EP1492990A2 - Wärmetauscher und kühlsystem - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Wärmetauscher (2), insbesondere zur Verwendung in einem Kühlkreislauf (1) eines Kraftfahrzeugs, mit wenigstens einem Wärmeübertragungsnetz (3), wobei das Wärmeübertragungsnetz (3) wenigstens eine Rohreinrichtung umfasst, und einen zugehörigen Kühlkreislauf (1). Erfindungsgemäss weist die Rohreinrichtung einen charakteristischen hydraulischen Durchmesser auf, der kleiner oder gleich 2,0 mm ist.

Description

Wärmetauscher und Kühlsystem

Die Erfindung betrifft einen Wärmetauscher und ein Kühlsystem, insbesondere zur Verwendung in einem Kraftfahrzeug. Obwohl die Erfindung im Folgenden mit Hinblick auf den Einsatz an einem Kraftfahrzeug beschrieben wird, sei darauf hingewiesen, dass der erfindungsgemäße Wärmetauscher und das erfindungsgemäße Kühlsystem auch für andere Kühlprozesse eingesetzt werden kann.

Im Stand der Technik werden Kühisysteme in Kraftfahrzeugen eingesetzt, um z.B. die Abwärme des Verbrennungsmotors an die Umgebung abzugeben. Als Kühlmittel wird im allgemeinen Wasser eingesetzt, das Zusätze wie zum Beispiel Frostschutzmittel enthält. Im Kühlmittelkühler wird die in .den Kühlkreislauf vom Motor abgegebene Wärme an die Umgebung abgeführt, indem ein Luftstrom an den Oberflächen des Kühlmittelkühlers vorbei- geleitet wird.

Im Sinne dieser Anmeldung wird mit Kühlmittel immer das Medium im Inneren des Kühlkreislaufes bezeichnet. Mit Kühlmedium wird hingegen das (äußere) Medium bezeichnet, an welches die Kühlleistung des Kühlkreislaufes abgegeben wird. Bei z.B. einem Kühlkreislauf eines Verbrennungs- motors wird die Abwärme des Motors von dem im Kühlkreislauf enthaltenen Kühlmittel aufgenommen. Im Kühlmittelkühler wird die Abwärme des Kühl- mittels dann an das den Kühlmittelkühler durchströmende Kühlmedium abgeführt. Bei einem konventionellen Kühlkreislauf ist das die Kühlluft.

Zur Erhöhung des Wärmestroms wird die wärmeabgebende Oberfläche des Kühlmittelkühlers vergrößert, indem der Kühlmittelstrom auf eine Anzahl paralleler Kühlmittelrohre aufgeteilt wird, an denen Kühlrippen angeordnet sind, um die Wärme effektiv an die Umgebung abzugeben.

In der Praxis werden von einem Kraftfahrzeughersteller bzw. von dem Hersteller des Kühlsystems technische Bedingungen vorgegeben, die der Wärmetauscher des Kühlsystems einhalten muss. Vorgegeben werden die thermodynamischen Daten wie Wärmeleistung bei gegebenen Betriebstemperaturen des Kühlmittels und der Umgebung sowie maximaler Druckverlust bei vorgegebenem Massenstrom des Kühlmittels im Betriebszustand.

Der Druckverlust wird begrenzt im Hinblick auf die aufzuwendende Leistung und Dimensionierung der Kühlmittelpumpe.

Typischerweise werden die- einzelnen Komponenten des Kühlkreislaufes auf sogenannte kritische Betriebszustände des Fahrzeugs ausgelegt, bei denen zum Beispiel bei Bergauffahrt unter bestimmten Lastbedingungen und vorherrschender Außentemperaturen eine vorgegebene Wärmemenge an die Umgebung abgebbar sein muss, ohne die zulässigen Grenztemperaturen zu überschreiten.

Um die vorgenannten Kriterien zu erzielen, werden Wärmetauscher für Kühlmittelkreisläufe in Kraftfahrzeugen derart ausgelegt, dass bei maximaler Wärmeübertragungsleistung der Strömungswiderstand gering ist. Es werden maximale Strömungsverluste auf der Kühlmittelseite im Wärmetauscher bzw. Wärmeübertragungsnetz vorgegeben, die nicht überschritten werden dürfen,

Obwohl der maximale Druckverlust im Kühlmittelkühler gering vorgegeben ist, ist der Druckverlust im gesamten Kühlkreislauf insgesamt hoch. Es ist die Aufgabe der Erfindung, einen Wärmetauscher zur Verfügung zu stellen, der es bei gleichen Wärmeübertragungseigenschaften erlaubt, den Leistungsbedarf für die Pumpe des Kühlkreislaufes zu senken. Vorzugsweise ist es weiterhin ein Aspekt der Aufgabe der Erfindung, ein Kühlsystem zur Verfügung zu stellen, bei dem insgesamt eine kleinere Pumpenleistung zur Überwindung der Strömungswiderstände im Kühlmittelkreislauf möglich ist.

Der erfindungsgemäße Wärmetauscher ist Gegenstand des Anspruchs 1. Das erfindungsgemäße Kühlsystem ist Gegenstand des Anspruchs 9. Bevorzugte Weiterbildungen sind Gegenstand der Unteransprüche.

Der erfindungsgemäße Wärmetauscher ist insbesondere, aber nicht nur, zur Verwendung in einem Kühlkreislauf eines Kraftfahrzeugs vorgesehen. Zwischen Kühlmitteleinlass und Kühlmittelauslass des Wärmetauschers ist wenigstens ein Wärmeübertragungsnetz vorgesehen. Wenigstens ein Wärmeübertragungsnetz umfasst wenigstens eine Rohreinrichtung, wobei die Rohreinrichtung bzw. die Rohreinrichtungen dazu vorgesehen sind, Kühlmittel durch den Wärmetauscher vom Kühlmitteleinlass zum Kühlmittelauslass zu transportieren, während die Abwärme abgeführt wird. Ein charakteristischer hydraulischer Durchmesser einer Rohreinrichtung ist bei einem erfindungsgemäßen Wärmetauscher kleiner oder gleich als 2,0 mm.

Dabei ist der hydraulische Durchmesser d_hyd_r im Sinne dieser Anmeldung definiert als das Vierfache der Querschnittsfläche dividiert durch die Innen- umfangsfläche, wie zum Beispiel auch im VDI-Wärmeatlas verwendet, wenn Mehrkammerrohre bezeichnet werden. Der hydraulische Durchmesser d_{hy r} bezeichnet im VDI-Wärmeatlas den hydraulischen Durchmesser aller parallel durchströmten Kammern. Mit der Querschnittsfläche wird hier im Folgenden die innere Que schnittsfläche, die der Strömung des Kühlmittels zur Verfügung steht, bezeichnet. Der Innenumfang ist der Umfang um die Strömungskanaleinrichtung im Inneren der Rohreinrichtung.

