DE3218984C2 - Wärmetauscheranordnung für den Betrieb mit den Abgasen eines Kolbenmotors - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Wärmetauscheranordnung für den Betrieb mit den Abgasen eines Kolbenmotors, insbe­ sondere zur Beheizung von Kraftfahrzeugen.

Wegen des Rückgangs luftgekühlter PKW-Motoren ist die Nutzung der Abgaswärme für Zwecke der Beheizung des Fahrzeuginnenraums in den letzten Jahren stark zurück­ gegangen. Bei Verwendung wassergekühlter Motoren ist eine leichte Beheizung mit dem Kühlwasser möglich, je doch wird im Zuge der Maßnahmen zur Senkung des Kraft­ stoffverbrauchs 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 müssen.

Um die Wärmeabgabe des Motors an das Kühlmittel zu steigern, ist es bekannt, die Abgase aufzustauen, wo­ durch 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 Ab­ gaswärme über einen Gas-Wasser-Wärmetauscher gewonnen und damit in das Heiz- und Kühlsystem des Fahrzeugs integriert, dann wird sogar noch eine positive Beein­ flussung des Kraftstoffverbrauchs und der Abgasemission über die Anhebung des Temperaturniveaus des Motors möglich.

Einige der früher vorhandenen Probleme bei Abgaswärme­ tauschern, 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.

Das Kernproblem ist jedoch geblieben, nämlich die Ab­ hängigkeit der nutzbaren Abwärme des Abgase s von der Motorleistung. Diese schwankt bei Diesel- und bei Otto­ motoren zwischen Höchstleistung und Leerlauf etwa im Verhältnis 200 : 1. Da die vom Kühlmittel des Motors ab­ transportierte Wärmemenge, die serienmäßig zur Beheizung des Innenraums zur Verfügung steht, ebenfalls von der Leistung des Motors abhängt, ist der Bedarf an zusätz­ licher Heizleistung dort am höchsten, wo die nutzbare Abwärme im Abgas am geringsten ist. Dies führt zu rela­ tiv großflächigen und damit großvolumigen und schweren Wärmetauschern. Diese Tendenz läuft den Bestrebungen zur Senkung des Fahrzeuggewichts und der damit ver­ bundenen Verringerung des zur Verfügung stehenden Platzes zuwider. Da andererseits bei geringer Motor­ leistung nicht nur die Abgasmengen gering sind, sondern auch die Abgastemperaturen, besteht der Wunsch, die Wärmestromdichte durch andere Maßnahmen zu erhöhen.

Eine wirksame Maßnahme ist die Erhöhung der Geschwindig­ keit des Abgases entlang der vom Abgas bestrichenen Wärmetauscherfläche. Mit der Erhöhung der Strömungsge­ schwindigkeit 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.

Der Erhöhung der Gasgeschwindigkeit sind jedoch wirt­ schaftliche Grenzen gesetzt. Zur Erhöhung der Strömungs­ geschwindigkeit werden die Strömungsquerschnitte ver­ ringert. 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 auf­ wendiger ausgelegt werden. Weiterhin steigen die Be­ triebskosten durch den höheren Energieverbrauch be­ trächtlich.

Beim Einsatz in Kraftfahrzeugen, insbesondere bei Personenkraftwagen, wiegen die Maßnahmen zur Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit bei Wärmetauschern be­ sonders schwer. Durch die geräteseitigen Veränderungen werden Kosten, Gewicht und Bauvolumen negativ beein­ flußt. Das Aufbringen der für den Betrieb der Wärme­ tauscher erforderlichen Gebläseenergie erfordert weitere Maßnahmen. Zunächst muß sichergestellt werden, daß die erforderliche Gebläseleistung dem Gebläse­ motor zugeführt werden kann, hierzu wäre eine Ver­ stärkung der Lichtmaschine erforderlich, was weitere Gewichtsnachteile und auch eine nachteilige Vergröße­ rung des Bauvolumens mit sich bringen würde. Der wichtigste Faktor bei dem Betrieb eines Gebläses mit höherer Druckleistung ist jedoch der besonders un­ günstige Wirkungsgrad beim Aufbringen der erforder­ lichen Antriebsleistung. Zunächst muß die Druckenergie, die für eine Erhöhung der Durchflußgeschwindigkeiten erforderlich ist, um ein Mehrfaches angehoben werden. Zudem sind die Wirkungsgrade im Kraftfahrzeug sehr ungünstig, weil mehrere Geräte mit schlechtem Wirkungs­ grad multiplikativ miteinander verbunden sind. Die Kette besteht aus folgenden Gliedern:
höhere Druckenergie x schlechter Wirkungsgrad des Kreiselgebläses x schlechter Wirkungsgrad des Ge­ bläsemotors x schlechter Wirkungsgrad der Licht­ maschine x schlechter Wirkungsgrad des Fahrzeug­ motors.

