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BESCHREIBUNG
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Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf die Wärmetechnik, insbesondere
auf Wärmeübertragererinheiten.
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Am erfolgreichsten kann die Erfindung in Kühlsystemen für funkelektronische
Einrichtungen angewendet werden, die an Objekten installiert sind, welche während
des Betriebs ihre tage im Massenkräftefeld, darunter auch im Schwerefeld, auf verschiedene
Weise ändern oder der Einwirkung von nach Grösse und Richtung veränderlichen Trägheitskräften
unterworfen werden.
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Es sind hocheffektive Wärmeübertragereinheiten, insbesondere Wärmerohre
bekannt, die vakuumdichte, meist aus Metall bestehende Gefässe darstellen, deren
Innenfläche mit einer Schicht kapillaren Materials bedeckt ist, das mit einer Flüssigkeit
- dem Wärmeträger - durchtränkt ist.
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Bei der Wärmezufuhr zu einem Ende des Wärmerohres verdampft die Flüssigkeit,
indem sie die Verdampfungswärme aufnimmt, und der Dampf bewegt sich unter der Wirkung
einer Druckdifferenz, die sehr geringfügig sein kann, zum anderen zu kühlenden Ende
des Wärmerohres, wo er kondensiert, wahrend die Kondensationswärme durch die Rohrwand
zum umgebenden Bledium über tragen wird. Der kondensierte Wärmeträger wird in das
kapillare Material aufgesaugt und bewegt sich durch die Wirkung des Kapillardrucks
zurück in die Verdampfungszone. Die Hauptgleichung, die die Arbeit des Wärmerohres
beschreibt, ist die Bilanz der Drücke, die als APc > » Pl + A Pv (1) notiert
werden kann, worin bedeuten: Ä Pc - Kapillardruck, N/m2; A Pl - Druckgefälle in
der Flüssigkeit, die sich im kapillaren Material bewegt, N/m2; ß Pv -
Druckgefälle
im Dampf in dem Dampfkanal, N/m2.
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Der Kapillardruck für Kapillarkanäle zylinderischer Form kann nach
der Laplace-Formel bestimmt werden # Pc = 2# cos #, (2) rc worin bedeuten: 6 Oberflächenspannung,
N/m; r- Radius der Kapillare, m; s - Randwinkel an der Grenze Festkörper-Flüssigkeit,
Grad.
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Diese Formel ist richtig, wenn die Xlüssigkeit-Dampf-Grenzfläche
in der Kondensationszone eben ist.
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Falls die Kapillarkanäle eine komplizierte Form haben, wird anstelle
des Radius der Kapillaren der Begriff des effektiven Radius eingeführt.
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Das Druckgefälle in der Flüssigkeit, die sich über den Kapillarkanal
mit dem Radius ##c bewegt, kann mit der Formel
beschrieben werden, worin bedeuten: G - Massendurchsatz der Flüssigkeit, kg/s; #
- - Koeffizient der dynamischen Viskosität, Ns/m2; Je - effektive Länge des Wärmerohres,
m; ## - Flüssigkeitsdichte, kg/m3.
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Wenn die Bewegung des Dampfes im Dampfkanal einen laminaren Charakter
hat, so kann für die Berechnung von # Pv dieselbe Formel benutzt werden. Für den
turbulenten Strömungszustand des Dampfes, der häufiger anzutreffen ist, ist die
Schreibweise der Formel für die Berechnung von Pv betrachtlich komplizierter.
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Die Gleichung (1) ist im allgemeinen Fall dann richtig, wenn die
Wirkung der Massenkräfte auf den Wärmeträger im Wärmerohr vernachlässigt werden
kannt
beispielsweise dann, wenn es horizontal im Schwerefeld orientiert
und sein Durchmesser nicht gross ist.