Dies bedeutet, dass bei einer kreisförmigen und ideal gestalteten Rohreinrichtung der hydraulische Durchmesser d_hydr gleich dem Durchmesser der Rohreinrichtung d ist. Bei einer Rohreinrichtung mit quadratischer Innenfläche entspricht der hydraulische Durchmesser d_hydr einer inneren Seitenl nge der Rohreinrichtung.

Der erfindungsgemäße Wärmetauscher hat viele Vorteile.

Im Stand der Technik bekannt gewordene Wärmetauscher für Kühlmittelkreisläufe von Kfz weisen einen hydraulischen Durchmesser d_hydr auf, der zum Beispiel bei 2,8 mm und größer liegt. Derartige hydraulische Durchmesser werden gewählt, um die Strömungsverluste im Wärmetauscher zu minimieren.

Kleinere hydraulische Durchmesser, wie entsprechend dieser Erfindung, weisen hingegen bei konstanter Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmediums größere Druckverluste auf, so dass erfindungsgemäße Wärmetauscher bei konstantem Massenstrom zu höheren -Druckverlusten führen. Deshalb wurde es von der Fachwelt nicht in Betracht gezogen, Wärme- tauscher für den Kühlmittelkreislauf eines Kraftfahrzeuges zu erforschen, bei denen kleinere hydraulische Durchmesser vorliegen, da diese außerhalb der von den Kraftfahrzeugherstellern vorgegebenen Normen liegen können.

Überraschenderweise hat sich allerdings gezeigt, dass der Einsatz kleinerer hydraulischer Durchmesser nicht nur zu höheren Strömungswiderständen und somit Druckverlusten führt, sondern gleichzeitig die Wärmeübertragung auf der Innenseite des Kühlmediums derart verbessert wird, dass insgesamt ein kleinerer Kühlmittelmassenstrom erforderlich ist, um eine gleiche Wärmemenge an die Umgebung abzutransportieren.

Deshalb ist es mit einem erfindungsgemäßen Wärmetauscher möglich, den Kühlmittelmassenstrom im Kühlkreislauf eines Kraftfahrzeugs zu reduzieren. Bei inkompressiblen Kühlmedien, wie zum Beispiel Kühlwasser, führt eine Reduzierung des Kühlmittelmassenstroms direkt zu einer proportionalen Reduzierung der Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels im Kühlkreislauf. Da die Strömungsverluste im Kühlkreislauf proportional zum Quadrat der Geschwindigkeit des Kühlmittels ist, bedeutet eine Reduzierung des Kühlmittelmassenstroms auf etwa 70 % eine Halbierung der Strömungsverluste im Gesamtkreislauf und eine Absenkung der hydraulischen Förderleistung DP mal Volumenstrom auf ca. 35 %.

Bei Einsatz eines erfindungsgemäßen Wärmetauschers wird durch den kleinen hydraulischen Durchmesser der Rohreinrichtungen im Wärmetauscher der Strömungswiderstand im Wärmetauscher erhöht. Die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels kann bei gleichbleibender Wärmeleistung außerhalb des Kühlers reduziert werden, so dass die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmediums in der Peripherie deutlich geringer ist als bei einem konventionellen Wärmetauscher.

Unter Peripherie werden hierbei alle vom Kühlmittel durchströmten Bauteile und Bauteilbereiche im Kühlkreislauf verstanden mit Ausnahme der Rohreinrichtungen.

Obwohl die notwendige Pumpenleistung zur Überwindung des Strömungs- Verlustes im Wärmetauscher beträchtlich höher sein kann (z.B. Faktor 2 oder 4) als bei einem konventionellen Wärmetauscher, kann insgesamt durch die höhere Wärmeübertragungsleistung des Wärmetauschers die zur Kühlung erforderliche Kühlmittelumlaufmenge reduziert werden. Durch die Verminderung der Druckverluste in der Peripherie wird die erforderliche Pumpenleistung der Pumpeneinrichtung reduziert, so dass es die vorliegende- Erfindung erlaubt, insgesamt Energie zum Betrieb der Pumpe einzusparen (z.B. Faktor 1 ,5 oder 2).

Wird die Erfindung in einem Kreislauf mit elektrischer Pumpe verwendet, so ist der Einsparungseffekt an Primärenergie größer, da auch die Umwand- lungsverluste von mechanischer Energie in elektrische Energie geringer sind.

Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Wärmetauschers ist, dass bei Einsatz einer elektrischen Pumpeneinrichtung eine elektrische Pumpe mit deutlich kleinerer elektrischer Leistung Verwendung finden kann, so dass Kosten für Pumpe, Batterie, Lichtmaschine etc. eingespart werden können. Als Kühlmittel zur Aufnahme der abgeführten Wärmemenge wird Gas und besonders bevorzugt Luft verwendet.

Es sei darauf hingewiesen, dass die Erfindung oder eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung auch in einem Heizkreislauf oder in einem beliebigen Kühlkreislauf Anwendung finden kann. Ebenso kann die Erfindung bei parallelen Kreisläufen oder auch in Mehrkreissystemen angewendet werden.

In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist wenigstens eine Vielzahl im wesentlichen gleichartiger Rohreinrichtungen vorgesehen. Es ist auch möglich, dass von einem ersten Typ von Rohreinrichtung eine erste Vielzahl vorgesehen ist und von einem zweiten oder noch mehr Typen von Rohreinrichtungen jeweils eine zweite (dritte etc.) Vielzahl vorgesehen ist.

In einer weiteren Weiterbildung der Erfindung ist wenigstens der Querschnitt wenigstens eines Typs einer Rohreinrichtung einer Gruppe von Querschnittsformen entnommen, welche runde und kreisrunde, elliptische, ovale, eckige, rechteckige, dreieckige, quadratische und abgerundete Abwandlungen der genannten Querschnittsformen umfasst.

Vorzugsweise ist der Querschnitt wenigstens einer Rohreinrichtung über wenigstens einen Längenabschnitt entlang der Rohreinrichtung im wesentlichen konstant. Bevorzugt ist der Einsatz von flachen Rohreinrichtungen, bei denen der Strömungskanal des Kühlmediums eine relativ geringe Breite und eine relativ hohe Tiefe (jeweils quer zur Strömungsrichtung des Kühlmediums) aufweist.

Zur Verbesserung der Druckfestigkeit können Stege im Strömungskanal vorgesehen sein, die z.B. einen flachen Strömungskanal in rechteckige oder quadratische oder runde oder kreisrunde Segmente aufteilen. Dann enthält eine Rohreinrichtung z.B. Rohrsegmente. Im Folgenden wird immer auf die Abmessungen der Rohreinrichtung Bezug genommen, auch wenn die Rohreinrichtung Segmente enthalten sollte. In einer bevorzugten Weiterbildung können die Rohreinrichtungen auch mit Turbulenzeinlageneinrichtungen oder Rippeneinrichtungen in den Rohreinrichtungen versehen sein, um die Turbulenz und den Wärmeübergang zu erhöhen. Der charakteristische hydraulische Durchmesser wird durch diese Rippeneinrichtungen und Turbulenzeinlageneinrichtungen nicht geändert.