Ein Teil der Verluste des Kraftfahrzeugsmotors kann zwar für Heizungszwecke rückgewonnen werden, die Ver­ luste bei Lichtmaschine, Gebläsemotor und Gebläse selbst sind jedoch in vollem Umfang zu berücksichtigen.

Aus diesem Grunde wird es bisher für unwirtschaftlich ge­ halten, Wärmetauscher für Fahrzeuge mit hohen Geschwin­ digkeiten zu beaufschlagen. Daraus erwuchs die branchen­ übliche 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/m²/°Kelvin.

Es ist bekannt, Abgaswärmetauscher von Kraftfahrzeugen mit Kolbenmotoren direkt mit dem Auspuffsystem des Motors zu verbinden, so daß die Verwendung eigener Gebläse über­ flüssig wird. Aufgrund der branchenüblichen Norm, Wärme­ tauscher mit niedrigem Druck und niedrigen Durchströmge­ schwindigkeiten zu betreiben, werden auch diese Wärme­ tauscher konventionell ausgelegt. Dies ist, wie sich nachfolgend noch ergibt, die Folge eines unbegründeten Vorurteils.

Abgaswärmetauscher konventioneller Bauart weisen den Nachteil auf, daß sie umso effektiver sind, je höher die Motorbelastung ist und je weniger sie deshalb ge­ braucht werden, und umso ineffizienter, je geringer die Motorbelastung ist, also je mehr sie gebraucht werden.

Aus der DE-AS 28 46 455 ist ein Rohrbündel-Wärmetauscher mit gleichbleibender Austrittstemperatur eines der beiden Medien bekannt, bei dem der Strömungsweg des einen Mediums ver­ zweigt ist und zumindest ein Zweig wahlweise zu- und ab­ schaltbar ist. Hierdurch kann die durch den Wärmetauschbe­ reich strömende Menge zwischen 0 und 100% variiert werden, um die Austrittstemperatur einzustellen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, das Wärmean­ gebot des Wärmetauschers weitgehend den Bedürfnissen an­ zupassen, unter besonderer Berücksichtigung von Bauvo­ lumen, Gewicht, Motorrückwirkung und Kraftstoffverbrauch.

Dabei soll eine Lösung angestrebt werden, die sowohl die Möglichkeit bietet, Fahrzeuge mit einer für den jeweiligen Fahrzeugtyp besonders geeigneten Wärme­ tauscheranordnung ausrüsten zu können und dabei zugleich durch Variationsmöglichkeiten an zum Einbau bestimm­ ten Geräten die Lagerhaltung zu vereinfachen, wie auch die Möglichkeit, eingebaute Wärmetauscheranordnungen dem jeweils herrschenden Betriebszustand anpassen zu können. Diese Variationsmöglichkeiten sollen bei großer Zuverlässigkeit mit verhältnismäßig geringem Auf­ wand an Gewicht und Bauvolumen verwirklicht werden.

Die Lösung der gestellten Aufgabe besteht darin, daß in dem Strömungsweg der Abgase zumindest ein Wärmetauscher kleineren Druckgefälles angeordnet ist, dessen Abmessungen so dimensioniert sind, daß an ihm ein Druckunterschied in der Größenordnung von 0,01-0,5 bar auftritt, sowie zumindest ein als Stauvorrichtung dienender Wärmetauscher größeren Druckgefälles, dessen Abemessungen so dimensioniert sind, daß an ihm ein Druckunterschied in der Größenordnung von 0,1-5 bar, zumindest aber ein größerer Druckunterschied als an dem Wärmetauscher bzw. den Wärmetauschern kleineren Druckgefälles auftritt, und daß im Strömungsweg der Abgase zumindest ein Wärmetauscher größeren Druckgefälles wahlweise in oder außer Funktion bringbar ist.

Im folgenden werden die Wärmetauscher kleineren Druckgefälles mit "Intensivwärmetauscher" und die Wärmetauscher größeren Druckgefälles mit "Reibungswärmetauscher" bezeichnet.

Durch den Einsatz des Reibungswärmetauschers ergibt sich eine erhebliche Spannweite des Zustandes der zu verarbeitenden Abgase, z. B. 700°C bei 3 bar abs. am Eintritt und 50°C bei 1 bar abs. am Austritt der Wärmetauscheranordnung, mit entsprechenden Änderungen des Volumen­ stroms.

Eine bevorzugte Ausgestaltung besteht darin, daß mehre­ re Reibungswärmetauscher wahlweise in oder außer Funk­ tion setzbar sind. Damit ergibt sich eine große Varia­ tionsbreite, wobei man sowohl eine besonders gute An­ passung an den Fahrzeugtyp wie an die jeweiligen Be­ triebszustände erreichen kann. Eine weitere zweckmäßige Ausführungsform besteht darin, daß stromauf und stromab vom Intensivwärmetauscher eine unterschiedliche Zahl von Reibungswärmetauschern angeordnet ist. Damit ergibt sich die Möglichkeit, durch Einbau einer solchen Wärmetauscheranordnung im einen oder anderen Strömungs­ sinn unterschiedlichen Voraussetzungen gerecht zu wer­ den.