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Für ein Wärmerohr, das unter einem gewissen Winkel C zum Horizont
liegt, ist in die Gleichung (1) ein Glied +- Pe g L sin f einzufügen, worin die
Flüssigkeitsdichte, kg/m3 und g die Fallbeschleunigung, m/s2 bedeuten. Es ist offensichtlich,
dass wenn sich die Verdampftuigszone des Wärmerohres oberhalb der Kondensationszone
befindet, das zusätzliche Glied sich in die Gleichung (1) mit dem Vorzeichen (+)
eingliedert, und somit wachsen die Druckverluste im Wärmerohr mit der Vergrbsserung
von sin # und der Länge L schroff an. Deshalb werden die Möglichkeiten der Wärmerohre
- der Wärmetransportabstand und der Wärmefluss - stark begrenzt, besonders im Niedertemperaturbereich,
der für die Arbeit der Elemente der funkelektronischen Einrichtungen charakteristisch
ist, weil in diesem Fall Niedertemperaturwärmeträger verwendet werden müssen, welche
verhältnismässig geringe Oberflächenspannungen besitzen, von denen die Höhe des
Kapillardrucks abhängt.
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Dies macht die Verwendung von kapillaren Materialien mit einem geringen
Radius der Kapillarkanäle zur Erreichung von grossen Pc-Werten notwendig. Wie jedoch
aus der Pormel (3) ersichtlich ist, erfolgt hierbei die Zunahme des hydraulischen
Widerstandes proportional zur vierten Potenz des Radius des Kapillarkanals.
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All das führt gerade dazu, dass die Wärmetransportlänge und der Wärmefluss
in den Wärmerohren bei der Bewegung des Wärmeträgers entgegen der Wirkungsrichtung
von Schwer- oder anderen Massenkräften sich so sehr vermindern, dass die Frage über
die Zweckmässigkeit ihres Einsatzes unter den genannten Bedingungen entsteht.
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Bekannt ist ein Wärmerohr nach der US-Patent-
schrift
Nr. 3.666.005. Es ist von mehreren untereinander verbundenen Sektionen gebildet,
von denen jede ein Wärmerohr darstellt. Die Innenfläche der Sektion einschliesslich
der Stirnflächen ist mit einem kapillaren Material bedeckt, das mit dem Wärmeträger
durchtränkt ist. Die Sektionen sind so verbunden, dass die Stirnwand, welche die
Kondensationszone in einer vorhergehenden der Sektionen begrenzt, mit der Stirnwand
gemeinsam ist, welche die Verdampfungszone in einer nachfolgenden Sektion begrenzt,
u.s.w. Somit steht die Kondensationszone jeder vorhergehenden Sektion in thermischem
Kontakt mit der Verdampfungszone der nachfolgenden. Da die Zirkulation des Wärmeträgers
in jeder Sektion unabhängig erfolgt und die Länge der Sektion relativ nicht gross
ist, so ist innerhalb einer jeden von ihnen auch der Abstand nicht gross, den der
flüssige Wärmeträger im kapillaren Material zurücklegt. Dies bietet die Möglichkeit,
Kapillaren mit recht grossem Durchmesser zu verwenden und Wärmeflüsse zu ubertragen,
die bei der Bewegung des Wärmeträgers entgegen der Wirkungsrichtung der Gravitations.kräfte
merklich grösser sind, als dies bei der Verwendung von herkömmlichen Wärmerohren
möglich ist.
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Das bekannte Wärmerohr besitzt einen erhöhten thermischen Widerstand,
der dadurch bedingt ist, dass der Wärmeaustausch zwischen den Sektionen aufgrund
der Wärmeleitfähigkeit durch die Trennwände geschieht, von denen jede einen thermischen
Widerstand besitzt.
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Es ist augenscheinlich, dass bei der Notwendigkeit, die Länge eines
solchen Wärmerohres zu vergrössern, eine grosse Anzahl von Sektionen verwendet werden
muss. Folglich nimmt die Zahl der sie trennenden Wände zu, deren thermischer Gesamtwiderstand
zum Gesamtwert des thermischen Widerstandes des Wärmerohres gehört. Deshalb ist
leicht zu sehen, dass der thermi-
sche Widerstand eines aus mehreren
Sektionen bestehenden Wärmerohres bedeutend höher sein wird als derselbe der Wärmerohre
herkömmlichen Typs, und dadurch wird in beträchtlichem Maße einer der Hauptvorzüge
dieser Wärmeübertragereinheiten eingebüsst, nämlich der niedrige thermische Widerstand.