In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung sind im wesentlichen alle Rohreinrichtungen im wesentlichen parallel zueinander angeordnet, wobei das Kühlmedium quer durch die im wesentlichen parallel angeordneten Rohreinrichtungen hindurchtritt. An den Rohreinrichtungen sind vorzugs- weise Rippeneinrichtungen vorgesehen, die Kiemeneinrichtungen aufweisen können, um den Wärmeübergang an der Außenseite der Rohreinrichtungen zu erhöhen.

In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist ein charakteristisches Querschnittsverhältnis von Tiefe einer Rohreinrichtuηg in Strömungsrichtung des Kühlmediums zu Höhe einer Rohreinrichtung zwischen 1 und 100 und vorzugsweise zwischen 7 und 50, besonders bevorzugt zwischen 15 und 50, besonders bevorzugt zwischen 20 und 30.

Das bedeutet, dass die Rohreinrichtungen in Strömungsrichtung des Kühlmediums eine wesentlich größere Ausdehnung aufweisen, als in einer Richtung senkrecht dazu und zu der Strömungsrichtung des Kühlmittels. Die genannten Zahlenwerte können auf die Außen- oder auch Innenabmessungen der Rohreinrichtungen bezogen sein.

In einer bevorzugten Weiterbildung einer oder mehrerer der zuvor beschriebenen Weiterbildungen enthält das Kühlmittel als wesentlichen Bestandteil Wasser, wobei das Kühlmittel auch Zusätze wie Gefrierschutzmittel und andere Zusätze mehr aufweisen kann. Genauso gut ist es möglich, dass das Kühlmittel wasserlos oder nur einen geringen Anteil an Wasser enthält. Die Erfindung kann auch bei Heizkörpern Verwendung finden. Ebenso ist es möglich, dass die Erfindung zum Kühlen oder Heizen von Motoröl, Getriebeöl oder des Kraftstoffs zum Beispiel eines Kraftfahrzeuges einge- setzt wird. Je nach Anwendungsfall kann das Kühlmittel als Bestandteil Öl oder sonstige im Stand der Technik bekannte Kühlmittel aufweisen.

Vorzugsweise wird als Kühlmedium auf der Außenseite der Rohreinrichtungen Gas und besonders bevorzugt Luft eingesetzt.

Das erfindungsgemäße Kühlsystem weist wenigstens eine Pumpeneinrichtung, wenigstens eine Wärmequelleneinrichtung (wie z.B. eine Motorein- richtung)und wenigstens eine Wärmetauschereinrichtung auf, wobei die Wärmetauschereinrichtung wenigstens eine Wärmeübertragungsnetzeinrichtung umfasst. Die Pumpeneinrichtung, die Wärmetauschereinrichtung und die Wärmequelleneinrichtung sind zu einem im wesentlichen geschlossenen Kühlkreislauf verschaltet und werden von wenigstens einem Kühlmittel durchströmt.

Der Druckverlust der Wärmeübertragungsnetzeinrichtung der Wärmetauschereinrichtung bezogen auf den Druckverlust im gesamten Kühlmittel- kreislauf, bewertet vor und hinter der Pumpeneinrichtung, beträgt wenigstens 12 %, vorzugsweise mehr als 15 %.

Das erfindungsgemäße Kühlsystem hat viele Vorteile.

Vorzugsweise ist der Druckverlust der Wärmeübertragungsnetzeinrichtung im Bereich zwischen 15 und 90 % des Druckverlustes im gesamten Kühl- mittelkreislauf im Betriebszustand und besonders bevorzugt im Bereich zwischen 20 % und 70 %. Bevorzugt liegt er bei wenigstens 30 %.

In einer bevorzugten Weiterbildung des erfindungsgemäßen Kühlsystems umfasst die Wärmeübertragungsnetzeinrichtung Rohreinrichtungen, wobei wenigstens eine Rohreinrichtung einer Gruppe von Rohreinrichtungen ent- nommen ist, die Rohreinrichtungen mit hydraulischen Durchmessern < 2 mm und insbesondere im hydraulischen Durchmesserbereich zwischen 1 und 1 ,8 mm, sowie Dimple-Rohre, Rohreinrichtungen mit Turbulenzeinlagen- Einrichtungen und dergleichen mehr umfasst. Turbulenzeinlagen können z.B.(Metall-)Spiralen oder Folien oder Fäden sein, die in die Rohreinrichtungen eingebracht werden.

In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung wird der Kühlmittelstrom in der Wärmetauschereinrichtung wenigstens einmal umgelenkt. Der Kühl- mittelstrom in der Wärmetauschereinrichtung kann auch 2, 3, 4, 5, 6 oder mehr Male umgelenkt werden.

Besonders bevorzugt weist eine Wärmetauschereinrichtung eine Rippendichte im Bereich zwischen 50 und 120 pro Dezimeter Länge der Rohreinrichtung auf, wobei die Dicke der einzelnen Rippen zwischen 0,01 und 0,5 mm, vorzugsweise zwischen 0,05 und 0,2 mm, beträgt. Je größer die Rippendichte, desto mehr Wärme kann grundsätzlich übertragen werden, allerdings reduziert eine große Rippendichte, insbesondere in Verbindung mit einer großen Dicke der Rippen, die zur Verfügung stehende Querschnittsfläche für das Kühlmedium, wie zum Beispiel den Kühlluftstrom. Es ergibt sich ein Optimum aus Anzahl, Dicke und Länge der Kühlrippen bei vorgegebenem Material für die Kühlrippen.

Üblicherweise wird der Gesamtströmungswiderstand im Kühlkreislauf im wesentlichen durch die Strömungswiderstände in den Verbindungsschläuchen, den Wasserkästen, dem Wärmeübertragungsnetz des Wärme- tauschers, den in Serie geschalteten Thermostaten und den Motorblock bestimmt.

Es sei darauf hingewiesen, dass im Sinne dieser Anmeldung der Druckverlustanteil des Wärmeübertragungsnetzes an dem gesamten Kühlkreislauf sich durch diese Definition bestimmt. Wenn in einem anderen System weitere Komponenten hinzukommen oder fehlen, müssen die hier genannten Zahlenwerte gegebenenfalls entsprechend umgerechnet bzw. angepasst werden.

Weitere Vorteile und Anwendungsmöglichkeiten der vorliegenden Erfindung werden nun anhand von Ausführungsbeispielen mit Bezug auf die Zeich- nungen dargestellt. Darin zeigen: Fig. 1 einen schematisch dargestellten erfindungsgemäßen Kühlkreislauf;

Fig. 2 ein erstes Wärmeübertragungsnetz für den erfindungsgemäßen Wärmetauscher;

Fig. 3 ein Wärmeübertragungsnetz für einen zweiten erfindungsgemäßen Wärmetauscher;

Fig. 4 ein Wärmeübertragungsnetz für einen dritten erfindungsgemäßen Wärmetauscher;

Fig. 5 ein Diagramm zur Bestimmung eines optimalen hydraulischen Durchmessers bei einer ersten Rohrwandstärke;

Fig. 6 ein weiteres Diagramm zur Bestimmung eines optimalen hydraulischen Durchmessers bei einer zweiten Rohrwandstärke;

Fig. 7 ein Diagramm zur Bestimmung einer optimalen Rippendichte bei gegebener Rohrwandstärke;

Fig. 8 den Kühlluftdurchsatz über der Rippendichte für unterschiedliche Rohrteilungen; und

Fig. 9 den Anteil des Druckverlustes im Kühler am Gesamtdruckverlust im Kühlkreislauf über dem hydraulischen Durchmesser.