Da die Hauptparameter für den Wärmetausch Temperatur­ differenz, Gasdichte und Gasgeschwindigkeit (Volumen­ strom) sind, kommt eine Aufgliederung der Wärmetauscher­ anordnung in wahlweise zu- und abschaltbare Wärmetau­ schersektionen einer optimalen Auslegung der Wärme­ tauscheranordnung entgegen.

Wird dem Reibungswärmetauscher, der insbesondere die Wärmeleistung des Motors steigert, ein Intensivwärme­ tauscher vorgeschaltet, so kann dieser Intensivwärme­ tauscher wirkungsvoll bei hohem Druck (Dichte) und hohem Temperaturniveau arbeiten. Stromab vom Reibungs­ wärmetauscher können dann Druck und Temperatur weit­ gehend abgebaut sein. Die dann noch im Abgas enthalte­ ne Energie setzt sich hauptsächlich aus der Konden­ sationswärme des bei der Verbrennung entstandenen Wasserdampfs zusammen. Zur Gewinnung der Kondensations­ wärme ist die Abkühlung der Abgase unter den Taupunkt (ca. 60°C bei atmosphärischem Druck) erforderlich. Dies wird durch die Nachschaltung eines Intensiv­ wärmetauschers möglich, der für niedrige Temperaturen und Drücke ausgelegt ist und insbesondere die korro­ dierende Wirkung kondensierender Abgase berücksichtigt.

Eine besonders vorteilhafte Ausführungsform besteht darin, daß ein von einem Gehäuse umschlossener Raum durch zwei zueinander parallele Zwischenwände in drei Abschnitte unterteilt ist, daß die beiden äuße­ ren Abschnitte durch den mittleren Abschnitt durch­ querende Kanäle mit unterschiedlichem Querschnitt ver­ bunden sind, daß der mittlere Abschnitt mit einer Ein- und einer Ausströmöffnung für ein zu erwärmendes Strö­ mungsmittel versehen ist, daß der durch die beiden äußeren Abschnitte-und die Kanäle gebildete Raum mit einer Ein- und einer Ausströmöffnung für das Abgas ver­ sehen ist und daß der Strömungsweg des Abgases durch die Kanäle durch mindestens ein zwischen einer wirk­ samen und einer unwirksamen Stellung verstellbares Sperrorgan veränderbar ist, wobei die Kanäle vorzugs­ weise parallel zueinander angeordnet sind.

Eine zweckmäßige Weiterbildung besteht darin, daß durch gegeneinander versetzte Trennwände in den äußeren Abschnitten ein zumindest einen Teil der Kanäle in Reihe durchziehender Strömungsweg gebildet ist und daß zumindest eine der Trennwände als verstellbares Sperrorgan ausgebildet ist.

Weitere vorteilhafte und zweckmäßige Ausgestaltungen ergeben sich aus den Unteransprüchen in Verbindung mit der Beschreibung.

Anhand der nun folgenden Beschreibung der in der Zeich­ nung dargestellten Ausführungsbeispiele der Erfindung wird diese näher erläutert.

Es zeigt:

Fig. 1 einen schematischen Schnitt durch eine erste Ausführungsform einer in einem gemeinsamen Gehäuse untergebrachten erfindungsgemäßen Wärmetauscheranordnung,

Fig. 2 eine andere Ausführungsform einer erfindungs­ gemäßen Wärmetauscheranordnung,

Fig. 3 eine Variante der in Fig. 2 gezeigten Wärme­ tauscheranordnung,

Fig. 4 noch eine andere Ausführungsform einer Wärme­ tauscheranordnung mit größeren Variations­ möglichkeiten,

Fig. 5 eine Variante zur Wärmetauscheranordnung nach Fig. 4,

Fig. 6 eine andere Variante der Wärmetauscheranord­ nung nach Fig. 4 und

Fig. 7 eine weitere Ausführungsform der Wärmetauscher­ anordnung.

Bei sämtlichen Ausführungsbeispielen ist die Wärme­ tauscheranordnung als kompakte Einbaueinheit ausge­ bildet, welche lediglich mit den vorgesehenen Anschlüs­ sen für das Motorabgas und das Heizmedium und mit dem Stellorgan bzw. den Stellorganen für umstellbare Sperr­ organe verbunden werden muß.

Die in Fig. 1 gezeigte Wärmetauscheranordnung besteht aus einem Gehäuse 10, welches mit einem Einströmstutzen 12 und einem Ausströmstutzen 14 versehen ist und dessen Innenraum durch zwei zueinander parallele Zwischenwände 18 und 20 in drei Abschnitte unterteilt wird, von wel­ chen der mittlere Abschnitt als Kammer 16 für das Heiz­ medium dient. Diese Kammer 16 ist mit einer Ein- und einer Ausströmöffnung versehen, welche jedoch in der Zeichnung nicht dargestellt ist.

