EP2936030A1 - Wärmeübertrager - Google Patents

Wärmeübertrager

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Publication number
EP2936030A1
EP2936030A1 EP13814488.6A EP13814488A EP2936030A1 EP 2936030 A1 EP2936030 A1 EP 2936030A1 EP 13814488 A EP13814488 A EP 13814488A EP 2936030 A1 EP2936030 A1 EP 2936030A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
heat exchanger
flow
flow channel
refrigerant
tubes
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP13814488.6A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Gottfried DÜRR
Herbert Hofmann
Christoph Walter
Uwe FÖRSTER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mahle International GmbH
Original Assignee
Mahle International GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mahle International GmbH filed Critical Mahle International GmbH
Publication of EP2936030A1 publication Critical patent/EP2936030A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
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    • F28D7/0008—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one medium being in heat conductive contact with the conduits for the other medium
    • F28D7/0025—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one medium being in heat conductive contact with the conduits for the other medium the conduits for one medium or the conduits for both media being flat tubes or arrays of tubes
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    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
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    • F25B39/04—Condensers
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    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
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    • F28D9/0031—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by paired plates touching each other
    • F28D9/0043—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by paired plates touching each other the plates having openings therein for circulation of at least one heat-exchange medium from one conduit to another
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    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular
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    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
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    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
    • F28D2021/0073—Gas coolers

Definitions

  • the invention relates to a heat exchanger with a first flow channel for a refrigerant, wherein the refrigerant is or contains CO 2 , and with a second flow channel for a liquid coolant, wherein at least a portion of the first flow channel with a portion of the second flow channel in thermal Contact is, wherein the refrigerant and the coolant in their flow channels in the DC and / or counterflow to each other are flowable, wherein the first flow channel is configured such that it withstands internal pressures of 100 bar and more, wherein the first flow channel of a plurality of first flow paths is formed, which are in fluid communication with a first manifold, wherein the second flow channel is formed of a plurality of second flow paths, which are in fluid communication with a second manifold.
  • condensers are used to cool a refrigerant to the condensation temperature and then condense the refrigerant.
  • a refrigerant come in solutions
  • different fluids are used. Both liquid and gaseous refrigerants are used for this purpose. Partly takes place in the Fluids idstrom of the refrigerant, a phase transition between a liquid and a gaseous phase instead.
  • capacitors are known in which the refrigerant undergoes no phase transition. These capacitors regularly have only one cooling section, in which the refrigerant is brought into thermal contact with a coolant.
  • refrigerants used are R-134a, R-1234yf or CO 2 (R744). While the refrigerants R-134a and R-1234yf have relatively low pressures on the refrigerant side, relatively high pressure prevails in systems using CO 2 as the refrigerant. This can be significantly greater than 100 bar.
  • a disadvantage of the devices known from the prior art is in particular that when using CO 2 (R744) as refrigerant high pressures within the refrigerant circuit occur, which burden the previously known heat exchanger beyond their load limits.
  • the object of the present invention is achieved by a heat exchanger with the features of claim 1.
  • An embodiment of the invention relates to a heat exchanger with a first flow channel for a refrigerant, wherein the refrigerant is or contains CO 2 , and with a second flow channel for a liquid coolant, wherein at least a portion of the first flow channel with a portion of the second flow channel in thermal Contact is, wherein the refrigerant and the coolant in their flow channels in the DC and / or counterflow to each other are flowable, wherein the first flow channel is configured such that it withstands internal pressures of 100 bar and more, wherein the first flow channel of a plurality of first flow paths is formed, which are in fluid communication with a first manifold, wherein the second flow channel is formed of a plurality of second flow paths, which are in fluid communication with a second manifold route, wherein the ratio of the hydrauli - See diameter of the second flow channel and the hydraulic diameter of the first flow channel is greater than 2: 1.
  • the ratio is greater than 5: 1 and furthermore it is preferred if the ratio is in the range between 5: 1 and 10: 1.
  • the hydraulic diameter of the second flow path in the range indicated above leads to a particularly advantageous ratio of possible heat transfer and pressure drop within the second flow path.
  • the hydraulic diameter of a first flow path is in a range between 0 mm and 1, 0 mm, preferably between 0.3 mm and 1, 0 mm.
  • a hydraulic diameter of the first flow path as described above makes it possible to realize a sufficiently high heat transfer, while at the same time achieving a sufficiently high pressure resistance of the first flow paths.
  • This high pressure resistance is particularly necessary when using CO 2 as a refrigerant, since internal pressures of more than 100 bar may occur.
  • the first distribution route has a flow cross-sectional area of 14 mm 2 to 50 mm 2 or has a flow cross-sectional area of 14 mm 2 to 40 mm 2.
  • a flow cross-sectional area in the range indicated above is particularly advantageous when the heat exchanger is used in a motor vehicle. In particular with regard to the mass flows occurring there.
  • the first distribution route has a flow cross-sectional area which is 5% to 50% of the flow cross-sectional area of the second distribution route, preferably a Strömungsquerschn 'rttsflä- which is 10% to 30% of the flow cross-sectional area of the second distribution line.
  • the second flow channel at least partially has a structured surface in its interior and / or has turbulence inserts.
  • a structured surface or turbulence inserts increase overall the heat transfer area of the second flow channel, which increases the overall efficiency of the heat exchanger.
  • a preferred embodiment is characterized in that the first flow channel has at least partially elliptical and / or circular inner diameter.
  • An elliptical or even circular inner diameter is particularly advantageous, in particular with regard to the necessary compressive strength.
  • the heat exchanger is formed in a stacked disk construction, wherein the heat exchanger consists of a plurality of stacked disk elements, between which channels are formed, wherein a first number of channels is associated with the first flow channel and a second number of channels is associated with the second flow channel.
  • a heat exchanger in stacking disc design is characterized by a particularly compact design. This facilitates the placement of the heat exchanger inside a motor vehicle.
  • a manufactured in stacking disk construction heat exchanger is particularly low to produce, since a large number of identical parts can be used.
  • the heat exchanger is a flat tube turbulence heat exchanger, wherein the first flow channel is formed by a number or plurality of first tubes, which are enclosed by a housing, wherein the second flow channel between the housing and the number or plurality of first tubes is formed.
  • a heat exchanger in which a medium flows in a first tube can be realized in a particularly simple manner, wherein the medium flows around the tube.
  • the second flow channel is formed by a housing which encloses the tubes of the first flow channel.
  • the heat exchanger is designed as a tube-tube heat exchanger, wherein the first flow channel is formed by a number or plurality of second tubes, and the second flow channel of a single or plurality of third tubes is formed, wherein the second tubes and the third tubes at least portion Werse are in thermal contact with each other.
  • the construction of a tube-tube heat exchanger is particularly advantageous because the structure is very simple.
