EP4300008A1 - Passives zweiphasen-raumkühlungssystem - Google Patents

Passives zweiphasen-raumkühlungssystem Download PDF

Info

Publication number
EP4300008A1
EP4300008A1 EP22182195.2A EP22182195A EP4300008A1 EP 4300008 A1 EP4300008 A1 EP 4300008A1 EP 22182195 A EP22182195 A EP 22182195A EP 4300008 A1 EP4300008 A1 EP 4300008A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
heat transfer
transfer fluid
pressure
evaporator
fluid
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.)
Pending
Application number
EP22182195.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Alexander MUTZ
Philipp MORATH
Leo Ornot
Marcel Rieker
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.)
Kernkraftwerk Gosgen-Daniken AG
KERNKRAFTWERK GOESGEN DAENIKEN AG
Original Assignee
Kernkraftwerk Gosgen-Daniken AG
KERNKRAFTWERK GOESGEN DAENIKEN AG
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 Kernkraftwerk Gosgen-Daniken AG, KERNKRAFTWERK GOESGEN DAENIKEN AG filed Critical Kernkraftwerk Gosgen-Daniken AG
Priority to EP22182195.2A priority Critical patent/EP4300008A1/de
Publication of EP4300008A1 publication Critical patent/EP4300008A1/de
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B23/00—Machines, plants or systems, with a single mode of operation not covered by groups F25B1/00 - F25B21/00, e.g. using selective radiation effect
    • F25B23/006—Machines, plants or systems, with a single mode of operation not covered by groups F25B1/00 - F25B21/00, e.g. using selective radiation effect boiling cooling systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D20/00—Heat storage plants or apparatus in general; Regenerative heat-exchange apparatus not covered by groups F28D17/00 or F28D19/00
    • F28D20/02—Heat storage plants or apparatus in general; Regenerative heat-exchange apparatus not covered by groups F28D17/00 or F28D19/00 using latent heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F28D1/05316—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2215/00—Fins
    • F28F2215/06—Hollow fins; fins with internal circuits

Definitions

  • the present invention relates to a passive cooling system for cooling a room, which has a closed passive two-phase cooling circuit for a two-phase heat transfer fluid circulating therein during operation.
  • While the cooling of rooms with an external energy supply is usually technically manageable, the cooling of rooms in locations remote from the power grid or the emergency maintenance of room cooling in the event of a power failure, in particular the cooling of rooms with critical infrastructure and/or in a highly regulated environment , sometimes challenging.
  • rooms with critical infrastructure or rooms in a highly regulated environment include server rooms or control and electrical engineering rooms in nuclear plants.
  • the critical infrastructure itself is usually protected against power failures by an independent power supply.
  • the power capacity of independent power supplies is limited and is often not sufficient to actively dissipate the heat load induced by the infrastructure. Cooling systems with passive cooling circuits are of particular interest for these applications.
  • Passive cooling circuits are characterized by the fact that the transport of the heat transfer fluid within the circuit is effected exclusively by the prevailing temperature differences between the assigned heat source and heat sink, so that passive cooling systems without active means of influencing flow, such as electric pumps or the like, or only with minimally active ones resources.
  • the invention is therefore based on the object of further developing a passive two-phase room cooling system of the type mentioned in such a way that the system can be better adapted to application-related specifications in terms of temperature with a simple and cost-effective structure.
  • a passive cooling system for cooling a room in particular a room with an electrically induced heat load, which has a closed passive two-phase cooling circuit for a two-phase heat transfer fluid circulating therein during operation.
  • the two-phase cooling circuit includes at least one evaporator Arrangement in the room to be cooled, which is designed to evaporate liquid heat transfer fluid from the room while absorbing thermal energy, and on the other hand at least one capacitor for arrangement outside the room to be cooled, which is designed to evaporate vaporous heat transfer fluid while releasing thermal energy a heat sink outside the room, in particular to the environment outside the room, to condense.
  • the two-phase cooling circuit further comprises at least one flow line fluidly connecting the at least one evaporator to the at least one capacitor for transporting evaporated heat transfer fluid from the at least one evaporator to the at least one condenser, as well as at least one fluidly connecting the at least one capacitor to the at least one evaporator Return line for transporting condensed heat transfer fluid from the at least one condenser to the at least one evaporator.