Der zwischen dem Gehäuse 10 und der Zwischenwand 18 liegende Abschnitt weist dem Einströmstutzen 12 be­ nachbart eine Einströmkammer 22 und daneben, durch eine Trennwand 26 von der Einströmkammer 22 getrennt, eine Umlenkkammer 24 auf. Von der Einströmkammer 22 aus erstreckt sich ein Kanal 28 mit verhältnismäßig großem Querschnitt durch die Kammer 16 in eine Umlenkkam­ mer 30, welche in dem Abschnitt zwischen dem Gehäuse 10 und der Zwischenwand 20 angeordnet ist. Der Querschnitt des Kanals 28 ist so dimensioniert, daß an ihm ein Druckunterschied von 0,01-0,5 bar auftritt, gemäß der eingangs gegebenen Definition handelt es sich so­ mit bei dem Kanal 28 um einen "Intensivwärmetauscher".

Von der Umlenkkammer 30 aus erstreckt sich ein Kanal 32a quer durch die Kammer 16 und parallel zum Kanal 28 in die Umlenkkammer 24, von wo aus ein weiterer Kanal 32b wiederum quer durch die Kammer 16 und paral­ lel zu den beiden anderen Kanälen 28 und 32a zu einer dem Ausströmstutzen 14 benachbarten Ausströmkammer 34 verläuft. Der Querschnitt der Kanäle 32a und 32b ist gegenüber dem Querschnitt des Kanals 28 wesentlich geringer und so dimensioniert, daß ein Druckunter­ schied in der Größenordnung von 0,1-5 bar auftritt, gemäß der gegebenen Definition handelt es sich somit bei den Kanälen 32a und 32b um "Reibungswärmetauscher". Die Ausströmkammer 34 ist von der Umlenkkammer 30 durch eine Trennwand 36 getrennt, in welcher sich ein beweg­ liches Sperrorgan in Form einer Klappe 38 befindet, die mittels eines Bedienungselements 40 in eine die Trenn­ wand 36 schließende, oder aber in eine diese Trennwand 36 weitgehend unwirksam machende, geöffnete Stellung überführbar ist.

Befindet sich die Klappe 38 in ihrer geöffneten Stel­ lung, so werden die Abgase vom Intensivwärmetauscher 28 direkt dem Ausströmstutzen 14 zuströmen. Ist die Klappe 38 geschlossen, werden die Abgase gezwungen, nach dem Durchströmen des Intensivwärmetauschers 28 die beiden als Stauvorrichtung wirkenden Reibungswärme­ tauscher 32a und 32b zu durchströmen, wobei dann durch deren Wirkung die Wärmeleistung des Motors gesteigert wird. Zugleich wird der Intensivwärmetauscher 28 auf das vor den Reibungswärmetauschern 32a und 32b liegende hohe Druckniveau gelegt. Das höhere Druck- und Tempera­ turniveau erhöht in erheblichem Umfang die flächenspe­ zifische Wärmestromdichte am Intensivwärmetauscher 28, so daß der Intensivwärmetauscher sowohl vom Flächen­ angebot wie von der Größe der Durchströmquerschnitte her kleiner gehalten werden kann. Auch die Reibungs­ wärmetauscher werden kleiner, weil das niedrigere Temperaturniveau hinter dem Intensivwärmetauscher 28 zu höherer Gasdichte und folglich kleinerem Quer­ schnittsbedarf der Kanäle 32a und 32b führt, was seiner­ seits das Verhältnis von Wärmetauscherfläche zu Kanal­ volumen verbessert.

Die Klappe 38 kann durch geeignete Sensorsignale ge­ steuert werden. Wenn der Motor des Kraftfahrzeuges sich in einem Betriebszustand befindet, in welchem durch das Abgas ein großes Wärmeangebot bereitgestellt wird, wird die Klappe 38 geöffnet, so daß nur der Intensivwärme­ tauscher 28 in Funktion tritt, um den im Vergleich zum Angebot kleinen Bedarf an Heizwärme dem Abgas zu ent­ nehmen. Bei sinkendem Wärmeangebot wird die Klappe 38 geschlossen.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 ist wieder ein Ge­ häuse 42 mit Einströmstutzen 44 und Ausströmstutzen 46 durch parallele Zwischenwände 50 und 52 in eine Kammer 48 für das Heizmedium und zwei äußere Abschnitte unter­ teilt. Dem Einströmstutzen 44 benachbart befindet sich eine Einströmkammer 54 und neben dieser eine Umlenk­ kammer 56, wobei beide Kammern 54 und 56 durch eine Trennwand 58 getrennt sind, in der sich eine als Sperrorgan dienende Klappe 60 befindet, die durch ein Bedienungselement 62 betätigt werden kann. Von der Einströmkammer 54 aus erstreckt sich ein als Reibungs­ wärmetauscher dimensionierter Kanal 64a quer durch die Kammer 48 in eine Umlenkkammer 66, von der aus ein paralleler, ebenfalls als Reibungswärmetauscher dimen­ sionierter Kanal 64b in die Umlenkkammer 56 führt. Ein als Intensivwärmetauscher dimensionierter Kanal 72 verbindet die Umlenkkammer 56 mit einer weiteren Um­ lenkkammer 70, die durch eine Trennwand 68 von der Um­ lenkkammer 66 getrennt ist. Aus der Umlenkkammer 70 führt ein wieder als Reibungswärmetauscher dimensionier­ ter Kanal 74 in eine Ausströmkammer 76, die von der Umlenkkammer 56 durch eine Trennwand 78 getrennt ist. Alle Kanäle 64a, 64b, 72 und 74 sind zueinander paral­ lel angeordnet.