Auf diese Weise wird bei einer vorgegebenen Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequelle
und dem Warmeempfanger der Wärmefluss im bekannten Wärmerohr vermindert sein.
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Die Versuche, den vom Wärmerohr übertragenen Wärmefluss durch Verminderung
des hydraulischen Widerstandes des Rohres su vergrössern, führten zur Entwicklung
eines Wärmerohres nach der US-Patentschrift Nr. 3.543.839. Das bekannte Wärmerohr
enthält eine Verdampfungs- und eine Kondensationskammer, von denen jede kapillares
Material enthält. Zusammen mit den sie verbindenden Rohrleitungen bilden die Kammern
ein geschlossenes hermetisches Kreislaufsystem. Eine der Rohrleitungen ist zum Transport
des Dampfes, der sich in der Verdampfungskammer unter der Einwirkung der Wärmebelastung
gebildet hat, in die Kondensationskammer bestimmt.
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Die andere Rohrleitung enthält ein kapillares Material, das mit dem
in der Verdampfungs- und der Nondensationskammer befindlichen kapillaren Material
in hydraulischem Kontakt steht und ist zur Transportierung des kondensierten Wärmeträgers
aus der Kondensationskammer in die Verdampfungskammer bestimmt.
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In der Dampfleitung ist eine Klappe eingebaut, mit deren Hilfe der
hydraulische Widerstand der Dampfleitung geregelt und dadurch die Grösse des Wärmeflusses
im Wärmerohr gesteuert werden kann.
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In dieser Konstruktion des Wärmerohres sind in bestimmter Weise die
Verluste des Kapillardrucks durch Ausschalten der mechanischen Wechselwirkung
von
Dampf- und Flüssigkeitsströmen im Abschnitt ihrer Transportierung herabgemindert.
Ausserdem ist auch die thermische Wechselwirkung zwischen den genannten Strömen
praktisch ausgeschlossen, was ebenfalls zur Verbesserung des thermodynamischen Verhaltens
des Wärmerohres beiträgt.
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Aber ebenso wie in herkömmlichen Wärmerohren sind wegen des hohen
hydraulischen Widerstandes des kapillaren Materials, das sich auf der gesamten Länge
der Rohrleitung befindet, in welcher sich das Kondensat bewegt, die Warmetransportentfernung
und der Wärmefluss bei solchen Orientierungen des Rohres im Massenkräftefeld stark
begrenzt, wo die Bewegungsrichtung des flüssigen Wärme trägers zur Wirkungsrichtung
der Massenkräte oder ihrer Komponenten beispielsweise im Schwerefeld entgegengesetzt
ist, wenn die Verdampfungskammer höher als die Kondensationskammer liegt.
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Eine weitere Verminderung des hydraulischen Widerstandes im Abschnitt
der Transportierung des kondensierten Warmeträgers ist in der Konstruktion.
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der Wärmeübertragereinheit nach dem UdSSR-Urheberschein Nr. 439952
erzielt.
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Die Einheit enthält eine Verdampfungskammer, in deren Innerem ein
Verdampfer aus kapillarem Material koaxial angeordnet ist, der mit einer Wärmequelle
in thermischen Kontakt steht, und eine Dampfstrahlpumpe zur Umwandlung des dynamischen
Drucks des Wärme trägers in der Dampfphase in den statischen Druck des Wärmeträgers
in der Plüssigkeitsphase. Der Verdampfer besitzt einen axialen Längskanal, der durch
eine Quertrennwand geteilt ist. Diese Trennwand begrenzt in der Verdampfungskammer
Hohlräume, in einem von denen sich der Wärmeträger in der flüssigen Phase und in
dem anderen der Wärmeträger in der dampfförmigen
Phase befindet.
Die Zone einer Wärmeaustauschkammer, die den Wärmeträger mit vermindertem .Wärmeinhalt
in der flüssigen Phase enthält, ist mittels einer ersten Dampfleitung mit dem Saugraum
der Dampfstrahlpumpe verbunden. Die Zone der Warmeaustauschkammer, die den Wärme
träger mit erhöhtem Wärmeinhalt in der flüssigen Phase enthält, ist mittels einer
zweiten Rohrleitung mit dem Druckraum der genannten Pumpe und mit dem Hohlraum der
den Wärmeträger in der flüssigen Phase enthaltenden Verdampfungskammer verbunden.
