst keine Wirkung als Reibungswärmetauscher ausübt, die Wirkung dieses Wärmetauschers
106 noch weiter erhöht.
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Wird die Klappe 102 geöffnet, so wird das Gas sofort den Weg über
die Einlaßseite 93 in das Wärmetauscherrohr 98 nehmen, weil der Weg über die Einlaßseite
95 des Wärmetauscherrohrs 100 wieder in die Eintrömkammer 94 zurückführt, welche
in diesem Fall als eine Einheit aus den Teilkammern 94a und 94b zu betrachten ist,
Die Zwischenkammer 108 ist durch eine Trennwand 112 von der Ausströmkammer 96 getrennt.
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In Fig. 4 ist ein Querschnitt durch ein Wärmetauscherrohr gezeigt,
welches ringförmig mit nach innen und außen gerichteten rippenartigen Vorsprüngen
118 bzw 120 versehen ist und welches dadurch eine besonders große Wärmetau cherfläche
in Bezug auf den Querschnitt zur Verfügung stellt. Für den Betrieb als Reibungswärmetauscher
weisen die einander zugewandten Oberflächen des Außenrohrs 116 und des Innenrohrs
117 eine besonders rauhe Oberfläche auf.