  • the tubes of the two fluids are particularly easy to bring into thermal contact with each other.
  • the tubes for the heat exchanger are particularly simple and inexpensive to produce. A scaling of the heat exchanger is possible in a simple manner.
  • FIG. 1 shows a sectional view through a heat exchanger in Stapelaminbauwei- se, wherein in the left portion of the figure, the refrigerant flows into the heat exchanger and in the right part of the figure, the coolant flows out of the heat exchanger,
  • FIG. 2 is a sectional view of a tube-tube heat exchanger, wherein the first flow channel is formed by a plurality of circular flow paths and the second flow channel is formed by a plurality of flat tubes,
  • FIG 3 is a sectional view through a flat tube turbulence insert heat exchanger wherein the first flow channel is formed by a plurality of circular flow paths and the second flow channel is formed by a gap formed between the first flow paths and a housing surrounding the first flow paths .
  • FIG. 4 shows a sectional view through a flat-tube turbulence-insert heat exchanger, wherein additionally a supply line stub and a discharge stub are depicted
  • FIG. 5 shows a perspective view of a flat-tube turbulence insert heat transfer.
  • the heat exchanger 1 shows a sectional view through a heat exchanger 1.
  • the heat exchanger 1 is constructed in a stacked disk design. In this case, a multiplicity of disk elements 5 are stacked on one another such that 5 channels 8, 9 result between the disk elements.
  • the disk stack is closed at the top and at the bottom by a cover disk element 4.
  • the disk elements 5, which form the stack mainly, are largely identical and differ only by the alignment zueinan-.
  • the inflow region of the refrigerant is shown.
  • the refrigerant flows along the arrow 2 in the heat exchanger 1 a.
  • the disk elements 5 have openings which are arranged in such a way that a distribution line 6 results.
  • the refrigerant can flow through the individual disk elements 5 and spread there into the channels 8.
  • the coolant flows.
  • a thermal exchange between the refrigerant in the channels 8 and the coolant in the channels 9 takes place via the disk elements 5.
  • the region of the heat exchanger 1 is shown, in which the coolant flows out of the heat exchanger 1.
  • the flow direction of the coolant is shown by the arrow with the reference numeral 3.
  • the disk elements 5 form openings in the outflow region of the coolant from the heat exchanger 1, which allow the coolant to flow through the individual disk elements 5 along the distributor path 7.
  • the distribution path 7 is in direct fluid communication with the channels 9.
  • channels 8 are indicated, which lead the refrigerant. It can be seen that the flow cross section of the distributor section 6 of the refrigerant and the flow cross section of the distributor section 7 of the coolant deviate significantly from one another.
  • the flow cross-section of the distributor route 7 of the coolant is significantly larger than the flow cross-section of the distributor route 6.
  • the distributor route 6 of the refrigerant has, in a preferred embodiment, a flow cross-sectional area of 14 to 50 mm 2 .
  • the flow cross-sectional area of the distributor section 6 has a flow cross-sectional area of 14 to 40 mm 2 .
  • the relatively small flow cross-sectional area of the distributor route 6 is based, in particular, on the high pressures of the refrigerant and the low mass flows within the heat exchangers, in particular for use in motor vehicles.
  • the ratios of the flow cross-sectional area of the refrigerant manifolds 6 and the coolant manifold 7 should preferably be such that the flow area of the manifold 6 is about 5 to 50%, ideally 10 to 30%, of the flow area of the manifold 7 of the coolant.
  • the small diameters of the distributor route 6 contribute in particular to ensuring a better heat transfer from the refrigerant which flows through the heat exchanger 1 to the coolant. Since the refrigerant is preferably CO 2 , the refrigerant is substantially in a gaseous phase.
  • ratios of the hydraulic diameter of the coolant side to the coolant side of greater than 2: 1, more preferably greater than 5: 1, ideally in a range greater than 5: 1 and less than 10: 1 have been found .
  • the individual channels 8, 9 have different diameters between the disk elements 5. This can be realized in particular by changing the distances between the disk elements 5 relative to each other. Through a change in the diameter of the channels 8, 9, the total hydraulic diameter on the refrigerant side and on the coolant side can also be changed.
  • FIG. 2 shows a section through a so-called pipe-tube heat exchanger 10.
  • a plurality of tubes 12, 13 are alternately stacked. These tubes 12, 13 are arranged inside a housing 11. The heat transfer takes place between the fluids flowing in the tubes 12, 13.
  • the tubes 13 are formed, for example, by flat tubes which have partition walls 14 inside the tubes 13, which subdivide the tubes 13 into individual flow paths 16.
  • the tubes 12 have a plurality of circular flow paths 15.
  • the tubes 12 are used in particular to guide the refrigerant within the heat exchanger 10.
  • the tubes 13 serve to guide the coolant.
  • the hydraulic diameter of the refrigerant side is substantially smaller than the hydraulic diameter of the coolant side.
  • the flow paths 15, which are assigned to the refrigerant side are suitable by their circular configuration for the guidance of a fluid which is under high pressure.
  • the hydraulic diameter of the individual coolant channels, which are represented by the flow paths 16, is ideally in a range of 2 to 4 mm.
  • the hydraulic diameter of the channels of the refrigerant side, which are represented by the flow paths 15 should ideally be in a range between 0 and 1 mm, ideally in a range between 0.3 mm and 1 mm.
  • FIG. 3 shows a so-called flat-tube turbulence-insert heat exchanger 20.
  • a plurality of tubes 22 are arranged within a housing 21, between which turbulence inserts 24 are arranged, which space the tubes 22 from one another.
  • the tubes 22 are designed analogously to the embodiment already described in FIG. 2 such that they have a plurality of flow paths 23.
  • the tubes 22 and the flow paths 23 are also associated with the refrigerant. By created by the turbulence inserts 24 flow paths 25 between the tubes 22, the coolant flows.
  • the flow paths 23 are circular in order to withstand the high pressures of the refrigerant can.
  • the turbulence inserts 24 are formed like corrugated ribs. In addition to the illustration shown in Fig. 3, various other possible embodiments of the turbulence inserts 24 are providable. Core task of the turbulence inserts is the enlargement of the heat transfer surface of the flow paths 25 to the tubes 22 and the complaint of the tubes 22 from each other.
  • FIG. 4 shows a sectional view through a further flat-tube turbulence insert heat exchanger 30.
  • the basic structure of the central heat exchanger core corresponds to that of FIG. 3.
  • the tubes 32 have a large number flow paths 33, which have a circular cross-section. Between the tubes 32 turbulence inserts 34 are arranged, which form flow paths 35 and the tubes 32 to each other.
  • the flow paths 33 are substantially smaller in relation to the flow paths 35 which guide the coolant.