  • the two-phase cooling circuit further has at least one pressure adjustment container in fluid communication with the at least one return line for storing liquid heat transfer fluid, wherein the at least one pressure adjustment container for adjusting the boiling temperature of the heat transfer fluid in the cooling system is designed such that during operation the heat transfer fluid in the at least one pressure adjustment container can be stored under a variably adjustable fluid pressure.
  • passive two-phase room cooling systems can be technically very easily adapted to application-related specifications by variable adjustment of the fluid pressure within the cooling circuit with regard to the temperature at which cooling should begin effectively. Because of the variable adjustability of the fluid pressure within the cooling circuit, the operating point of the two-phase heat transfer fluid can be adjusted variably along its saturation vapor pressure curve, so that the heat transfer fluid evaporates or condenses either at higher or low temperatures.
  • the cooling effect of the cooling system should begin at a room temperature of 20 ° C, for example, the boiling point of a heat transfer fluid intended for the application is at a higher temperature under normal pressure (atmospheric pressure), for example at 26°C
  • the effective boiling temperature of the heat transfer fluid in the closed two-phase cooling circuit can be reduced to 20°C in the system by appropriately setting a negative pressure, ie a pressure below atmospheric pressure.
  • the effective boiling temperature of the heat transfer fluid in the closed two-phase cooling circuit can be increased by appropriately setting an overpressure, ie by increasing the fluid pressure, if it is desired for a specific application that cooling should only start at a temperature that is above the temperature the boiling point of the heat transfer fluid intended for the application is at normal pressure (atmospheric pressure).
  • a pressure adjustment container is proposed according to the present invention, which is in fluid communication with the return line and which is designed such that liquid heat transfer fluid can be stored therein during operation under a variably adjustable fluid pressure.
  • the amount of heat transfer fluid in the evaporator, the condenser, the flow line and the return line can also be adjusted.
  • heat transfer fluid can be discharged from the pressure adjustment container and introduced into the remaining parts of the closed two-phase cooling circuit.
  • heat transfer fluid can be removed from the remaining parts of the closed two-phase cooling circuit and received in the pressure adjustment container.
  • the filling level of the liquid heat transfer fluid in the evaporator can be variably adjusted, in particular variably fine-adjusted.
  • the pressure adjustment container can be designed as a membrane storage container.
  • the membrane storage container has a flexible pressure membrane which divides an interior of the pressure adjustment container into a first chamber and a second chamber, the first chamber being designed to store liquid heat transfer fluid and being in fluid communication with the return line, while in the second chamber a working fluid, in particular a gas, which can be stored or stored with a variably adjustable pressure.
  • the pressure adjustment container can have a filling valve for filling or emptying the second chamber with working fluid. As a result, the pressure of the working fluid in the second chamber can be variably adjusted by varying the filling quantity of the second chamber with the working fluid.
  • the pressure of the working fluid in the second chamber is in turn transferred via the pressure membrane to the fluid pressure of the heat transfer fluid in the cooling circuit, so that as a result the fluid pressure of the heat transfer fluid in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid are variable via the variably adjustable pressure of the working fluid in the second chamber are adjustable.
  • the flexible pressure membrane preferably consists of a flexible, elastic plastic or rubber.
  • the pressure membrane is designed in such a way that the working fluid and the heat transfer fluid are separated from one another in a fluid-tight manner.
  • the pressure adjustment container can further have a pressure measuring device, in particular a pressure gauge, for determining the pressure of the working fluid in the second chamber.
  • the pressure measuring device is operatively connected to the filling valve via feedback in order to set the boiling temperature of the heat transfer fluid in a controlled manner in a control circuit.
  • the filling valve can be operated remotely.
  • the pressure adjustment container can be designed as a bladder storage container which has a container housing and a storage bladder accommodated in the container housing.
  • a working fluid in particular a gas, can be stored or stored with a variably adjustable pressure, whereas liquid heat transfer fluid can be stored in a gap between an outside of the storage bubble and an inside of the container housing, the gap being in fluid communication with the return line.