In Fig. 1 ist ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kühlsystems 1 dargestellt. Das Kühlmittelsystem 1 ist für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug vorgesehen und dient zur Kühlung des Motors 5. Das aus dem Motor austretende erwärmte Kühlmittel wird durch den Thermostaten 7 geleitet und tritt in einen Wasserkasten 4 des Wärmetauschers 2 ein.

Wenn z.B. kurz nach dem Start des Fahrzeugs die Betriebstemperatur des Motors noch nicht erreicht ist, kann das Kühlmittel auch über den By-pass 8 am Wärmetauscher 2 vorbeigeführt werden und wird wieder über die Pumpe 6 in den Motor 5 geleitet.

Der Wärmetauscher 2 weist ein Wärmeübertragungsnetz 3 auf. Ein solches erfindungsgemäßes Wärmeübertragungsnetz 3 ist in verschiedenen Aus- führungsformen in den Fig. 2, 3 und 4 dargestellt, bei denen sich die Anordnung und die Abmessungen der einzelnen Komponenten unterscheiden.

Das in Fig. 2 dargestellte Wärmeübertragungsnetz weist Rohre 11 in Form vom Flachrohren auf, die eine Tiefe 12 in Strömungsrichtung des Kühlmediums aufweisen, die im gewählten Ausführungsbeispiel 32 mm beträgt. Je nach geforderter Dimension des Wärmeübertragungsnetzes kann die Tiefe der Flachrohre 11 auch 10, 12, 16, 20, 24, 32 oder auch 40 oder 48 mm oder Werte dazwischen betragen. Aber auch andere Werte sind möglich, wenn es die Anforderungen an den Wärmetauscher erfordern.

Die Flachrohre 11 nach Fig. 2 weisen eine Breite 13 von 1 ,3 mm auf mit einer Wandstärke 17, die - über dem Umfang des Flachrohres im wesentlichen konstant - nur 0,26 mm beträgt. Das entspricht lichten Innenabmessungen von 31 ,48 mm in der Tiefe und 0,78 mm in der Breite.

Mit der freien Querschnittsfläche 23 und dem Innenumfang 24 ergibt sich (unter Annahme eines rechteckigen Innenquerschnitts) in erster Näherung mit den genannten Abmessungen ein hydraulischer Durchmesser D_hy_d. = 4 x Innenfläche / Innenumfarig = 1 ,52 mm. Bei Verwendung eines Rohres mit 16 mm Tiefe anstatt von 32 mm Tiefe ergibt sich unter den genannten Voraussetzungen ein hydraulischer Durchmesser von D_hydr = 1 ,48 mm.

Wenn hingegen die Ausdehnung in die Tiefe auf 64 mm verdoppelt wird, ergibt sich ein hydraulischer Durchmesser von Dh_y r = 1,54. Dies bedeutet, dass der hydraulische Durchmesser D_hydr im wesentlichen von der Innenbreite der einzelnen Flachrohre beeinflusst wird, während eine größere oder kleinere Ausdehnung in der Tiefe den Wert des hydraulischen Durchmessers über weite Bereiche nur in geringem Maße beeinflusst. Durch eine Erhöhung der Ausdehnung der Flachrohre in der Tiefe wird durch die größere Wärmeübertragungsfläche einerseits eine Erhöhung der übertragenen Wärmeleistung erzielt, während andererseits die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels abnimmt, da die Querschnittsfläche zunimmt. Bei konstant bleibender Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels würde ein größerer Massenstrom des Kühlmittels transportiert werden.

Um bei gleichbleibendem Kühlmitteldurchsatz die Kühlleistung zu erhöhen, ist es besser, wenn der hydraulische Durchmesser dadurch reduziert wird, dass die lichte Strömungsbreite in den Rohren 11 reduziert wird. Dies führt zu einer höheren Wärmeübertragung auf der Innenseite der Rohre, die die gesamte Wärmeübertragungsleistung unter Umständen beträchtlich erhöht.

Bei gleicher Wärmeleistung des Kühlers kann dann der Kühlmittelmassenstrom reduziert werden. Bei gleichbleibendem Strömungsquerschnitt führt das zu einer Reduktion der Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels und somit zu geringeren Strömungsverlusten.

Der Abstand 14 der einzelnen Rohre 11 beträgt 9,3 mm im Ausführungsbeispiel nach Fig. 2. Die Rippenhöhe der Rippen 15 beträgt 8 mm. Zur Erhöhung der Wärmeübertragungsleistung sind die Rippen mit Kiemen 16 versehen, so dass die Grenzschichten immer wieder neu ausgebildet werden.

Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 beträgt die Wandstärke 17 der Rohre 11 0,26 mm. Ebenso sind auch kleinere oder größere Wandstärken möglich, wie z. B. 0,35 mm. Die Tendenz geht dahin, die Wandstärke zu reduzieren, um Gewicht und Material einzusparen und den Wärmeleiterwiderstand zu verbessern. Allerdings hängt die minimale Wandstärke auch von dem Druck innerhalb des Systems ab.

Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 sind die Rippen 15 .auf die Rohre. 11 aufgelötet, während sie im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 mechanisch befestigt bzw. geklemmt sind. Rippenelemente 15 werden auf die im Aus- führungsbeispiel nach Fig. 3 kreisförmigen Rohre 21 aufgesteckt. Anschlies- send werden die Rohre 21 gedehnt, so dass sich ein größerer Außendurchmesser ergibt. Die Rippenelemente 15 werden fest auf den Rohren 21 gehalten.

Üblicherweise ist die Wärmeübertragung bei gelöteten Verbindungen besser. Deshalb kann auch im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 bei Verwendung von kreisförmigen Rohren im Wärmetauscher eine Lötverbindung zwischen Rippe und Rohr vorgesehen sein.

Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 ist der Innendurchmesser 18 der Rohre 21 gleich dem hydraulischen Durchmesser Dhydr- Die Rohreinrich- tungen 23 weisen einen Innendurchmesser 18 auf. Die Wandstärke 25 ist in Fig. 4 eingezeichnet.

Bei dem in Fig. 4 dargestellten Wärmeübertragungsnetz werden sog. Radienrohre 21 verwendet. Die Rohre 21 weisen eine Tiefe 12 (in Strömungsrichtung der Kühlluft) auf und eine maximale Breite 13. Der hydraulische Durchmesser berechnet sich wieder aus der inneren Strömungsfläche 23 und dem Innenumfang 24 aus D_hydr = vier x Strömungsquerschnitt 23 / Innenumfangsfläche 24. Die Innenumfangsfläche 24 und der Strömungsquerschnitt 23 können mit Kenntnis der Tiefe 12 und der maximalen Breite 13 sowie der Rohrwandstärke 25 und der geometrischen Kontur bestimmt werden. .