  • connecting pieces 36 and 37 which are arranged on the housing 31 on the outside, are now also shown. Via the connecting pieces 36, 37, a fluid can flow into the heat exchanger 30. In FIG. 4, the coolant, which is distributed along the flow paths 35 between the tubes 32, preferably flows in and out via the connecting pieces 36, 37.
  • FIG. 5 shows a further perspective view of a flat-tube turbulence-insert heat exchanger 40.
  • the heat exchanger 40 has a housing 41, in which, similar to FIGS. 3 and 4 above, turbulence inserts 46 are arranged, which space and space tubes between one another Form the tubes flow paths for a coolant.
  • a refrigerant in particular CO 2 flows .
  • the coolant is supplied to the heat exchanger 40 and discharged.
  • the refrigerant is discharged into the heat exchanger 40 or.
  • the inner structure corresponds to the flat tube turbulence heat exchangers of FIGS. 3 and 4.
  • All embodiments of the heat exchangers of FIGS. 1 to 5 shown have in common that the hydraulic diameter of the coolant side is greater in relation to the hydraulic diameter of the refrigerant side.
  • the hydraulic diameter of the coolant side is in particular greater than a ratio of 2: 1, preferably greater than a ratio of 5: 1, ideally even greater than a ratio of 5: 1 and less than a ratio of 10: 1. Due to the smaller hydraulic diameter on the refrigerant side, a more efficient cooling of the gas stream can be achieved by a better heat transfer between the refrigerant and the coolant is generated.
  • the hydraulic diameter of the coolant side must be selected larger in order to keep the pressure drop on the coolant side as low as possible. The ratio described has proven to be particularly suitable for applications in motor vehicles.
  • the coolant channels which are represented by the different flow paths of the coolant side, should have a hydraulic diameter of approximately 2 to 4 mm.
  • the channels of the refrigerant side which are represented by the corresponding flow paths, should have a hydraulic diameter smaller than 1 mm.
  • the hydraulic diameter of the refrigerant side should be between 0.3 and 1 mm.
  • the distribution channels of the individual heat exchangers which distribute the respective fluids to the individual flow channels, should be designed such that the flow cross section, in particular of the distribution channel of the refrigerant side, has an area of approximately 14 to 50 mm 2 , preferably an area of 14 to 40 mm 2 is particularly due to the high pressures that the refrigerant may have within the heat exchanger.
  • the flow cross-sectional areas of the refrigerant side distribution channels should be started such that the flow cross-sectional area of the refrigerant side distribution channels is approximately 5 to 50%, more preferably 10 to 30% of the flow cross-sectional area of the distribution channels of the refrigerant side.
  • the flow cross-sectional areas of the refrigerant side must each be as low as possible, in particular due to the high pressure of the refrigerant.
  • the flow channels on the coolant side can advantageously have a structured surface. This structured surface allows the heat transfer tion surface of the coolant side can be significantly increased.
  • one or more turbulence inserts can be used on the coolant side.
  • the refrigerant selt should have no roughened surfaces and no turbulence inserts. The smoothest possible surface is to be preferred on the refrigerant side.
  • the channels for the refrigerant are ideally equipped with an elliptical or even a circular inner diameter. This is particularly advantageous in terms of the necessary pressure resistance. All the heat exchangers shown may ideally have one or more deflections in their interior, whereby the refrigerant side and / or the coolant side is deflected in its main flow direction. It is particularly preferable if the refrigerant and the coolant flow at least partially in countercurrent to each other.
  • the refrigerant and the coolant flow countercurrently over the entire flow path within the heat exchanger. It is particularly advantageous if the refrigerant flows in countercurrent with the coolant at least in the last section of the heat exchanger before the refrigerant exit.
  • FIGS. 1 to 5 are merely exemplary embodiments and for their part have no limiting character for the design of the individual heat exchangers.
  • the individual flow paths and channels can be formed in other embodiments by other shape or other tube designs.
  • the design of the connection piece and the housing is merely exemplary.

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) mit einem ersten Strömungskanat für ein Kältemittel, wobei das Kältemittel insbesondere CO2 ist oder enthält, und mit einem zweiten Strömungskanal für ein flüssiges Kühlmittel, wobei zumindest ein Abschnitt des ersten Strömungskanals mit einem Abschnitt des zweiten Strömungskanals in thermischen Kontakt steht, wobei das Kältemittel und das Kühlmittel in ihren Strömungskanälen im Gleichstrom und/oder Gegenstrom zueinander strömbar sind, wobei der erste Strömungskanal derart ausgestaltet ist, dass er Innendrücke von 100 bar und mehr standhält, wobei der erste Strömungskanal aus einer Mehrzahl von ersten Strömungspfaden (8, 15, 23, 33) gebildet ist, die mit einer ersten Verteilerstrecke (6) in Fluidkommunikation stehen, wobei der zweite Strömungskanal aus einer Mehrzahl von zweiten Strömungspfaden (9, 16, 25, 35) gebildet ist, die mit einer zweiten Verteilerstrecke (7) in Fluidkommunikation stehen, wobei das Verhältnis des hydraulischen Durchmessers des zweiten Strömungskanals und des hydraulischen Durchmessers des ersten Strömungskanals größer als 2:1 ist, vorzugsweise größer als 5:1 ist und bevorzugt zwischen 5:1 und 10:1 liegt.

Description

Wärmeübertrager
Beschreibung
Technisches Gebiet
Die Erfindung betrifft einen Wärmeübertrager mit einem ersten Strömungskanal für ein Kältemittel, wobei das Kältemittel insbesondere CO2 ist oder enthält, und mit ei- nem zweiten Strömungskanal für ein flüssiges Kühlmittel, wobei zumindest ein Abschnitt des ersten Strömungskanals mit einem Abschnitt des zweiten Strömungskanals in thermischen Kontakt steht, wobei das Kältemittel und das Kühlmittel in ihren Strömungskanälen im Gleichstrom und/oder Gegenstrom zueinander strömbar sind, wobei der erste Strömungskanal derart ausgestaltet ist, dass er Innendrücke von 100 bar und mehr standhält, wobei der erste Strömungskanal aus einer Mehrzahl von ersten Strömungspfaden gebildet ist, die mit einer ersten Verteilerstrecke in Fluid- kommunikation stehen, wobei der zweite Strömungskanal aus einer Mehrzahl von zweiten Strömungspfaden gebildet ist, die mit einer zweiten Verteilerstrecke in Fluid- kommunikation stehen.