  • liquid heat transfer fluid can be stored in an interior of the storage bladder, the interior of the storage bladder being in fluid communication with the return line, while in a space between an outside of the storage bladder and an inside of the container housing a working fluid, in particular a gas , can be stored or stored with variably adjustable pressure.
  • the bladder storage container can also have a filling valve, in particular a remotely operated filling valve for filling or emptying the interior of the storage bladder or alternatively for filling or emptying the gap with the working fluid, in order to thus use the fluid stored in the interior or in the gap Amount of working fluid to variably adjust the fluid pressure of the heat transfer fluid in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid.
  • a filling valve in particular a remotely operated filling valve for filling or emptying the interior of the storage bladder or alternatively for filling or emptying the gap with the working fluid, in order to thus use the fluid stored in the interior or in the gap Amount of working fluid to variably adjust the fluid pressure of the heat transfer fluid in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid.
  • the storage bladder can be made of a flexible, elastic plastic or rubber. The storage bladder is designed in such a way that the working fluid and the heat transfer fluid are separated from one another in a fluid-tight manner.
  • the pressure adjustment container can be designed as a piston storage container, the piston storage container having a cylinder container housing and a piston mounted in a sealing manner relative to an inner wall of the cylinder container housing.
  • the piston is slidably mounted in the cylinder container housing along a cylinder longitudinal axis of the cylinder container housing and divides an interior of the cylinder container housing into a first chamber for storing liquid heat transfer fluid, which is in fluid communication with the return line, and a second chamber in which a working fluid, in particular a gas, can be stored or stored with a variably adjustable pressure. This is where the piston is sealed in the cylinder container housing so that the working fluid and the heat transfer fluid are separated from each other in a fluid-tight manner.
  • the piston storage container can also have a filling valve, in particular a remotely operated filling valve for filling or emptying the second chamber with working fluid, in order to variably adjust the pressure of the working fluid in the second chamber by varying the filling quantity of the second chamber, which in turn is mediated via the piston allows variable adjustment of the fluid pressure in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid.
  • a filling valve in particular a remotely operated filling valve for filling or emptying the second chamber with working fluid, in order to variably adjust the pressure of the working fluid in the second chamber by varying the filling quantity of the second chamber, which in turn is mediated via the piston allows variable adjustment of the fluid pressure in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid.
  • a pressure measuring device for determining the pressure of the working fluid can also be provided in the second and third embodiment variants of the pressure adjustment container. It can also be provided that the pressure measuring device is operatively connected via feedback to the corresponding, remotely operated filling valve in order to adjust the boiling temperature of the heat transfer fluid in a controlled manner.
  • the pressure adjustment container has no piston, no storage bladder, no pressure membrane or the like.
  • the heat transfer fluid in the pressure adjustment container is directly overlaid with a pressurized working gas, for example nitrogen, as a pressure cushion.
  • a pressurized working gas for example nitrogen
  • the pressure adjustment container can preferably have a working gas make-up device, in particular in order to variably adjust the pressure of the working gas pressure cushion, which in turn allows a variable adjustment of the fluid pressure in the cooling system and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid.
  • the working gas is preferably selected so that the working gas and the heat transfer fluid do not react chemically with one another.
  • the working fluid that is used for pressure adjustment in the previously described variants of the pressure adjustment container can, for example Be air or nitrogen. Nitrogen offers the advantage over air that it does not promote corrosion and does not contribute to the aging and brittleness of the pressure membrane in the membrane storage container or the storage bladder in the bladder storage container.
  • the present scope of protection can refer to the cooling system according to the invention in the unfilled state, i.e. without heat transfer fluid, or in the filled state, i.e. with heat transfer fluid. Accordingly, according to an advantageous embodiment of the invention, it can be provided that the two-phase cooling circuit is filled with a two-phase heat transfer fluid.
  • the two-phase heat transfer fluid preferably has a boiling temperature in a range between 22 °C and 35 °C, in particular between 24 °C and 30 °C or between 25 °C and 27 °C, at a pressure of 1013 mbar (normal conditions).
  • the two-phase heat transfer fluid is therefore preferably a low-boiling heat transfer fluid which, under normal conditions, boils at moderate temperatures in the range of normal room temperatures or slightly above.