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Der den Wärmeträger in der dampfförmigen Phase enthaltende Hohlraum
der Verdampfungskammer steht über eine dritte Rohrleitung mit der Düse der Dampfstrahlpumpe
in Verbindung. Der flüssige Wärmeträger, der sich in einem der Hohlräume der Verdampfungskammer
befindet, durchtränkt das kapillare Material des Verdampfers.
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Bei der Wärmezuführung zur Verdampfungskammer verdampft die im kapillaren
Material des Verdampfers enthaltene Flüssigkeit, und der Dampf gelangt aus dem Dampfraum
über die Rohrleitung in die Düse der Dampfstrahlpumpe. Die dynamische Druckhöhe
des aus der Düse ausströmenden Dampfes wird in statischen Druck des Wärme trägers
in der flüssigen Phase umgewandelt, wobei der Flüssigkeitsdruck im Druckraum höher
als der Druck in dem Saugraum der Pumpe wird.
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Hierbei entsteht ein "Pumpeffekt", der die Ansaugung des Wärmeträgers
mit vermindertem r'-einha1t aus der Wärmeaustauschkammer gewährleistet, in welchem
die Kondensation des aus der Düse ausströmenden Dampfstrahls stattfindet. Durch
die Kondensationswärme nimmt der Wärmeinhalt des Wärmeträgers zu.
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Der Wärme träger mit erhöhtem Wärme inhalt gelangt in die Wärmeaustauschkammer
und in den Xlüssigkeitsraum der Verdampfungskammer.
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Ein wesentlicher Nachteil dieser Einrichtung ist erstens, dass sich
der Wärmeträger an der Verdampfungsfläche durch das kapillare Material vorwiegend
in der Längsrichtung bewegt. Bei Versuchen, die Länge des Verdampfers zu vergrössern,
hat man daher mit derselben durch den Kapillarwiderstand bedingten Begrenzung wie
bei den herkömmlichen Wärmerohren zu tun. Zweitens beeinträchtigt das Vorhandensein
einer zusätzlichen (dritten) Rohrleitung und der Dampfstrahlpumpe den Aufbau der
Wa..rmeübertragereinheit. Drittens hat die zur Verdampfungskammer erfolgende Zuführung
des Wärme trägers mit einem höheren Wärmeinhalt als bei dem aus der Wärmeauste-usch~
kammer austretenden Wärmeträger eine gewisse Erhöhung der Dampftemperatur gegenüber
dem äusseren Wärme empfänger zur folge und führt folglich zur Vergrösserung der
Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequelle und dem Wärme empfänger.
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Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine solche
Wärmeübertragereinheit zu schaffen, bei der durch Ausführung von stirnseitigen Hohlräumen
und einer Trennwand, Anordnung der Düse der Dampfstrahlpumpe, Ausführung der Verdampfungsfläche
des Verdampfers, Anbringung einer Austrittsöffnung der Rohrleitung für den Wärmeträger
mit vermindertem Wärmeinhalt eine Erhöhung der Dichte des dem Verdampfer von der
Wärmequelle zufWhrbaren Warmeflusses sichergestellt ware.