Stand der Technik
In Kältemittelkreisläufen von Klimaanlagen für Kraftfahrzeuge werden Kondensatoren eingesetzt, um ein Kältemittel auf die Kondensationstemperatur abzukühlen und anschließend das Kältemittel zu kondensieren. Als Kältemittel kommen bei Lösungen gemäß dem Stand der Technik unterschiedliche Fluide zum Einsatz. Hierfür werden sowohl flüssige als auch gasförmige Kältemittel eingesetzt. Teilweise findet im Flu- idstrom des Kältemittels ein Phasenübergang zwischen einer flüssigen und einer gasförmigen Phase statt. Auch sind Kondensatoren bekannt, bei denen das Kältemittel keinen Phasenübergang erfährt. Diese Kondensatoren weisen regelmäßig nur eine Abkühlstrecke auf, in welcher das Kältemittel mit einem Kuhlmittel in thermischen Kontakt gebracht wird.
Zu den verwendeten Kältemitteln zählen unter anderem R-134a, R-1234yf oder CO2 (R744). Während bei den Kältemittel R-134a und R-1234yf verhältnismäßig niedrige Drücke auf der Kältemittelseite herrschen, herrscht in Systemen, die CO2 als Kältemittel verwenden ein relativ hoher Druck. Dieser kann deutlich größer als 100 bar werden. Nachteilig an den aus dem Stand der Technik bekannten Vorrichtungen ist insbesondere, dass bei der Verwendung von CO2 (R744) als Kältemittel hohe Drücke innerhalb des Kältemittelkreislaufes auftreten, die die bisher bekannten Wärmeübertrager über ihre Belastungsgrenzen hinaus belasten. Weiterhin sind einzelne Geometriemerkmale der bisher bekannten Lösungen, wie etwa die jeweiligen hydrauli- sehen Durchmesser oder die Größenverhältnisse der durchströmten Querschnittsflächen zwischen Kältemittelseite und Kühlmittelseite, nicht auf eine Hochdruckbelastung, wie sie durch die Verwendung von CO2 entsteht, ausgelegt.
Darstellung der Erfindung. Aufgabe. Lösung. Vorteile
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung einen Wärmeübertrager bereitzustellen, der hinsichtlich seines Aufbaus an die Hochdruckbelastungen, welche durch den Einsatz von CO2 als Kältemittel entstehen, angepasst ist. Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung wird durch einen Wärmeübertrager mit den Merkmalen gemäß Anspruch 1 gelöst.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung betrifft einen Wärmeübertrager mit einem ersten Strömungskanal für ein Kältemittel, wobei das Kältemittel insbesondere CO2 ist oder enthält, und mit einem zweiten Strömungskanal für ein flüssiges Kühlmittel, wobei zumindest ein Abschnitt des ersten Strömungskanals mit einem Abschnitt des zweiten Strömungskanals in thermischen Kontakt steht, wobei das Kältemittel und das Kühlmittel in ihren Strömungskanälen im Gleichstrom und/oder Gegenstrom zueinander strömbar sind, wobei der erste Strömungskanal derart ausgestaltet ist, dass er Innendrücke von 100 bar und mehr standhält, wobei der erste Strömungskanal aus einer Mehrzahl von ersten Strömungspfaden gebildet ist, die mit einer ersten Verteilerstrecke in Fluid Kommunikation stehen, wobei der zweite Strömungskanal aus einer Mehrzahl von zweiten Strömungspfaden gebildet ist, die mit einer zweiten Verteilerstrecke in Fluidkommunikation stehen, wobei das Verhältnis des hydrauli- sehen Durchmessers des zweiten Strömungskanals und des hydraulischen Durchmessers des ersten Strömungskanals größer als 2:1 ist.
Dabei Ist es bevorzugt, wenn das Verhältnis größer als 5:1 ist und weiterhin ist es bevorzugt, wenn das Verhältnis im Bereich zwischen 5:1 und 10:1 liegt.
Dies ist besonders vorteilhaft, da auf der Kältemittelseite ein Fluidstrom eines mitunter gasförmigen Kältemittels abgekühlt wird, der in der Regel einen relativ schlechten Wärmeübergangskoeffizienten aufweist. Um diesen Fluidstrom dennoch effizient abkühlen zu können, ist es vorteilhaft große Wärmeübertragungsflächen und kleine hydraulische Durchmesser auf der Kältemittelseite zu realisieren. Auf der Kühlmittelseite ist der Wärmeübertragungskoeffizient dagegen regelmäßig hoch. Hier ist ein niedriger Druckabfall zu bevorzugen und dementsprechend größere hydraulische Durchmesser. Ein wie oben beschriebenes Verhältnis der hydraulischen Durchmesser zueinander ist dabei besonders vorteilhaft. Es ist zu bevorzugen wenn, dass der hydraulische Durchmesser eines zweiten Strömungspfades in einem Bereich von 2 mm bis 4 mm liegt.
Der hydraulische Durchmesser des zweiten Strömungspfades im oben angegebenen Bereich führt zu einem besonders vorteilhaften Verhältnis von möglichen Wärme- Übergang und Druckabfall innerhalb des zweiten Strömungspfades.
Auch ist es vorteilhaft, wenn der hydraulische Durchmesser eines ersten Strömungspfades in einem Bereich zwischen 0 mm und 1 ,0 mm liegt, dabei vorzugsweise zwischen 0,3 mm und 1 ,0 mm liegt.
Ein wie oben beschriebener hydraulischer Durchmesser des ersten Strömungspfades ermöglicht es einen ausreichend hohen Wärmeübergang zu realisieren, während zugleich eine ausreichend hohe Druckbeständigkeit der ersten Strömungspfade erreicht wird. Diese hohe Druckbeständigkeit ist insbesondere bei der Verwendung von CO2 als Kältemittel notwendig, da Innendrücke von mehr als 100 bar auftreten können.
Darüber hinaus kann es vorteilhaft sein, wenn die erste Verteilerstrecke eine Strömungsquerschnittsfläche von 14 mm2 bis 50 mm2 aufweist oder eine Strömungs- querschnittsfläche von 14 mm2 bis 40 mm2 aufweist.
Aufgrund der geringen Massenströme in einem solchen Wärmeübertrager und der hohen Drücke des Kältemittels ist es besonders vorteilhaft, wenn nur relativ kleine Strömungsquerschnittsflächen für die Verteilerstrecke des Kältemittels vorgesehen sind. Eine Strömungsquerschnittsfläche im oben angegebenen Bereich ist besonders vorteilhaft bei einem Einsatz des Wärmeübertragers in einem Kraftfahrzeug. Insbesondere hinsichtlich der dort auftretenden Massenströme.
Auch kann es zweckmäßig sein, wenn die erste Verteilerstrecke eine Strömungs- querschnittsfläche aufweist, die 5% bis 50% der Strömungsquerschnittsfläche der zweiten Verteilerstrecke beträgt, dabei vorzugsweise eine Strömungsquerschn'rttsflä- che, die 10% bis 30% der Strömungsquerschnittsfläche der zweiten Verteilerstrecke beträgt.