Die einzelnen Rohre 21 sind in einem seitlichen Abstand 14 angeordnet. Wie im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 sind zwei Reihen von Wärmeübertragungsrohren 21 vorgesehen, die einen Rohrreihenabstand 19 aufweisen.

Es können auch weniger, das heißt eine Rohrreihe oder auch mehr, zum Beispiel 3, 4 oder 5 Rohrreihen, vorhanden sein. Die einzelnen Rohrreihen können in Luftströmungsrichtung fluchtend oder jeweils versetzt angeordnet werden.

In Fig. 5 ist in einem Diagramm die hydraulische Leistung des Kühlerkreises über dem Druckverlust des Wärmeübertragungsblocks dargestellt. Der Wärmeübertragungsblock besteht aus dem Wärmeübertragungsnetz und den Böden. Das Wärmeübertragungsnetz besteht aus den Kühlmittelrohren mit den Kühlrippen.

Das Diagramm wurde mit Bezug auf ein KFZ mittlerer Größe mit z. B. einem ^" 1 ,7-l-Dieselmotor erstellt.

Der eingezeichnete Messpunkt 30 kennzeichnet ein heutiges Serienmodell, bei dem in einem bestimmten Betriebszustand eine hydraulische Förderleistung von etwa 270 W erforderlich ist, um den nötigen Kühlmittelmassendurchsatz für Motor 5 und Kühler 7 zur Verfügung zu stellen.

Alle eingezeichneten Messpunkte sind für eine konstante Kühlleistung bestimmt worden. Die Wandstärke der Rohre des Wärmeübertragungsnetzes betrug für Fig. 5 0,35 mm und für Fig. 6 0,26 mm. Die Messpunkte 33, 34 und 35 wurden für ein Kühlsystem abgeleitet, bei dem der Wärmetauscher mit unterschiedlichen Wärmeübertragungsnetzen versehen wurde.

Während der Messpunkt 30 den heutigen Stand der Technik angibt, bei dem der hydraulische Durchmesser der eingesetzten Rohre groß ist und hier bei etwa 2,5 mm liegt, wurde der hydraulische Durchmesser für den Messpunkt 33 auf 1 ,94 mm reduziert. Beim Messpunkt 34 beträgt der hydraulische Durchmesser 1 ,56 mm und beim Messpunkt 35 1 ,3 mm.

Von dem Messpunkt 30 aus gesehen, erhöht sich der Druckverlust des Wärmetauscherblocks mi't 'sinkendem hydraulischem Durchmesser beträchtlich. Während der Druckveriust bei dem hydraulischen Durchmesser 2,5 mm etwa 120 mbar beträgt, beträgt er beim hydraulischen Durchmesser von 1 ,56 mm mit etwa 200 mbar schon fast das Doppelte.

Andererseits wird dadurch, dass die Wärmeübertragungsleistung in den Rohren deutlich erhöht werden kann und somit der gesamte Kühlmittelmassenstrom reduziert werden kann, die Strömungsgeschwindigkeit in den übrigen Komponenten des Kühlkreislaufes reduziert, so dass statt etwa 270 W im Basispunkt nur etwa 120 W hydraulische Leistung erforderlich sind. Dies wird durch Einsatz eines erfindungsgemäßen Wärmetauschers ermöglicht, ohne dass weitere Komponenten im Kühlkreislauf geändert werden müssen. Das Ergebnis ist überraschend, da durch eine Erhöhung des Druckverlustes im Wärmeübertragungsblock die Pumpenleistung und damit der Einsatz an Primärenergie deutlich auf etwa die Hälfte reduziert werden kann.

Wird zusätzlich zur Änderung des Wärmeübertragungsnetzes die Peripherie angepasst, indem dort die Strömungswiderstände zum Beispiel im Motor, dem Thermostat, den Schläuchen, den Wasserkästen oder dergleichen ver- ringert werden, so ergeben sich die in Figuren 5 und 6 eingezeichneten Linien entsprechend den Prozentzahlen des Peripheriedruckverlustes 37, wobei 100 % dem Serienzustand entspricht.

Bei einem hydraulischen Durchmesser von 1 ,56 mm und einem Druckverlust in der Peripherie von 80 % im Vergleich zur heutigen Serie ergibt sich der Messpunkt 38, bei dem die notwendige hydraulische Leistung im Kühlerkreis nun bei etwa 100 Watt liegt.

Bei weiterer Reduzierung des Druckverlustes in den weiteren Komponenten der Peripherie auf einen Wert von 40 % ergibt sich der Messpunkt 39, bei dem die notwendige hydraulische Leistung im Kühlerkreis nur zwischen 60 und 70 Watt beträgt.

Interessant ist auch der eingetragene Zustandspunkt 40, der bei einem Druckverlust in der Peripherie von 0 % berechnet wurde. Der Messpunkt 40 gibt einen Druckverlust von ca. 200 mbar im Wärmeübertragungsblock an. Aus dem Diagramm folgt, dass die notwendige hydraulische Leistung zur Überwindung des Strömungswiderstandes im Wärmeübertragungsblock knapp 30 Watt beträgt.

Aus der Differenz der hydraulischen Leistungen im Betriebspunkt 34 und im

Betriebspunkt 40 ergibt sich die notwendige hydraulische Leistung, um die

Strömungswiderstände in der. Peripherie zu überwinden. Mit etwa 120 Watt als Gesamtleistung und etwa 30 Watt als Strömungsverlustleistung im Wärmeübertragungsblock bestimmt sich die Strömungsverlustleistung für einen Kühlkreislauf nach Punkt 34 in der Peripherie zu ca. 90 Watt.

In einem konventionellen Kühlsystem beträgt die Verlustleistung in der Peripherie ca. 270 Watt Gesamtverlust minus 25 Watt Blockverlust und damit etwa 250 Watt.

Während man durch Verringerung des hydraulischen Durchmessers von etwa 2,5 auf etwa 1 ,5 mm die Strömungsverlustleistung im Wärmeübertragungsblock deutlich erhöht hat, sinkt die Gesamtverlustleistung im Wärmeübertragungsnetz erheblich, da durch die erforderlichen geringeren Kühlmittelmassenströme im erfindungsgemäßen Kühlsystem der Strömungsverlust im Gesamtsystem reduziert werden kann.

Hier bietet sich auch der Einsatz einer elektrisch betriebenen Pumpe an, um das Kühlmittel im Kühlkreislauf zu transportieren.

Die Dimensionierung der Pumpe 6 in einem Kühlkreislauf 1 hängt von den kritischen Betriebszuständen ab. Die Pumpe muss so ausgelegt sein, dass sie auch in kritischen Betriebssituationen eine zuverlässige Kühlung des Motors sicherstellen kann.