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Die gestellte Aufgabe wird dadurch gelöst, dass in der Wärmeübertragereinheit,
die eine Verdampfungskammer, in deren Innerem ein mit Wärmeträger durchtränkter
Verdampfer aus kapillarem Material koaxial angeordnet ist, der mit einer Wärmequelle
in thermischem Kontakt steht und einen axialen Längskanal mit einer Quertrennwand
aus kapillarem Material besitzt, eine Dampfstrahlpumpe zur Umwandlung des dynamischen
Drucks
des Wärmeträgers in der Dampfphase in den statischen Druck des Wärmeträgers in der
Flüssigkeitsphase und eine Wärmeaustauschkammer umfasst, deren Zone, welche den
Wärmeträger mit vermindertem Wärmeinhalt enthalt, mittels einer ersten Rohrleitung
mit dem Saugraum der Dampfstrahlpumpe verbunden ist, während die Zone welche den
Wärmeträger mit erhoBtem Wärmeinhalt enthalt, mittels einer zweiten Rohrleitung
mit dem Druckraum der genannten Pumpe verbunden ist, erfindungsgemäss in der Verdampfungskammer
zwei stirnseitige Hohlräume vorgesehen sind, von denen Jeder durch die Stirnfläche
des Verdampfers und die Kammerwände begrenzt ist, während die Trennwand an die der
Wärmeaustauschkammer zugewandte Stirnfläche des Verdampfers angrenzt und Durchgangsbohrungen
zur Verbindung der stirnseitigen Hohlräume untereinander sowie einen diametralen
Kanal aufweist, der mit der in der Trennwand angebrachten Düse der Dampfstrahlpumpe
und einem Dampfsammler verbunden ist, welcher mit Dsmpfableitungskanaen in Verbindung
steht, die in Form von Längsrillen an der Aussenflache des Verdampfers ausgefüllt
sind und zwischen glatten Ringbünden liegen, welche an der Aussenfläche des Verdampfers
an den Stirnseiten desselben zur Verhinderung von Dampfüberströmungen in die stirnseitigen
Hohlraume ausgebildet sind, wobei die Austrittsöffnung der ersten Rohrleitung im
axialen Längekanel des Verdampfers angebracht ist.
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Eine solche Konstruktion der Wärmeübertragereinheit gestattet es
erstens, dank dem Vorhandensein der mit dem Wärmeträger gefüllten und mit dem axialen
Langskanal des Verdampfers in Verbindung stehenden stirnseitigen Hohlräume sowie
dank der Anordnung des Systems von Wärmeableitungskanälen an der Aussenfläche des
Verdampfers die Zuführung des Wärmeträgers an die Verdampfungsfläche vorwiegend
in radialer Ricntwi zustande zu bringen. Ilierbei ist die Entfernung, die vom Wärmeträger
im kapillaren Kanal zurückgelegt
wird, verhältnismässig kurz, was
es ermUglicht, Kapillarkanäle mit geringem effektivem Radius zu verwenden und gemäss
der Formel (2) hohe Kapillardrücke zu erreichen, die zur Gewährleistung der Zirkulation
des Wärmeträgers notwendig sind, ohne dass der hydraulische Widerstand der einrichtung
im ganzen wesentlich vergrössert wird. Ausserdem macht es die radiale Bewegungrichtung
des Wärmeträgers im Verdampfer möglich, die Länge des letzteren bei der Notwendigkeit
einer Vergrösserung der Oberfläche für die Zuführung der Wärmebelastung zu vergrössern.
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Zweitens bietet die Anordnung des Systems von als Längsrillen ausgebildeten
Dampfableitungskanälen an der Aussenfläche des Verdampfers die Möglichkeit, die
Zuführung des Värmeträgers unmittelbar an die beheizte Wand der Verdampfungskammer
zustande zu bringen, die mit dem Verdampfer in thermischem Kontakt steht, während
die summarische Oberfläche der Dampfableitungskanäle und der grosse reduzierte (äquivalente)
hydraulische Gesamtdurchmesser derselben die Ableitung des Dampfes bei verhältnismässig
geringen Verlusten des Kapillardruckes ermöglichen.
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Diese.konstruktivenLösungen bieten die Möglichkeit, zugleich die Dichte
des dem Verdampfer zugeführten Wärmeflusses zu erhöhen und notwendigenfalls die
Oberfläche für die Zuführung der Wärmebelastung zu vergrössern.
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Die behandelte Konstruktion der Warmeübertragereinheit ist trotz
der vorhandenen Dampfstrahlpumpe, die die Zirkulation des itarmeträgers in der Wärme
übertragereinheit zu verstärken und dadurch ihre Leistung zu erhöhen erlaubt, hinreichend
kompakt.
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Dies wird dadurch erreicht, dass die Dampfstrahlpumpe in der Verdampfungskammer
und die Düse der Pumpe in der Trennwand untergebracht sind. Die stirnseitigen Hohlräume
gewährleisten hierbei die Arbeit der Pumpe dadurch, dass sie erstens zur Auf-
naiune
des Wärmeträgers, der aus den Dampfableitungskanälen, dem Sammler, dem diametralen
Kanal, der Düse verdrängt wird, und des aus der Wärmeaustauschkammer kommenden Wärmeträgers
dienen und zweitens die Funktion des Saugraumes der Dampfstrahlpumpe erfüllen, wozu
sie mittels der durchgehenden Kanäle in der Trennwand miteinander in Verbindung
stehen, wobei einer der Hohlräume ausserdem zur Unterbringung des Druckraumes der
Pumpe dient.