Insbesondere aufgrund der unterschiedlichen Massenströme auf der Kühlmittelseite und der Kältemittelseite ist ein Verhältnis der Strömungsquerschnittsflächen zwi- sehen der ersten Verteilerstrecke und der zweiten Verteilerstrecke wie oben beschrieben besonders vorteilhaft.
Weiterhin kann es besonders vorteilhaft sein, wenn der zweite Strömungskanal in seinem Inneren zumindest teilweise eine strukturierte Oberfläche aufweist und/oder Turbulenzeinlagen aufweist.
Ein strukturierte Oberfläche oder Turbulenzeinlagen erhöhen insgesamt die Wärmeübertragungsfläche des zweiten Strömungskanal, was die Effizienz des Wärmeübertragers insgesamt erhöht.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel ist dadurch gekennzeichnet, dass der erste Strömungskanal zumindest teilweise elliptische und/oder kreisrunde Innendurchmesser aufweist. Ein elliptischer oder sogar kreisrunder Innendurchmesser ist insbesondere hinsichtlich der notwendigen Druckfestigkeit besonders vorteilhaft.
In einer besonders günstigen Ausgestaltung der Erfindung ist es außerdem vorgesehen, dass der Wärmeübertrager in einer Stapelscheibenbauweise gebildet ist, wobei der Wärmeübertrager aus einer Mehrzahl aufeinandergestapelter Scheibenelemente besteht, zwischen welchen Kanäle ausgebildet sind, wobei eine erste Anzahl von Kanälen dem ersten Strömungskanal zugeordnet ist und eine zweite Anzahl von Kanälen dem zweiten Strömungskanal zugeordnet ist. Ein Wärmeübertrager in Stapelscheibenbauweise zeichnet sich durch eine besonders kompakte Bauweise aus. Dies erleichtert die Platzierung des Wärmeübertragers innerhalb eines Kraftfahrzeugs. Weiterhin ist ein in Stapelscheibenbauweise hergestellter Wärmeübertrager besonders günstig herzustellen, da eine große Anzahl von Gleichteilen verwendet werden kann.
In einer alternativen Ausgestaltung der Erfindung, kann es vorgesehen sein, dass der Wärmeübertrager ein Flachrohr-Turbulenzeinlagen-Wärmeübertrager ist, wobei der erste Strömungskanal durch eine Einzahl oder Mehrzahl von ersten Rohren gebildet ist, welche von einem Gehäuse umschlossen sind, wobei der zweite Strömungskanal zwischen dem Gehäuse und der Einzahl oder Mehrzahl von ersten Rohren ausgebildet ist.
Durch einen oben beschriebenen Aufbau lässt sich besonders einfach ein Wärmeübertrager realisieren, bei dem ein Medium in einem ersten Rohr strömt, wobei das Rohr von dem zweiten Medium umströmt wird. Der zweite Strömungskanal ist dabei durch ein Gehäuse gebildet, welches die Rohre des ersten Strömungskanals um- schließt In dieser Bauart kann ein besonders vorteilhafter Wärmeübergang zwischen dem Kältemittel und dem Kühlmittel erzeugt werden.
In einem weiteren Ausführungsbeispiel kann es vorgesehen sein, dass der Wärmeübertrager als Rohr-Rohr-Wärmeübertrager ausgebildet ist, wobei der erste Strö- mungskanal durch eine Einzahl oder Mehrzahl von zweiten Rohren gebildet ist, und der zweite Strömungskanal von einer Einzahl oder Mehrzahl von dritten Rohren gebildet ist, wobei die zweiten Rohre und die dritten Rohre zumindest Abschnittswerse miteinander in thermischen Kontakt stehen. Der Aufbau eines Rohr-Rohr-Wärmeübertragers ist besonders vorteilhaft, da der Aufbau sehr einfach gestaltet ist. Die Rohre der beiden Fluide können besonders leicht in einen thermischen Kontakt miteinander gebracht werden. Die Rohre für den Wärmeübertrager sind besonders einfach und kostengünstig herstellbar. Eine Skalierung des Wärmeübertragers ist auf einfache Weise möglich. Vorteilhafte Weiterbildungen der vorliegenden Erfindung sind In den Unteransprüchen und der nachfolgenden Figurenbeschreibung beschrieben.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Im Folgenden wird die Erfindung anhand von Ausfuhrungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnungen detailliert erläutert. In den Zeichnungen zeigen:
Fig.1 eine Schnittansicht durch einen Wärmeübertrager in Stapelscheibenbauwei- se, wobei im linken Bereich der Figur das Kältemittel in den Wärmeübertrager einströmt und im rechten Teil der Figur das Kühlmittel aus dem Wärmeübertrager ausströmt,
Fig. 2 eine Schnittansicht eines Rohr-Rohr-Wärmeübertragers, wobei der erste Strömungskanal durch eine Mehrzahl von runden Strömungspfaden gebildet ist und der zweite Strömungskanal durch eine Mehrzahl von Flachrohren gebildet Ist,
Fig. 3 eine Schnittansicht durch einen Flachrohr-Turbulenzeinlagen- Wärmeübertrager, wobei der erste Strömungskanal durch eine Mehrzahl von kreisrunden Strömungspfaden gebildet ist und der zweite Strömungskanal durch einen Zwischenraum gebildet ist, der sich zwischen den ersten Strömungspfaden und einem die ersten Strömungspfade umgebenden Gehäuse gebildet ist,
Fig. 4 eine Schnittansicht durch einen Flachrohr-Turbulenzeinlagen- Wärmeübertrager, wobei zusätzlich ein Zuleitungsstutzten und ein Ableitungsstutzen abgebildet sind, und Fig. 5 eine perspektivische Ansicht eines Flachrohr-Turbulenzeinlagen- Wärmeübertrages. Bevorzugte Ausführung der Erfindung
Die Fig. 1 zeigt eine Schnittansicht durch einen Wärmeübertrager 1. Der Wärmeübertrager 1 ist in einer Stapelscheibenbauweise aufgebaut. Dabei ist eine Vielzahl von Scheibenelementen 5 derart aufeinandergestapelt, dass sich zwischen den Scheibenelementen 5 Kanäle 8, 9 ergeben. Der Scheibenstapel ist jeweils nach oben hin sowie nach unten hin durch ein Abschlussscheibenelement 4 abgeschlossen. Die Scheibenelemente 5, welche den Stapel hauptsächlich bilden, sind weitestgehend identisch ausgeführt und unterscheiden sich lediglich durch die Ausrichtung zueinan- der.