Wird eine elektrische Pumpe vorgesehen, so würde bei den heute erforderlichen hydraulischen Leistungen eine Pumpe eingesetzt werden müssen, die ein bis zwei Klassen größer ist als es eine Pumpe sein müsste, die in einem erfindungsgemäßen Kühlsystem Einsatz finden kann.

Hohe Pumpenleistungen von bis zu 400 oder sogar 600 Watt erfordern eine größere Lichtmaschine im Kraftfahrzeug und unter Umständen einen Übergang der verwendeten Bordspannung von 12 auf 24 Volt oder auch 42 Volt. Zudem müssen die Querschnitte von Verkabelung und Verbindungssteckerπ und die Stärke der Sicherungen an die hohen elektrischen Ströme ange- passt werden. Die Verwendung einer elektrischen Pumpe im Kühlkreislauf ermöglicht es weiterhin dem Konstrukteur eines Kraftfahrzeugs, die Pumpe unabhängig vom Motor anzuordnen. Dies führt zu konstruktiven Freiheiten und reduziert das Volumen und Gewicht des Motorblocks an sich. Das ist unter anderem im Hinblick auf die Größe, Form und Lage von Knautschzonen beim Automobil von Bedeutung.

Die Leistung, die eine elektrische Pumpe zur Verfügung stellen kann, ist unabhängig von der Motordrehzahl, so dass auch bei geringen Motordrehzahlen eine zuverlässige Kühlung sichergestellt werden kann.

Wird für solche Fälle in künftigen Kraftfahrzeugen eine elektrische Kühlmittelpumpe eingebaut, kann diese bei Verwendung eines erfindungsgemäßen Wärmeübertragungsnetzes kleiner dimensioniert werden und die mechanische Pumpe entfallen.

Das erfindungsgemäße Wärmeübertragungsnetz kann auch in Nebenkreis- laufen, wie zum Beispiel in Heiz- oder Ölkreisläufen, eingesetzt werden. Vorteilhaft ist auch hierbei eine kleinere Dimensionierung der Hauptkühlmittelpumpe bzw. einer im entsprechenden Nebenkreis befindlichen Zusatzpumpe.

Während in Fig. 5 die benötigte hydraulische Pumpenleistung des Kühl- kreislaufes über dem Druckverlust des Wärmeübertragungsblockes für eine Rohrwandstärke von 0,35 mm dargestellt wurde, ist in Fig. 6 ein ähnliches Diagramm dargestellt, wobei die Rohrwandstärke für alle eingezeichneten Betriebspunkte 0,26 mm beträgt.

Deutlich erkennbar ist, dass sich ein ähnlicher Verlauf von benötigter Pumpenleistung im Gesamtkreislauf gegenüber dem Druckverlust des Blockes bzw. dem verwendeten hydraulischen Durchmesser der Rohre im Wärmeübertragungsnetz ergibt. Bei Einsatz konventioneller Rohre mit einem hydraulischen Durchmesser von 2,8 mm, wie er dem eingezeichneten Basispunkt 30 in diesem Diagramm entspricht, wird eine hohe hydraulische Leistung benötigt.

Bei Reduzierung des hydraulischen Durchmessers von 2,8 mm im Basispunkt 30 auf 2,27 mm im Messpunkt 33 sinkt die erforderliche hydraulische Pumpenleistung von ca. 300 auf etwa 130 Watt. Wird der hydraulische Durchmesser weiterhin auf 1 ,52 mm gesenkt, so ergibt sich der Betriebszustand, wie er im Messpunkt 34 dargestellt ist.

Die erforderliche hydraulische Leistung liegt bei etwa 95 Watt und wurde auf ein Drittel der hydraulischen Leistung im Basispunkt 30 reduziert. Die eingezeichnete Kurve 48 zeigt die optimalen Bedingungen für unterschiedliche periphere Druckverluste, die zwischen 40 % und 120 % variiert wurden.

Genau wie im Diagramm gemäß Fig. 5 zeigt sich auch im Diagramm nach Fig. 6, dass für hydraulische Durchmesser < etwa 2 mm die benötigte hydraulische Leistung im Kühlkreislauf stark abnimmt, bis sie ein Optimum erreicht, während zu noch kleineren hydraulischen Durchmessern die Gesamtverluste wieder ansteigen.

Die Ursache dafür ist ein überproportional ansteigender Strömungsverlust im Wärmetauscher, der durch einen geringeren Strömungsverlust in der Peri- pherie, der durch einen geringeren Massenstrom und damit eine kleinere Strömungsgeschwindigkeit hervorgerufen wird, nicht mehr kompensiert werden kann.

Als Ergebnis ergibt sich ein optimaler hydraulischer Durchmesser < 2 mm, und insbesondere ein optimaler hydraulischer Durchmesserbereich zwischen etwa 0,5 und 2 mm. Der Bereich zwischen etwa 1 und 1 ,7 mm ist besonders geeignet.

In Fig. 5 ist eine Grenzlinie 71 eingezeichnet, die in dem Anwendungsbeispiel eine Temperaturdifferenz des Kühlmittels von 10 K über dem Motor anzeichnet. Betriebszustände mit höheren Druckverlusten in Block als durch die Linie 71 angezeigt, kennzeichnen Temperaturdifferenzen des Kühlmittels über dem Motor größer 10 K. Zustandspunkte links (in der Orientierung der Fig. 5) der Linie 71 kennzeichnen Betriebszustände mit Temperaturdiffe- renzen kleiner 10 K).

Ebenso ist in Fig. 6 eine Grenzlinie 71 eingezeichnet, die, wie in Fig. 5, eine Temperaturdifferenz des Kühlmittels über dem Motor von größer gleich 10 K anzeigt. Zusätzlich ist in Fig. 6 noch eine Grenzlinie 72 dargestellt, die eine Temperaturdifferenz bzw. einen Temperaturgradienten des Kühlmittels über dem Motor von 8 K angibt.

Betriebszustände mit Druckverlusten größer als denen durch die Grenzlinien 71 und 72 angegebenen, führen zu Temperaturdifferenzen über dem Motor oberhalb der jeweils angegebenen Temperaturdifferenzen (8 K bzw. 10 K oder dergleichen.).

Heutzutage werden die zulässigen Temperaturdifferenzen von den Herstellern der Motoren oder der Kraftfahrzeuge vorgegeben, so dass im allge-, meinen Betriebszustände mit Druckverlusten kleiner als die jeweilige Temperaturgrenzlinie von den Herstellern erlaubt sind. Deshalb ergeben sich (J^e nach gewählter Temperaturdifferenzgrenze entsprechend Linie 71 oder 72 in Fig. 6) mögliche Betriebszustände mit Druckverlusten unterhalb der durch die entsprechenden Grenzlinie angezeigten.

Dieser beträgt bei Grenzlinie 71 gemäß Fig. 6 etwa 340 mbar über dem Block. Bei einer maximalen Temperaturdifferenz des Kühlmittels über dem Motor von 8 K gemäß Linie 72 ist er im hier dargestellten Beispiel etwa 210 mbar. Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass bei anderen Temperatur- differenzen oder anderen Ausführungsbeispielen andere Werte auftreten können.