Wie bereits beim Beispiel gemäß Fig. 1, wo der dem Intensivwärmetauscher 28 nachgeschaltete Reibungswärme­ tauscher in zwei Teilwärmetauscher 32a und 32b auf ge­ teilt wurde, um eine kompaktere Bauweise zu ermöglichen, ist auch hier der dem Intensivwärmetauscher 72 vorge­ schaltete Reibungswärmetauscher in zwei Teilwärmetau­ scher 64a und 64b aufgeteilt, um ebenfalls die kom­ pakte Bauweise zu fördern. Wenn es die Arbeitsbedin­ gungen als gewinnbringend ausweisen, kann man auch den dem Intensivwärmetauscher 72 nachgeschalteten Reibungs­ wärmetauscher 74 in zwei Teilwärmetauscher aufteilen, wie dies in Fig. 3 dargestellt ist, wo durch eine zusätzliche Trennwand 80 von der Umlenkkammer 70 eine neue Ausströmkammer 82 abgetrennt wird, während die Kammer 76 nun als Umlenkkammer zwischen zwei Kanälen 74a und 74b dient, von welchen der Kanal 74a die Umlenk­ kammer 70 mit der Umlenkkammer 76 und der Kanal 74b die Umlenkkammer 76 mit der neuen Ausströmkammer 82 ver­ bindet.

Bei großem Wärmeangebot des Motors wird bei den Beispie­ len nach den Fig. 2 und 3 die Klappe 60 geöffnet, so daß nur der Intensivwärmetauscher 72 und der nachfol­ gende Reibungswärmetauscher 74 bzw. die Reibungswärme­ tauscher 74a und 74b in Funktion treten, um den im Ver­ gleich zum Angebot kleineren Bedarf an Heizwärme dem Abgas zu entnehmen. Da durch den nachgeschalteten Rei­ bungswärmetauscher der Intensivwärmetauscher 72 auf mittlerem Druckniveau liegt und wie oben erläutert kleiner wird, da die nachgeschalteten Reibungswärme­ tauscher 74 bzw. 74a und 74b bei jeder Stellung der Klappe 60 in Funktion bleiben und weil Reibungswärme­ tauscher kompakter bauen als Intensivwärmetauscher, ist bei gleicher Wärmeleistung die Kombination eines Inten­ sivwärmetauschers mit nachfolgendem Reibungswärmetau­ scher die Anordnung, welche zur bestmöglichen Verdich­ tung der Konstruktion führt.

Dabei ist zu berücksichtigen, daß die Variante nach den Fig. 2 oder 3 bei jeder Stellung der Klappe einen Über­ druckbetrieb durch Stauwirkung zur Folge hat. Diese Betriebsweise ist besonders erwünscht, wenn auch bei günstiger Motordrehzahl und -last der Heizwärmebedarf durch bei Umgebungsdruck im Abgas verfügbare Wärme nicht gedeckt werden kann.

Die Anordnung nach den Fig. 2 oder 3 ist auch anwendbar, wenn man die Durchströmungsrichtung der Wärmetauscher­ anordnung umkehrt, d. h. wenn Einströmstutzen 44 und Aus­ strömstutzen 46 vertauscht angeschlossen werden, so daß das Abgas über den Stutzen 46 einströmt und die Wärme­ tauscheranordnung über den Stutzen 44 verläßt. Durch die Umkehrung der Durchströmungsrichtung verändert sich die Wärmeübertragungsleistung in den Wärmetauschern 72 und 74 bzw. 74a und 74b beim Betrieb mit offener Klappe 60. Es bietet sich somit die Möglichkeit, zwei Lei­ stungsstufen der Wärmetauscheranordnung durch das glei­ che Gerät bereitzustellen, indem man außerhalb des Ge­ häuses 42 eine Gasrichtungsumsteuerung in an sich be­ kannter Art vorsieht, oder indem man das Gerät als Serienprodukt für zwei Leistungsanforderungen mit je­ weils unterschiedlicher Durchströmungsrichtung einsetzt, wodurch sich die Lagerhaltung vereinfacht.