Im linken Teil der Fig. 1 ist der Einströmbereich des Kältemittels dargestellt. Das Kältemittel strömt entlang des Pfeils 2 in den Wärmeübertrager 1 ein. Die Scheibenelemente 5 weisen Öffnungen auf, welche derart angeordnet sind, dass sich eine Vertei- lerstrecke 6 ergibt. Entlang der Verteilerstrecke 6 kann das Kältemittel durch die einzelnen Scheibenelemente 5 strömen und sich dort in die Kanäle 8 verteilen.
In den Kanälen mit dem Bezugszeichen 9 strömt das Kühlmittel. Über die Scheibenelemente 5 findet ein thermischer Austausch zwischen dem Kältemittel in den Kanä- len 8 und dem Kühlmitteln in den Kanälen 9 statt.
Im rechten Teil der Figur ist der Bereich des Wärmeübertragers 1 dargestellt, in welchem das Kühlmittel aus dem Wärmeübertrager 1 ausströmt. Die Strömungsrichtung des Kühlmittels ist mit dem Pfeil mit dem Bezugszeichen 3 dargestellt. Die Schei- benelemente 5 bilden im Ausströmbereich des Kühlmittels aus dem Wärmeübertrager 1 Öffnungen aus, die es ermöglichen, dass das Kühlmittel durch die einzelnen Scheibenelemente 5 entlang der Verteilerstrecke 7 strömt. Die Verteilerstrecke 7 steht dabei in direkter Fluidkommunikation mit den Kanälen 9. Auch im rechten Teil der Fig. 1 sind Kanäle 8 angedeutet, welche das Kältemittel führen. Es ist zu erkennen, dass der Strömungsquerschnitt der Verteilerstrecke 6 des Kältemittels und der Strömungsquerschnitt der Verteilerstrecke 7 des Kühlmittels deutlich voneinander abweichen. Der Strömungsquerschnitt der Verteilerstrecke 7 des Kühlmittels ist deutlich größer ais der Strömungsquerschnitt der Verteilerstrecke 6. Die Verteilerstrecke 6 des Kältemittels weist in einer zu bevorzugenden Ausführung eine Strömungsquerschnittsfläche von 14 bis 50 mm2 auf. In einer idealen Ausgestaltung weist die Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerstrecke 6 eine Strömungsquerschnittsfläche von 14 bis 40 mm2 auf. Die verhältnismäßig kleine Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerstrecke 6 beruht insbesondere auf den hohen Drü- cken des Kältemittels und den geringen Massenströmen innerhalb der Wärmeübertrager, insbesondere bei einer Anwendung in Kraftfahrzeugen.
Die Verhältnisse der Strömungsquerschnittsfläche von den Verteilerstrecken 6 für das Kältemittel und der Verteilerstrecke 7 für das Kühlmittel sollten vorzugsweise derart gewählt werden, dass die Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerstrecke 6 ungefähr 5 bis 50 %, idealerweise 10 bis 30 % der Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerstrecke 7 des Kühlmittels beträgt.
Auf diese Weise wird für das Kühlmittel ein besonders niedriger Druckabfall entlang des Wärmeübertragers 1 erreicht. Die kleinen Durchmesser der Verteilerstrecke 6 tragen insbesondere dazu bei, einen besseren Wärmeübergang von dem Kältemittel, welches durch den Wärmeübertrager 1 strömt, zum Kühlmittel sicherzustellen. Da es sich bei dem Kältemittel vorzugsweise um CO2 handelt, liegt das Kältemittel im Wesentlichen in einer gasförmigen Phase vor.
Insbesondere für die Verwendung des gasförmigen Kältemittels CO2 und eines flüssigen Kühlmittels haben sich Verhältnisse der hydraulischen Durchmesser der Kühlmittelseite zur Kältemittelseite von größer 2:1, vorteilhafter von größer 5:1, idealerweise in einem Bereich größer 5:1 und kleiner 10:1 herausgestellt. In alternativen Ausführungsformen kann es auch vorgesehen sein, dass die einzelnen Kanäle 8, 9 zwischen den Scheibenelementen 5 unterschiedliche Durchmesser aufweisen. Dies kann insbesondere durch eine Veränderung der Abstände der Scheibenelemente 5 zueinander realisiert werden. Über eine Veränderung der Durchmesser der Kanäle 8, 9 kann auch insgesamt der hydraulische Durchmesser auf der Kältemittelseite sowie auf der Kühlmittelseite verändert werden.
Die Fig. 2 zeigt einen Schnitt durch einen sogenannten Rohr-Rohr-Wärmeübertrager 10. Innerhalb dieses Wärmeübertragers 10 ist eine Mehrzahl von Rohren 12, 13 abwechselnd aufeinandergeschichtet. Diese Rohre 12, 13 sind dabei innerhalb eines Gehäuses 11 angeordnet. Der Wärmeübertrag findet zwischen den Fluiden, welche in den Rohren 12, 13 strömen, statt.
Die Rohre 13 sind beispielsweise durch Flachrohre gebildet, welche innerhalb der Rohre 13 Trennwände 14 aufweisen, die die Rohre 13 in einzelnen Strömungspfade 16 unterteilen.
Die Rohre 12 weisen eine Vielzahl kreisrunder Strömungspfade 15 auf. Die Rohre 12 dienen insbesondere der Führung des Kältemittels innerhalb des Wärmeübertragers 10. Die Rohre 13 dienen der Führung des Kühlmittels. Wie auch bereits In Fig. 1 an- gedeutet, ist der hydraulische Durchmesser der Kältemittelseite wesentlich geringer als der hydraulische Durchmesser der Kühlmittelseite. Insbesondere die Strömungspfade 15, welche der Kältemittelseite zugeordnet sind, sind durch ihre kreisrunde Ausgestaltung für die Führung eines Fluides, welches unter hohem Druck steht, geeignet.
In einem Wärmeübertrager, welcher CO2 als Kältemittel verwendet, können Betriebsdrücke auf der Kältemittelseite von 100 bar und mehr auftreten. Daher ist die Konfiguration der Strömungspfade 15 der Kältemittelseite mit kreisrundem bzw. elliptischem Durchmesser besonders empfehlenswert. Der hydraulische Durchmesser der einzelnen Kühlmittelkanäle, welche durch die Strömungspfade 16 dargestellt sind, liegt idealerweise in einem Bereich von 2 bis 4 mm. Der hydraulische Durchmesser der Kanäle der Kältemittelseite, welche durch die Strömungspfade 15 dargestellt sind, sollte idealerweise In einem Bereich zwischen 0 und 1 mm liegen, idealerweise in einem Bereich zwischen 0,3 mm und 1 mm.
Dadurch wird auch insgesamt wieder das Verhältnis der hydraulischen Durchmesser von der Kühlmittelseite zur Kältemittelseite, wie bereits in Flg. 1 beschrieben, erreicht.