Unter gleichen Voraussetzungen (Kühlleistung, Rohrwandstärke = 0,26 mm) wurde das in Fig. 7 dargestellte Diagramm erstellt. Darin ist die hydraulische Leistung im Kühlkreislauf über der Rippendichte auf der Außenseite der Rohre für drei unterschiedliche Rohrabstände bzw. Rohrteilungen im Wärmeübertragungsnetz dargestellt.

Die Betriebszustandslinie 41 wurde für Rohrabstände von einem zum nächsten Rohr von 9,3 mm bestimmt, die Betriebszustandslinie 42 für Rohr- abstände von 7,3 mm und die Betriebszustandslinie 43 für Rohrabstände von 5,8 mm. Wird die Rippendichte auf über 65 Rippen je dm Rohrlänge erhöht, so ergibt sich bei einem Rippenabstand von 9,3 mm zunächst eine Absenkung der erforderlichen Pumpenleistung bei etwa 70 bis 75 Rippen je dm, während sie zu höheren Rippendichten wieder ansteigt.

Die erforderliche hydraulische Leistung steigt dann wieder an, weil unter anderem durch die hohe Rippendichte bedingt der freie Strömungsquerschnitt der Kühlluft eingeengt wird und deshalb die übertragene Wärmeleistung geringer wird. Dadurch muss der Kühlmittelstrom im Wärmenetz erhöht werden, so dass die Strömungsverluste im Kühlkreislauf ansteigen.

Wird umgekehrt die Rippendichte verringert, so reduziert sich die nach außen übertragene Wärmeleistung und die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels muss wiederum erhöht werden.

Es ergibt sich für Rohrabstände von 7,3 und 9,3 mm ein optimaler Bereich zwischen etwa 70 und 75 Rippen pro dm Rohrlänge.

Bei einem^' Rohrabstand von 5,8 mm ist der zur Verfügung stehende freie

■ Querschnitt für die Kühlluft auch bei kleinen Rippendichten im Vergleich zu den anderen Rohrabständen geringer, nämlich 5,8 mm minus 1 ,3 mm gleich 4,5 mm. Der freie Abstand ist bei 7,3 mm Rohrabstand demgegenüber 6,0 mm.

Um die Wärmeübertragungsleistung konstant zu halten, muss die Strömungsgeschwindigkeit in den Kühlmittelrohren erhöht werden, damit der Wärmeübergangs-Koeffizient höher wird. Das führt zu einer notwendigen hydraulischen Leistung, die oberhalb der Leistung der anderen Rohrabstände liegt.

Für den in Fig. 7 dargestellten Betriebszustand würde sich bei einem Rohrabstand von 9,3 mm als optimales Ergebnis eine äußere Rippendichte von etwa 73 Rippen pro dm ergeben.

Allerdings sind auch die weiteren Parameter bei der Auslegung eines Kühlsystems zu beachten. Dazu zählt unter anderem auch der Kühlluftdurchsatz.

In einem KFZ wird die durch den Kühler strömende Kühlluft nicht nur zur Kühlung des Kühlmittelkühlers verwendet, sondern kann auch zur Kühlung weiterer Kreisläufe eingesetzt werden, wie zum Beispiel dem Klimaanlagenkreislauf.

Deshalb ist es wichtig, dass sich durch Änderungen am Wärmetauscher der Kühlluftdurchsatz nicht zu stark verändert, insbesondere verringert. Eine Erhöhung kann (muss aber nicht) positiv sein.

Eine Übersicht über die Veränderung des Kühlluftdurchsatzes zeigt Fig. 8. In diesem Diagramm wurde für die in Fig. 7 dargestellten Rohrabstände jeweils der Kühlluftdurchsatz über der äußeren Rippendichte aufgetragen.

Der Zustandspunkt 54 entspricht dem Zustandspunkt 44 in Fig. 7 und wurde für einen Rohrabstand von 9,3 mm und eine Rippenzahl von 65 pro dm Rohrlänge ermittelt.

Zu höheren Rippendichten fällt der Kühlluftdurchsatz bei allen Rohrabständen stark ab. Daraus ergibt sich, dass eine Rippendichte von 65 pro dm im hier dargestellten Beispiel bei Verwendung eines Rohrabstandes von 9,3 mm optimal ist, da einerseits der Kühlluftdurchsatz sich um etwas mehr als 1 ,5 % erhöht, wobei die hydraulische Leistung im entsprechenden Zustandspunkt 45 bei ca. 105 Watt liegt.

Zusammengefasst ergibt sich ein optimaler Auslegungspunkt, wenn ein im Vergleich zum Stand der Technik deutlich reduzierter hydraulischer Durchmesser im Bereich zwischen etwa d_{hy r} = 1 mm und 2 mm gewählt wird, bevorzugt 1 ,1 bis 1 ,8 mm, besonders bevorzugt 1,1 mm bis 1 ,7 mm.

Werden ausgehend von einer solchen Reduzierung des hydraulischen Durchmessers die Rippendichte, die Wandstärke und der Rohrabstand geeignet gewählt, so ergibt sich (unter Umständen auch iterativ) ein optimaler Auslegungspunkt für ein erfindungsgemäßes Kühlsystem, das wesentlich weniger hydraulische Pumpenleistung benötigt als herkömmlich im Stand der Technik bekannte.

Die Reduzierung der Pumpenleistung kann 20, 50, 75 oder noch mehr Prozent betragen, je nach Auslegung des Wärmeübertragungsnetzes und der weiteren Komponenten eines Kühlkreislaufes.

Die Wahl eines hydraulischen Durchmessers wird nach unten dadurch begrenzt, dass einerseits die Strömungsveriuste beim Übertragungsnetz zu groß werden und andererseits dadurch, dass der Kühlmittelmassenstrom zu stark absinkt. Bei geringen Kühlmittelmassenströmen nimmt die Temperaturdifferenz zwischen Austritts- und Eintrittstemperatur am zu kühlenden Motor zu, da die insgesamt übertragene Wärmeleistung konstant bleibt.

Hier setzen bisher die Motorhersteller vorgegebene Grenzen im Bereich von etwa 8 bis ca. 10 K, so dass der minimale Kühlmittelmassenstrom, wie in Fig. 6 dargestellt, festliegt. Diese Grenze kann aber unter Umständen ohne Gefahr für die Motoren erhöht werden, so dass auch kleinere hydraulische Durchmesser möglich erscheinen. ln Fig. 9 wird der Anteil des Druckverlustes im Wärmeübertragungsnetz, bezogen auf den Gesamtdruckverlust des Kühlkreislaufes (ist gleich der Förderhöhe der Kühlmittelpumpe) im Betriebszustand über dem hydraulischen Durchmesser der Wärmeübertragungsrohre dargestellt.

Die Linien 61 bis 65 kennzeichnen dabei jeweils den relativen Druckverlust in der Peripherie des Kühlkreislaufes, das heißt, den Druckverlust außerhalb des Wärmeübertragungsnetzes.