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Andere Ziele und Vorteile der Erfindung werden anhand eines nachfolgenden
konkreten Ausführungsbeispiels derselben und durch Zeichnungen näher erlautet; es
zeigen: Fig. 1 schematische Darstellung der erSindunsgemässen Wärmeübertr.aereinheit
im Längsschnitt; Fig. 2 einen teilweisen Schnitt nach Linie II - II der Figur 1
in vergrössertem Maßstab; Fig. 3 einen Schnitt nach Linie III-III der Figur 1.
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Die erfindungsgemässe Wärmeu"bertragereinheit enthält eine Verdampfungskammer
1 (Fig. 1), in de ren Gehäuse 2 ein Verdampfer 3 aus kapillarem Material, beispielsweise
aus metallkeramischem Material, koaxial angeordnet ist, welcher mit einer durch
Pfeile a (Fig. 1) bezeichneten Wärmequelle in thermischem Kontakt ateht, und eine
Wärmeaustauschkammer 4. In der Verdampfungskamrner 1 sind zwei stirnseitige Hohlräume
5 und 6 vorgesehen, die von den Wänden der Verdampfungskammer 1 und den Stirnflächen
des Verdampfers 3 begrenzt sind. Im Verdampfer 3 ist ein axialer Längskanal 7 ausgeführt,
der zusammen mit den stirnseitigen Hohlräumen 5 und 6 zum Sammeln und Zuführen des
Wärme trägers an eine Verdampfungsfla..che 8 bestflrirnt ist, welche durch die Flanken
von Dampfableitungskanälen 9 ge-
gebildet wird, die in Form von
Längsrillen an der Mantelfläche des Verdampfers 3 ausgeführt und zum Ableiten des
Dampfes von der Verdampfungsfläche 8 (Fig. 2) bestimmt sind. Die Dampfableitungskanäle
9 stehen mit einem Dampfsammler 10 (Fig. 1) in Verbindung, der mit einem diametralen
Kanal 11 verbunden ist, welcher zur Zuführung des durch Pfeil b" angedeuteten Dampfes
in die Düse 12 einer Dampfstrahlpumpe 13 bestimmt ist. Der Dampfsammler 10 (Fig.
3), der diametrale Kanal 11 und die Düse 12 sind in einer Trennwand 14 des Verdampfers
3 angebracht, die an die Stirnflache angrenzt, welche der Wärmeaustauschkammer 4
zugewandt ist. Der Druckraum 15 (Fig. 1) der Dampfstrahlpumpe 13 befindet sich im
stirnseitigen Hohlraum 6. Der letztere bildet zusammen mit dem stirnseitigen Hohlraum
5 und dem axialen Kanal 7 den Saugraum der Dampfstrahlpumpe 13, wozu der stirnseitige
Hohlraum 5 mittels des axialen Kanals 7 und in der Trennwand 14 ausgeführten Durchgangsbohrungen
16 (Fig. 3) mit dem stirnseitigen Hohlraum 6 in Verbindung steht.
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Die Wärmeaustauschkammer 4 stellt einen Röhrenwärmeaustauscher dar,
dessen den Wärmeträger mit erhöhtem Wärmeinhalt enthaltende Zone in Form eines Sammlers
17 ausgebildet ist, wanrend seine den Wärmeträger mit vermindertem Wärmeinhalt enthaltende
Zone als Sammler 18 ausgebildet ist. Der Sammler 17 steht mit dem Sammler 18 mittels
einer Vielzahl von Rohren 19 in Verbindung.
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Die Wärmeaustauschkammer 4 der Wärmeübertragereinheit ist zur Abfuhr
der Warme, die durch Pfeile c angedeutet ist, an einen äusseren Empfänger, beispielsweise
an die Umgebungsluft bestimmt.