Eine weitere Verbesserung der Anpaßbarkeit an unter­ schiedliche Leistungsanforderungen aus Motorleistung und Heizwärmebedarf bietet die Ausführungsform gemäß Fig. 4, bei welcher die Konstruktion nach Fig. 3 da­ durch verändert wird, daß in die Trennwand 80 eine Klappe 84 eingefügt wird, welche durch ein Bedienungs­ element 86 betätigt werden kann. Mit seinen nun vier Regelstellungen bietet diese Wärmetauscheranordnung vier unterschiedliche Wärmeübertragungsleistungen bei konstanter Motorbetriebsstellung. Bezieht man die Verstellmöglichkeit am Motor mit ein, vervielfacht sich die Anpaßbarkeit der Wärmetauscheranordnung entspre­ chend. Die unterschiedlichen Wirkungen ergeben sich durch das Verschieben des Abgasdruckniveaus und der daraus folgenden Änderung der Temperatur. Die Wärme­ übertragung erfolgt entsprechend den Vorgängen, welche unter Bezugnahme auf die Fig. 2 und 3 erläutert wurden. Ergänzend ist zu erwähnen, daß bei Öffnung beider Klappen 60 und 84 nur der Intensivwärmetauscher 72 in Funktion ist, und zwar ohne Drucküberhöhung des Abgases. Der Wärmetauscher bietet in dieser Stellung seine klein­ ste Wärmetauscherfläche an.

Die Fig. 5 und 6 zeigen weitere Varianten der Wärme­ tauscheranordnung nach Fig. 4. Sie haben zum Ziel, den dem Intensivwärmetauscher 72 nachgeschalteten Reibungs­ wärmetauscher 74a, 74b nur zur Hälfte sowohl als Staudruck bildende Drossel wie auch in der Funktion als Wärmetauscher einzusetzen, indem sowohl die Umlenk­ kammer 76, wie auch alternativ die als Beruhigungskam­ mer wirkende Ausströmkammer 82 direkt mit dem Ausström­ stutzen 46 verbunden werden kann. Zu diesem Zweck ist die das Heizmedium enthaltende Kammer 48 dem Reibungs­ wärmetauscher 74b benachbart durch eine die Zwischen­ wände 50 und 52 verbindende Wand 85 begrenzt, so daß zwischen dieser Wand 85 und dem Gehäuse 42 ein Kanal 82′ als Fortsetzung der Kammer 82 gebildet ist, der sich parallel zu den als Wärmetauschern dienenden Kanälen 64a, 64b, 72, 74a und 74b verläuft. Im Eck­ bereich zwischen der Wand 85 und der Zwischenwand 50 ist eine Klappe 90 derart beweglich angeordnet, daß sie in ihrer einen Endstellung eine Trennwand 88 und in ihrer anderen Endstellung eine Trennwand 89 schließt, wobei diese Trennwände 88 und 89 eine Aus­ ström- und Beruhigungskammer 91 von der Kammer 76 und den Kammern 82, 82′ abtrennen.

Ist die Klappe 90 in die die Kammer 82 abschließende Stellung in der Trennwand 89 gelegt, strömt das Abgas nur durch den Reibungswärmetauscher 74a und von der Kammer 76 direkt zum Ausströmstutzen 46. Wegen der halben Länge des durchströmten Reibungswärme­ tauscherbereichs ist der Druckverlust entsprechend geringer und die angebotene Wärmetauscherfläche eben­ falls. Wird die Klappe 90 in die andere Endstellung überführt, wird auch der Reibungswärmetauscher 74b durchströmt. Es besteht somit eine weitere Möglich­ keit für die feingestufte Anpassung von Wärmeange­ bot und Wärmebedarf.

Zur Verstellung der Klappe 90 dient ein Bedienungs­ element 94.

Eine andere Variante mit weniger Regelelementen ist durch die Anordnung gemäß Fig. 6 gegeben, wo die Klappe 84 in der Trennwand 80 fehlt, diese Trenn­ wand 80 also dauernd wirksam ist, so daß bei dieser Anordnung zwar der aus zwei Teilen 74a und 74b bestehende, dem Intensivwärmetauscher 72 nachgeschal­ tete Reibungswärmetauscher ebenfalls vollständig oder nur zur Hälfte eingesetzt werden kann, während anderer­ seits die Möglichkeit eines staudruckfreien Betriebes entfällt, was unter bestimmten Anforderungen durch­ aus den Bedürfnissen entsprechen kann.

Bei den Anordnungen nach den Fig. 5 und 6 mag es von den Lastvorgaben her auch zweckmäßig sein, den par­ tiellen Betrieb des nachgeschalteten Reibungswärme­ tauschers auf den dem Intensivwärmetauscher 72 vorge­ schalteten Reibungswärmetauscher 64a und 64b zu ver­ lagern. Dies läßt sich leicht dadurch erreichen, daß die Durchströmrichtung bei den Wärmetauschern nach den Fig. 5 oder 6 geändert wird, wie dies oben bereits erläutert ist.