Die Linie 64 kennzeichnet die Peripherie eines heutiges Systems, währen die Linie 61 einen peripheren Druckverlust von 40 % gegenüber einem heutigen System darstellt. Die Linie 62 repräsentiert 60 %, die Linie 63 80 % und die Linie 65 einen Verlust von 120 % in der Peripherie gegenüber einem heutigen System.

Heutige Wärmeübertragungsnetze weisen üblicherweise Rohreinrichtungen mit einem hydraulischen Durchmesser größer/gleich 2,8 mm auf. Bei einem heutigen Kühlsystem liegt der Druckverlust des Wärmeübertragungsnetzes gemessen am gesamten Druckverlust im Kühlkreislauf bei 10 % (d_hydr = 2,8). Beim Einsatz eines erfindungsgemäßen Wärmeübertragungsnetzes liegt bei einem hydraulischen Durchmesser von 2 mm der Druckverlust bei Einsatz heutiger peripherer Komponenten bei wenigstens 12 % und damit deutlich höher.

Vorteilhaft ist auch ein Anteil des Wärmeübertragungsnetzes an Druckabfall des gesamten Kühlkreislaufes von 20 %, besonders vorteilhaft beträgt der Anteil 25 %, 30 %, 40 % oder mehr.

Erfindungsgemäße Systeme weisen relativ große Druckverluste im Wärme- Übertragungsnetz auf. Dadurch werden kleinere Kühlmittelmassenströme bei höherer Kühlmittelgeschwindigkeit im Wärmeübertragungsnetz und gleichzeitig höheren Wärmeübertragung auf der Innenseite im Warmeubertragungsnetz ermöglicht. Außerhalb des Wärmetauschers kann die Strömungsgeschwindigkeit reduziert werden, so dass insgesamt die erforderliche hydraulische Leistung verringert wird. Für das sich aus Figuren 6 bis 8 ergebende optimale Versuchsfahrzeug ergibt sich ein optimaler Auslegungspunkt von einem hydraulischen Durchmesser d_hydr = 1 ,52 und ein Verlustanteil von 30 %, wenn die Verluste in der Peripherie auf 80 % des heutigen Standes gesenkt werden. Das ist mit z.B. Veränderungen an den Leitungen, Wasserkästen etc. möglich.

Der Druckverlust in dem Kühlkreislauf einer heutigen Serie beträgt beispielsweise 4 % in den Schläuchen, 15 % in den Wasserkästen, 9 % im Kühlernetz, 21 % in dem in Serie geschalteten Thermostat und 51 % im Motorblock.

Bei Einsatz eines erfindungsgemäßen Wärmetauschers ohne Veränderung in der Peripherie würden bei gleichen Strömungsgeschwindigkeiten die Verluste im Motorblock, dem in Serie geschalteten Thermostat, den Wasserkästen und den in Serie geschalteten Schläuchen gleich bleiben.

Durch die Verbesserung der Wärmeübertragung bedingt kann der Kühl- mittelmassenstrom reduziert werden, wodurch die Strömungsgeschwindigkeit verringert wird. Dadurch wird der absolute Verlust in der Peripherie verringert, während der Druckverlust im Kühlernetz von beispielsweise 9 % auf 20 % oder sogar 30 % zunimmt.

Dabei kann nicht nur der relative Druckverlust im Kühlernetz zunehmen, sondern auch der absolute Druckverlust. Diese Druckverlustzunahme wird in einem optimalen System überkompensiert durch die geringeren Druckverluste in den weiteren Komponenten.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e

1. Wärmetauscher (2), insbesondere zur Verwendung in einem Kühlkreis- lauf (1) eines Kraftfahrzeugs, mit wenigstens einem Wärmeübertragungsnetz (3), wobei das Warmeubertragungsnetz wenigstens eine Rohreinrichtung (11) umfasst, und wobei die Rohreinrichtung einen charakteristischen hydraulischen Durchmesser aufweist, der kleiner oder gleich 2,0 mm ist.

2. Wärmetauscher nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine Vielzahl im Wesentlichen gleichartiger Rohreinrichtungen (11 ) vorgesehen ist.

3. Wärmetauscher nach Anspruch 1 und/oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens der Querschnitt (23) wenigstens einer Rohreinrichtung einer Gruppe von Querschnittsformen entnommen ist, welche runde und kreisrunde, elliptische, ovale, eckige, dreieckige, rechteckige, quadratische und abgerundete Abwandlungen der genannten Querschnittsformen umfasst.

4. Wärmetauscher nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlmedium im Wesentlichen senkrecht zur Strömungsrichtung des Kühlmittels strömt.

5. Wärmetauscher nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein charakteristisches Querschnitts- Verhältnis von Tiefe einer Rohreinrichtung (12) zu Breite einer

Rohreinrichtung (13) zwischen 1 und 100, vorzugsweise zwischen 7 und 50, beträgt.

6. Wärmetauscher nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlmittel als einen wesentlichen Bestandteil Wasser enthält.

7. Wärmetauscher nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlmedium ein Gas und vorzugsweise Luft ist.

8. Wärmetauscher nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine Rohreinrichtung (11) einen charakteristischen hydraulischen Durchmesser aufweist, der kleiner oder gleich 1 ,8 mm oder kleiner oder gleich 1 ,7 mm oder kleiner oder gleich 1 ,6 mm oder kleiner ist.

9. Kühlsystem (1) mit wenigstens einer Pumpeneinrichtung (6); wenigstens einer Wärmetauschereinrichtung (2), welche wenigstens eine Wärmeübertragungsnetzeinrichtung (3) umfasst; wenigstens einer Wärmequelleneinrichtung (5), wobei die Pumpeneinrichtung (6), die Wärmetauschereinrichtung (2) und die Wärmequelleneinrichtung (5) in einem im Wesentlichen geschlossenen Kühlkreislauf (1 ) angeordnet sind, welcher von einem Kühlmittel durchströmt wird;

wobei ein Druckverlust in der Wärmeübertragungsnetzeinrichtung (3) der Wärmetauschereinrichtung einen Anteil von wenigstens 12 % des Druckverlustes im Kühlmittelkreislauf beträgt.

10. Kühlsystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckverlust der Wärmeübertragungsnetzeinrichtung (3) größer ist als 20 % des Druckverlustes im Kühlkreislauf (1 ).

11. Kühlsystem nach , Anspruch 9 und/oder Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Wärmeübertragungsnetzeinrichtung (3) Rohreinrichtungen (11 ) umfasst, wobei wenigstens eine Rohreinrichtung (11 ) einer Gruppe von Rohreinrichtungen entnommen ist, die Rohre mit hydraulischen Durchmessern < 2 mm, Dimple-Rohre,

Rohreinrichtungen mit Turbulenzeinlageneinrichtungen und dergleichen mehr umfasst.

12. Kühlsystem nach mindestens einem der Ansprüche 9 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass der Kühlmittelstrom wenigstens einmal umgelenkt wird.

13. Kühlsystem nach mindestens einem der Ansprüche 9 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass eine elektrisch betriebene Pumpeneinrichtung zur Förderung des Kühlmittels vorgesehen ist.