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Der Sammler 18 ist mittels einer ersten Rohrleitung 20 mit dem Saugraum
der Dampfstrahlpumpe 13 verbunden. Der Sammler 17 ist mittels einer zweit-en Rohrleitung
21 mit dem Druckraum 15 der Dampfstrahl-
pumpe 13. verbunden.
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Um Dampfüberströmungen aus den Dampfableitungskanälen 9 in die stirnseitigen
IIohlräume 5 und 6 zu verhindern, sind an der Aussenfläche des Verdanlpfers 3 an
dessen Stirnseiten glatte Ringbunde 22 ausgeführt.
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Pür die Zuführung des Wärme trägers mit vermindertem Wärmeinhalt
in den Saugraum der Dampfstrahlpumpe 13 ist die Austrittsbohrung 23 der ersten Rohrleitung
20 im axialen Längskanal 7 des Verdampfers 3 angebracht.
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Die Strömungsrichtung des in der flüssigen Phase befindlichen Wärmeträgers
ist durch Pfeile d angedeutet.
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Die Wärmeübertragereinheit arbeitet folgenderweise.
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Bei der Zuführung der durch Pfeile "a" (ig. 1) angedeuteten Wärme
von einer äusseren Quelle an den Verdampfer 3 verdampft der das kapillare Material
des Verdampfers 3 durchtränkende Wärme träger von den Oberflächen 8 der Dampfableitungskanäle
9 (siehe Pfeile "b", Fig. 2) und nimmt die latente Verdampfungswärme auf. Der gebildete
Dampf ( Pfeile t'b") strömt über die Dampfableitungskanäle 9 in den Dampfsammler
10 und dann in den diametralen Kanal 11, aus welchem er in die Düse 12 der Dampfstrahlpumpe
13 gelangt und den in der flüssigen Phase befindlichen Wärmeträger daraus in den
stirnseitigen hohlraum 5 verdrängt, dessen Volumen das Volumen des zu verdrängenden
Wärmeträgers überschreiten soll. Dank dem Vorhandensein der glatten Ringbünde 22,
die an der Innenfläche des Gehäuses 2 der Verdampfungskammer 1 satt anliegen und
die Funktion einer Dichtung erfüllen, sowie dadurch, dass der flüssige Wärmeträger
in den Kapillarkanälen des Verdampfers 3 unter der Wirkung von Kapillarkräften steht,
kann der Dampf
in die s-tirnseitigen Hohlräume 5 und 6 sowie in
den axialen Kanal 7 vorbei an der Düse 12 der Dampfstrahldüse 13 nicht eindringen.
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Bei der Ausströmung des Dampfes (die Pfeile "b") aus der Düse 12
erfolgt seine Kondensation in. dem in der flüssigen Phase befindlichen Wärmeträger
und der Impulsaustausch zwischen dem Strom des kondensierten Dampfes und dem Strorn
des Wärmeträgers mit vermindertem Wärmeinhalt, welcher aus der Wärmeaustauschkammer
4 über die erste Rohrleitung 20 in den Saugraum der Dampfstrahlpumpe 13 durch die
Austrittsöffnung 23 und die Durchgangsbohrungen 16 in der Trennwand 14 gelangt.
Im Ergebnis der Dampfkondensation steigt der Wärmeinhalt des Wärmeträgers in der
flüssigen Phase aufgrund der Kondensationswärme, und aufgrund des Impulsaustausches
zwischen dem Dampfstrom ;nd dem Strom des flüssigen Wärmeträgers geschieht die Umwandlung
des dynamischen Drucks des Dampfes in den statischen Druck des flüssigen Wärmeträgers
irn Druckraum 15 der Dampfstrahlpumpe 13, wodurch ein "Pumpeffekt" entsteht, der
die Zirkulation des Wärmeträgers in der Wärmeübertragereinheit bewirkt. Der Wärmeträger
mit erhöhtem Wärmeinhalt gelangt über die Rohrleitung 21 in den Sammler 17 der Wä.rmeaustauschkammer
4 und dann in die Warmeaustauschrohre 19, die eine grosse Wärmeaustauschfläche besitzen.
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Je nach der Bewegung des Warme trägers in den Rohren 19 nimmt dessen
Wärmeinhalt infolge der Wärmeabfuhr ( Pfeile "c") an den äusseren Empfänger ab.