Die Fig. 3 zeigt einen sogenannten Flachrohr-Turbulenzeinlagen-Wärmeübertrager 20. Hierbei sind innerhalb eines Gehäuses 21 eine Mehrzahl von Rohren 22 angeordnet, zwischen welchen Turbulenzeinlagen 24 angeordnet sind, die die Rohre 22 zueinander beabstanden.
Die Rohre 22 sind analog der bereits in Fig. 2 beschriebenen Ausführung derart gestaltet, dass sie eine Mehrzahl von Strömungspfaden 23 aufweisen. Die Rohre 22 und die Strömungspfade 23 sind dabei ebenfalls dem Kältemittel zugeordnet. Durch die von den Turbulenzeinlagen 24 geschaffenen Strömungspfade 25 zwischen den Rohren 22 strömt das Kühlmittel.
Die Strömungspfade 23 sind kreisrund ausgebildet, um den hohen Drücken des Kältemittels standhalten zu können. Die Turbulenzeinlagen 24 sind wie Wellrippen ausgebildet. Neben der in Fig. 3 gezeigte Darstellung sind auch diverse andere mögliche Ausgestaltungen der Turbulenzeinlagen 24 vorsehbar. Kernaufgabe der Turbulenzeinlagen ist die Vergrößerung der Wärmeübertragsfläche von den Strömungspfaden 25 zu den Rohren 22 sowie die Beanstandung der Rohre 22 voneinander.
Die Fig. 4 zeigt eine Schnittansicht durch einen weiteren Flachrohr- Turbulenzeinlagen-Wärmeübertrager 30. Der grundsätzliche Aufbau des zentralen Wärmeübertragerkems entspricht dem der Fig. 3. Die Rohre 32 weisen eine Vielzahl von Strömungspfaden 33 auf, welche einen kreisrunden Querschnitt aufweisen. Zwischen den Rohren 32 sind Turbulenzeinlagen 34 angeordnet, welche Strömungspfade 35 ausbilden und die Rohre 32 zueinander beabstanden. Die Strömungspfade 33 sind im Verhältnis zu den Strömungspfaden 35, welche das Kühlmittel führen wesentlich kleiner.
Zusätzlich zu der Darstellung in Fig. 3 sind nun noch Anschlussstutzen 36 beziehungsweise 37 dargestellt, welche am Gehäuse 31 außen angeordnet sind. Über die Anschlussstutzen 36, 37 kann ein Fluid in den Wärmeübertrager 30 einströmen. In der Fig. 4 strömt vorzugsweise das Kühlmittel, welches sich entlang der Strömungs- pfade 35 zwischen den Rohren 32 verteilt, über die Anschlussstutzen 36, 37 ein beziehungsweise aus.
Die Fig. 5 zeigt eine weitere perspektivische Ansicht eines Flachrohr- Turbulenzeinlagen-Wärmeübertragers 40. Der Wärmeübertrager 40 weist ein Ge- häuse 41 auf, in welchem ähnlich den bereits vorangegangenen Fig. 3 und 4 Turbulenzeinlagen 46 angeordnet sind, welche Rohre zueinander beabstanden und zwischen den Rohren Strömungspfade für ein Kühlmittel ausbilden. Durch die Rohre zwischen den Turbulenzeinlagen 46 strömt ein Kältemittel, insbesondere CO2. Über die Anschlussstutzen 42 und 43 wird das Kühlmittel zum Wärmeübertrager 40 zuge- führt beziehungsweise abgeführt. Über die beiden Anschlussstutzen 44 beziehungsweise 45 wird das Kältemittel in den Wärmeübertrager 40 zu beziehungsweise abgeführt. Der innere Aufbau entspricht den Flachrohr-Turbulenzeinlagen- Wärmeübertragern der Fig. 3 und 4. Allen gezeigten Ausführungsformen der Wärmeübertrager der Fig. 1 bis 5 ist gemein, dass der hydraulische Durchmesser der Kühlmittelseite im Verhältnis zum hydraulischen Durchmesser der Kältemittelseite größer ist. Dabei ist der hydraulische Durchmesser der Kühlmittelseite insbesondere größer als ein Verhältnis 2:1, vorzugsweise größer als ein Verhältnis 5:1 , im Idealfall sogar größer als ein Verhältnis 5:1 und kleiner als ein Verhältnis 10:1. Durch den geringeren hydraulischen Durchmesser auf der Kältemittelseite kann eine effizientere Abkühlung des Gasstroms erreicht werden, indem ein besserer Wärmeübergang zwischen dem Kältemittel und dem Kühlmittel erzeugt wird. Gleichzeitig Ist der hydraulische Durchmesser der Kühlmittelseite größer zu wählen, um den Druckabfall auf der Kühlmittelseite möglichst gering zu halten. Das beschriebene Verhält- nis hat sich insbesondere als ideal für Anwendungen in Kraftfahrzeugen erwiesen.
Weiterhin ist allen dargestellten Ausführungsformen gemein, dass die Kühlmittelkanäle, welche durch die verschiedenen Strömungspfade der Kühlmittelseite dargestellt sind, einen hydraulischen Durchmesser von ungefähr 2 bis 4 mm aufweisen sollen. Dadurch wird ein optimales Verhältnis von Druckabfall und Wärmeübertrag realisiert. Die Kanäle der Kältemittelseite, welche durch die entsprechenden Strömungspfade dargestellt sind, sollen einen hydraulischen Durchmesser kleiner 1 mm aufweisen. Idealerweise soll der hydraulische Durchmesser der Kältemittelseite zwischen 0,3 und 1 mm liegen.
Die Verteilerkanäle der einzelnen Wärmeübertrager, welche die jeweiligen Fluide auf die einzelnen Strömungskanäle verteilen, sollten derart gestaltet sein, dass der Strömungsquerschnitt insbesondere des Verteilerkanals der Kältemittelseite eine Fläche von ungefähr 14 bis 50 mm2, vorzugsweise eine Fläche von 14 bis 40 mm2 aufweist Dies liegt insbesondere in den hohen Drücken begründet, welche das Kältemittel innerhalb der Wärmeübertrager aufweisen kann. Ausgehend von den Strömungsquerschnittsflächen der Verteilerkanäle der Kältemittelseite sollten die Strömungsquerschnittsflächen der Verteilerkanäle der Kühlmittelseite derart gestartet sein, dass die Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerkanäle der Kältemittelseite ungefähr 5 bis 50 % besser 10 bis 30 % der Strömungsquerschnittsfläche der Verteilerkanäle der Kühlmittelseite beträgt.