Bei weiterem Abstufungsbedarf bietet sich noch die Möglichkeit, die partielle Belastung der Reibungs­ wärmetauscher durch Klappen nach Art der Klappe 90 und einen Abgasweg entsprechend dem Kanal 82′ nicht nur im Bereich eines Anschlußstutzens, sondern im Bereich beider Anschlußstutzen, bezogen auf die Fig. 5 und 6 also auch im Bereich des Einströmstutzens 44 vorzusehen.

Die Fig. 7 zeigt eine von den bisher beschriebenen Wärmetauscheranordnungen im Aufbau wesentlich ab­ weichende Wärmetauscheranordnung mit einem Gehäuse 96, einem Einströmstutzen 98 und einem Ausström­ stutzen 100. Der vom Gehäuse 96 umschlossene Raum ist wieder durch zwei parallele Zwischenwände 104 und 106 in drei Abschnitte unterteilt, von welchen der mittle­ re als Kammer 102 für das Heizmedium dient, während die beiden anderen dem Einströmstutzen 98 benachbart als Einströmkammer 108 und dem Ausströmstutzen 100 benachbart als Ausströmkammer 110 dienen.

Von der Einströmkammer 108 erstreckt sich ein Kanal 112, als Vorkammer bezeichnet, bis annähernd in die Mitte der Kammer 102 zwischen beiden Zwischenwänden 104 und 106. Der Kanal 112 wird von als Reibungs­ wärmetauscher dimensionierten Kanälen 114 gleicher Länge aber geringeren Querschnitts umgeben. Die Kanäle 112 und 114 münden gemeinsam in einen die andere Hälfte der Kammer 102 durchquerenden Kanal 116, dessen Querschnitt so dimensioniert ist, daß der Kanal 116 als Intensivwärmetauscher wirksam wird. Die Kanäle 114 münden im Randbereich des Kanals 116 aus, so daß sie geeignet sind, den sie verlassenden Gasstrahl gegen die Wandung des Kanals 116 zu lenken.

Die Öffnung des Kanals 112 im Bereich der Einström­ kammer 108 kann durch eine Abdeckplatte 118 ver­ schlossen werden, welche durch ein Bedienungselement 120 betätigbar ist.

Ist die Abdeckplatte 118 vom Kanal 112 abgehoben, durchströmt das Abgas den Kanal 112 und mit relativ geringer Geschwindigkeit, bedingt durch den durch­ strömten Gesamtquerschnitt der Kanäle 112 und 114 auch die Kanäle 114. Anschließend wird der Kanal 116 durchströmt. Die Kanäle 112, 114 und 116 wirken dabei insgesamt als Intensivwärmetauscher.

Wird die Abdeckplatte 118 auf den Kanal 112 gesenkt, treten die Kanäle 114 als Reibungswärmetauscher in Funktion. Der Abgasstrahl tritt mit Geschwindigkei­ ten von 100-500 m/s aus den Kanälen 114 aus. Diese hohe Ausströmgeschwindigkeit, die sich an der Wand des Kanals 116 infolge Reibung sehr rasch abbaut, verstärkt den Wärmeübergang beträchtlich und vermin­ dert deshalb das notwendige Bauvolumen des als Inten­ sivwärmetauscher eingesetzten Kanals 116.

Da bei dieser Anordnung die Kanäle 114 einmal als Teil eines Intensivwärmetauschers und einmal als Reibungswärmetauscher wirksam werden, ergibt sich durch diese Funktionskombination eine sehr kompakte Gesamtanordnung, wobei außerdem durch die Düsenwir­ kung der Kanäle 114 bei Staubetrieb der Kanal 116 klein gestaltet werden kann.

Claims (13)

1. Wärmetauscheranordnung für den Betrieb mit den Ab­ gasen eines Kolbenmotors, insbesondere zur Beheizung von Kraftfahrzeugen, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Strö­ mungsweg der Abgase zumindest ein Wärmetauscher kleineren Druckgefälles (28, 72, 116) angeordnet ist, dessen Abmes­ sungen so dimensioniert sind, daß an ihm ein Druckunter­ schied in der Größenordnung von 0,01-0,5 bar auftritt, sowie zumindest ein als Stauvorrichtung dienender Wärme­ tauscher größeren Druckgefälles (32, 64, 64a, 64b, 74, 74a, 74b, 114), dessen Abmessungen so dimensioniert sind, daß an ihm ein Druckunterschied in der Größenordnung von 0,1-5 bar, zumindest aber ein größerer Druckunterschied als an dem Wärmetauscher kleineren Druckgefälles (28, 72, 116) bzw. den Wärmetauschern kleineren Druckgefälles auftritt, und daß im Strömungsweg der Abgase zumindest ein Wärmetauscher größeren Druckgefälles (32a, 32b, 64a, 64b, 74a, 74b, 114) wahlweise in oder außer Funktion bringbar ist.

2. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Strömungsweg in paralleler Anordnung mindestens ein Wärmetauscher größeren Druckgefälles (32a, 32b, 64a, 64b, 74a, 74b) und ein Kanal mit gegenüber dem Wärmetauscher größeren Druckgefälles vergrößertem Strömungsquerschnitt einbezogen sind und daß wahlweise der Kanal oder der Wärmetauscher größeren Druckgefälles in den Strömungsweg einbeziehbar sind.

3. Wärmetauscheranordnung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein Wärmetauscher größeren Druckgefälles (32a, 32b, 74, 74a, 74b) stromab vom Wärmetauscher kleineren Druckgefälles (28, 72) angeordnet ist.

4. Wärmetauscheranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß stromauf und stromab vom Wärmetauscher kleineren Druckgefälles (72) Wärmetauscher größeren Druckgefälles (64a, 64b, 74, 74a, 74b) angeordnet sind.

5. Wärmetauscheranordnung nach einem der vorhergehen­ den Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß minde­ stens zwei Wärmetauscher größeren Druckgefälles (64a, 64b, 74a, 74b) zu einer in Reihe angeordneten Gruppe zusam­ mengefaßt sind.

6. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß von den Wärmetauschern größeren Druckgefälles einer Gruppe zumindest einer wahlweise in oder außer Funktion setzbar ist.

7. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in den Strömungsweg in paralleler Anordnung mindestens ein Wärmetauscher größeren Druckgefälles (114) und ein gegenüber dem Wärmetauscher größeren Druckgefälles (114) einen vergrößerten Strömungsquerschnitt aufweisender Kanal (112) einbezogen sind und daß der parallele Kanal (112) wahlweise zur Veränderung des Gesamtströmungsquerschnitts zu- und abschaltbar ist.

8. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmetauscher größeren Druckgefälles (114) und der parallele Kanal (112) gemeinsam derart dimensioniert sind, daß sie als Wärmetauscher kleineren Druckgefälles dienen.

9. Wärmetauscheranordnung nach einem der Ansprüche 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmetauscher größeren Druckgefälles (114) und der parallele Kanal (112) in einen Wärmetauscher kleineren Druckgefälles (116) münden.

10. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß mehrere Wärmetauscher größeren Druckgefälles (114) den zu ihnen parallelen Kanal (112) umgeben und der in Strömungsrichtung verlaufenden Wandung des nachfolgenden Wärmetauschers kleineren Druckgefälles (116) benachbart in diesen ausmünden.

11. Wärmetauscheranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein von einem Gehäuse (10, 42, 96) umschlossener Raum durch zwei zueinander parallele Zwischenwände (18, 20, 50, 52, 104, 106) in drei Abschnitte unterteilt ist, daß die beiden äußeren Abschnitte durch den mittleren Abschnitt (16, 48, 102) durch­ querende Kanäle (28, 32a, 32b, 64a, 64b, 72, 74, 74a, 74b, 112, 114, 116) mit unterschiedlichem Querschnitt verbunden sind, daß der mittlere Ab­ schnitt ( 16, 48, 102) mit einer Ein- und einer Ausströmöffnung für ein zu erwärmendes Strömungs­ mittel versehen ist, daß der durch die beiden äußeren Abschnitte (22, 24, 30, 34, 54, 56, 76, 66, 70, 82, 108, 110) und die Kanäle (28, 32a, 32b, 64a, 64b, 72, 74, 74a, 74b, 112, 114, 116) ge­ bildete Raum mit einer Ein- (12, 44, 98) und einer Ausströmöffnung (14, 46, 100) für das Abgas ver­ sehen ist und daß der Strömungsweg des Abgases durch die Kanäle durch mindestens ein zwischen einer wirksamen und einer unwirksamen Stellung verstellbares Sperrorgan (38, 60, 84, 90, 118) veränderbar ist.

12. Wärmetauscheranordnung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Kanäle (28, 32a, 32b, 64a, 64b, 72, 74, 74a, 74b, 112, 114, 116) in zueinan­ der paralleler Richtung verlaufen.

13. Wärmetauscheranordnung nach einem der Ansprüche 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß durch quer zur Durchströmrichtung der Kanäle (28, 32a, 32b, 64a, 64b, 72, 74, 74a, 74b, 112, 114, 116) versetzte Trennwände (26, 36, 58, 68, 78, 80, 88) in den äußeren Abschnitten ein zumindest einen Teil der Kanäle in Reihe durchziehender Strömungs­ weg gebildet ist und daß zumindest eine der Trenn­ wände (36, 58, 80, 88) als verstellbares Sperr­ organ ausgebildet ist.