Der Wärineträger mit vermindertem wärme inhalt tritt in den Sammler 18 ein und gelangt
dann über die Rohrleitung 20 aufgrund der Wirkung des obenerwähnten "r'umpeffektes"
in den axialen Kanal 7 des Verdampfers 3 und den stirnseitigen Hohlraum 5, woraus
ein Teil desselben unter der Wirkung von Sapillarkräften in das kapillare material
des Ver-
dampfers 3 aufgesaugt wird und an die Verdampfungsflache
8 gelangt, während der andere iPeil ( siehe Pfeil "d") ) durch die Bohrungen 16
in den wohlraum 6 tritt, aus welchem er dann dem Druckraura 15 der Pumpe 13 zugeführt
wird. Im weiteren wiederholt sich der gesamte Zirkulationsprozess des wärme trägers.
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In der in Rede stehenden Wärmeübertragereinheit erfült der Kapillarverdampfer
3 die Funktion eines Dampferzeugers, der die Dampfstrahlpumpe 13 speist, welche
für die Zirkulation des Wärmeträgers sorgt. Es ist offensichtlich, dass die Summe
der Druckverluste im Dampf und in der Flüssiglçeit ebenso wie in einem herkömmlichen
Wärmerohr gemäss der Gleichung (1) den Kapillardruck nicht überschreiten kann, der
im Kapillarv erdarilpfer 3 erzeugt wird und dessen Höhe nach der formel (2) bestimmt
wird. Aber in der hier behandelten Einrichtung, die fast vollständig mit dem flüssigen
Wärmeträger gefüllt ist, beeinflusst dessen Orientierung im Schwerefeld wenig die
Druckbilanz, weil in der Einrichtung die nichtkompensierte Flüssigkeitssäule faktisch
fehlt, und das Gliel, welches den hydrostatischen Widerstand Peg. L@sing berücksichtigt,
kann vernachlässigt werden.
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Da die Rohrleitungen 20, 21 und die Wärmeaustauschkammer 4 einen
verhältnismässig niedrigen hydraulischen Widerstand haben und der Abstand, den der
Wärmeträger im kapillaren Material des Verdampfers 3 zurücklegt, gering ist, wird
es möglich, den effektiven Radius der Kapillarkanäle zu verringern, indem ein hoher
Kapillardruck selbst bei der Verwendung von Niedertemperaturwärmeträgern mit nicht
hoher Oberflächenspannung erzeugt wird, und dabei Wärmeflüsse von erheblicher Grösse
unabhängig von der Orientierung im Massenkräftefeld über Entfernungen bis zu mehreren
Metern zu übertragen.
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Ausserdem entsteht dai-ik der radialen Zuführung des Wärme trägers
an die Verdampfungsfläche 8 die ?öglichkeit, nötigenfalls die Länge des kapillaren
Verdampfes ohne wesentliche Zunahme der Druckverluste zu vergrössern.
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Die Anordnung der Dampfstrahlpumpe 13 im Gehäuse 2 der Verdampfungskammer
1 sowie deren geringe Abmessungen und eine minimale Anzahl der Rohrleitungen zur
Zirkulation des Wärmeträgers machen dabei die erfindungsgemasse Wärmeübertragereinheit
sehr kompakt.
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In einer 1,5 m langen erfindungsgemässen Wärmeübertragereinheit mit
Wasser als Wärme träger wurde eine Dichte des radialen Wärmeflusses auf der Oberfläche
der Verdampfungskammer gleich 150 kW/m2 bei einer Dampftemperatur von 370 K bei
vertikaler Lage der in Fig. 1 dargestellten Einrichtung erzielt. Das mittlere emperaturgefälle
zwischen der Oberfläche der Verdampfungskammer und der Oberfläche der Wärmeaustauschkammer
betrug dabei 63 K. Bei der Vergrösserung der Länge der Wärmeübertragereinheit bis
auf 3,2 m betrug die Wärmeflussdichte unter sonst gleichen Bedingungen 90 kW/m2.
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Es sei bemerkt, dass die angegebenen Grössen der Wärmeflüsse keine
Grenzwerte darstellen.