Die Strömungsquerschnittsflächen der Kältemittelseite müssen insbesondere aufgrund des hohen Drucks des Kältemittels jeweils möglichst gering sein. Die Strö- mungskanäle auf der Kühlmittelseite können vorteilhafterweise eine strukturierte Oberfläche aufweisen. Über diese strukturierte Oberfläche kann die Wärmeübertra- gungsfläche der Kühlmittelseite deutlich erhöht werden. Alternativ kann, wie es auch in einzelnen Wärmeübertragern beschrieben ist, eine oder mehrere Turbulenzeinlagen auf der Kühlmittelseite eingesetzt werden. Idealerweise sollte die Kältemittelselte keine angerauten Oberflächen aufweisen und auch keine Turbulenzeinlagen. Eine möglichst glatte Oberfläche ist auf der Kältemittelseite zu bevorzugen.
Die Kanäle für das Kältemittel sind idealerweise mit einem elliptischen oder sogar einem kreisrunden Innendurchmesser ausgestattet. Dies ist insbesondere hinsichtlich der nötigen Druckfestigkeit vorteilhaft. Alle gezeigten Wärmeübertrager können idealerweise eine oder mehrere Umlenkun- gen in ihrem Inneren aufweisen, wodurch die Kältemittelseite und/oder die Kühlmittelseite in ihrer Hauptströmungsrichtung umgelenkt wird. Dabei ist es besonders zu bevorzugen, wenn das Kältemittel und das Kühlmittel zumindest teilweise im Gegenstrom zueinander strömen.
Idealerweise strömen das Kältemittel und das Kühlmittel über die gesamte Strömungsstrecke innerhalb des Wärmeübertragers im Gegenstrom. Besonders vorteilhaft ist es, wenn zumindest im letzten Abschnitt des Wärmeübertragers vor dem Kältemittelaustritt das Kältemittel mit dem Kühlmittel im Gegenstrom strömt.
Die In den Fig. 1 bis 5 gezeigten Ausführungsformen stellen lediglich beispielhafte Ausführungen dar und besitzen ihrerseits keinen beschränkenden Charakter für die Gestaltung der einzelnen Wärmeübertrager. Die einzelnen Strömungspfade sowie Kanäle können in abweichenden Ausführungen auch durch andere Formgebung o- der andere Rohrgestaltungen gebildet werden. Ebenso Ist die Gestaltung der Anschlussstutzen sowie der Gehäuse lediglich beispielhaft.

Claims

Patentansprüche Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) mit einem ersten Strömungskanal für ein Kältemittel, wobei das Kältemittel insbesondere CO2 ist oder enthält, und mit einem zweiten Strömungskanal für ein flüssiges Kühlmittel, wobei zumindest ein Abschnitt des ersten Strömungskanals mit einem Abschnitt des zweiten
Strömungskanals in thermischen Kontakt steht, wobei das Kältemittel und das Kühlmittel in ihren Strömungskanälen im Gleichstrom und/oder Gegenstrom zueinander strömbar sind, wobei der erste Strömungskanal derart ausgestaltet ist, dass er Innendrücke von 100 bar und mehr standhält, wobei der erste Strömungskanal aus einer Mehrzahl von ersten Strömungspfaden (8, 15, 23,
33) gebildet ist, die mit einer ersten Verteilerstrecke (6) in Fluidkommunikation stehen, wobei der zweite Strömungskanal aus einer Mehrzahl von zweiten Strömungspfaden (9, 16, 25, 35) gebildet ist, die mit einer zweiten Verteilerstrecke (7) in Fluidkommunikation stehen, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis des hydraulischen Durchmessers des zweiten Strömungskanals und des hydraulischen Durchmessers des ersten Strömungskanals größer als 2:1 ist. Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) nach Anspruch 1, dadurch gekenn- zeichnet, dass das Verhältnis des hydraulischen Durchmessers des zweiten
Strömungskanals und des hydraulischen Durchmessers des ersten Strömungskanals größer als 5:1 ist oder zwischen 5:1 und 10:1 liegt. Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprü- che, dadurch gekennzeichnet, dass der hydraulische Durchmesser eines zweiten Strömungspfades (9, 16, 25, 35) in einem Bereich von 2 mm bis 4 mm liegt. Wärmeübertrager (1, 10, 0, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprü- che, dadurch gekennzeichnet, dass der hydraulische Durchmesser eines ersten Strömungspfades (8, 15, 23, 33) in einem Bereich zwischen 0 mm und 1,0 mm liegt, dabei vorzugsweise zwischen 0,3 mm und 1 ,0 mm liegt. Wärmeübertrager (1 , 10, 20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Verteilerstrecke (6) eine Strömungsquerschnittsfläche von 14 mm2 bis 50 mm2 aufweist oder eine Strömungsquerschnittsfläche von 14 mm2 bis 40 mm2 aufweist. Wärmeübertrager (1 , 10, 20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Verteilerstrecke (6) eine Strömungsquerschnittsfläche aufweist, die 5% bis 50% der Strömungsquerschnittsfläche der zweiten Verteilerstrecke (7) beträgt, dabei vorzugsweise eine Strömungsquerschnittsfläche, die 10% bis 30% der Strömungsquerschnittsfläche der zweiten Verteilerstrecke (7) beträgt. Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Strömungskanal in seinem Inneren zumindest teilweise eine strukturierte Oberfläche aufweist und/oder Turbulenzeinlagen (24, 34, 46) aufweist. Wärmeübertrager (1, 10, 20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Strömungskanal zumindest teilweise elliptische und/oder kreisrunde Innendurchmesser aufweist. Wärmeübertrager (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmeübertrager (1) in einer Stapelscheibenbauweise gebildet ist, wobei der Wärmeübertrager (1) aus einer Mehrzahl aufei- nandergestaperter Scheibenelemente (4, 5) besteht, zwischen welchen Kanäle (8, 9) ausgebildet sind, wobei eine erste Anzahl von Kanälen (8) dem ersten Strömungskanal zugeordnet ist und eine zweite Anzahl von Kanälen (9) dem zweiten Strömungskanal zugeordnet ist. Wärmeübertrager (20, 30, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmeübertrager (20, 30, 40) ein Flachrohr-Turbulenzeinlagen-Wärmeübertrager Ist, wobei der erste Strömungskanal durch eine Einzahl oder Mehrzahl von ersten Rohren (22, 32) gebildet ist, welche von einem Gehäuse (21, 31, 41) umschlossen sind, wobei der zweite Strömungskanal zwischen dem Gehäuse (21, 31, 41) und der Einzahl oder Mehrzahl von ersten Rohren (22, 32) ausgebildet ist. Wärmeübertrager (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmeübertrager (10) als Rohr-Rohr- Wärmeübertrager ausgebildet ist, wobei der erste Stromungskanal durch eine Einzahl oder Mehrzahl von zweiten Rohren (12) gebildet ist, und der zweite Strömungskanal von einer Einzahl oder Mehrzahl von dritten Rohren (13) gebildet ist, wobei die zweiten Rohre (12) und die dritten Rohre (13) zumindest Abschnittsweise miteinander in thermischen Kontakt stehen.
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