  • the two-phase heat transfer fluid at a pressure of 1013 mbar (normal conditions) has a boiling temperature, for example in a range between -18 ° C and 15 ° C, in particular between 0 ° C and 10 ° C. If cooling of such a heat transfer fluid is only to begin at temperatures in the range of around 20 ° C, the boiling temperature of the heat transfer fluid would have to be increased accordingly by increasing the fluid pressure in the cooling system using the pressure adjustment container.
  • a heat transfer fluid sold by 3M TM under the trade name Novec TM 5110 can be used as a two-phase heat transfer fluid.
  • Novec TM 5110 is an insulating gas with good environmental properties (very low global warming potential [GWP ⁇ 1 (Global Warming Potential)], no ozone depletion potential), which represents a sustainable alternative to sulfur hexafluoride (SF 6 ).
  • GWP ⁇ 1 Global Warming Potential
  • SF 6 sulfur hexafluoride
  • Novec TM 5110 has a boiling point of 26.9 °C under normal conditions (atmospheric pressure), is non-flammable, non-flammable, electrically non-conductive, has a low viscosity and is an inert substance very good compatibility with other materials, also has no corrosive effect and therefore offers a high level of operational safety in use.
  • the two-phase heat transfer fluid is preferably designed in such a way that at a pressure of 800 mbar it has a boiling temperature in a range between 18 ° C and 24 ° C, in particular between 19 °C and 22 °C.
  • the Novec TM 5110 heat transfer fluid mentioned above as an example has a boiling temperature of around 20 °C at a pressure of 800 mbar.
  • the cooling system in particular the pressure adjustment container, is configured so that the fluid pressure is in a range between 1 mbar and 6000 mbar, in particular between 30 mbar and 4000 mbar, preferably between 100 mbar and 1500 mbar, particularly preferably between 500 mbar and atmospheric pressure or between 700 mbar and atmospheric pressure, can be variably adjusted.
  • the evaporator and/or the condenser are designed as heat exchangers.
  • the evaporator can have one or more evaporation channels that rise obliquely relative to the horizontal, in which liquid heat transfer fluid can evaporate from the room during operation while absorbing thermal energy.
  • the diagonally ascending arrangement of the evaporation channels ensures that evaporated heat transfer fluid can rise and leave the evaporator unhindered.
  • the sloping, particularly non-vertical arrangement of the evaporation channels achieves a good cross section between the warm air rising in the room and the evaporator.
  • the one or more evaporation channels have an angle relative to the horizontal in a range between 1° and 45°, in particular between 10° and 25°, preferably between 15° and have 20°.
  • very shallow angles relative to the horizontal in the range of just a few degrees can be considered, which advantageously allow the evaporator to be arranged flat under the ceiling of the room to be cooled. If several evaporators are provided, the evaporators or their one or more evaporation channels can also be arranged at different angles.
  • the two-phase cooling circuit is preferably filled with a two-phase heat transfer fluid to such an extent that during operation a maximum fill level of the liquid heat transfer fluid in the one or more evaporation channels is in a range between 50% and 99%, in particular between 60%. and 90% of a vertical extent of the one or more evaporation channels.
  • the vertical extent of the one or more evaporation channels means the dimension of the one or more evaporation channels in the vertical direction, i.e. that dimension which is the length of the one or more evaporation channels times the sine function value of the included angle between the one or more evaporation channels corresponds to the several evaporation channels and the horizontal.
  • the evaporator can have a steam collection chamber located downstream, into which the evaporation channels open and which is fluidly connected to an upstream end of the feed line.
  • evaporated heat transfer fluid can collect and relax in the steam collection chamber before it is passed through the flow line to the condenser.
  • the lines should be dimensioned accordingly. This is how it can be done in a further advantageous embodiment of the invention, it can be provided that the feed line has a line diameter in a range between 50 mm and 200 mm, in particular in a range between 100 mm and 150 mm.
  • the low flow resistance prevents the passive transport of the heat transfer fluid within the circuit from breaking down, in particular that the mass flow of the heat transfer fluid is as high as possible, which increases the amount of heat dissipated.
  • the diameter of the return line for returning the condensed heat transfer fluid can be smaller due to the low density of the heat transfer fluid in the liquid state.
  • the return line has a line diameter in a range between 25 mm and 100 mm, in particular in a range between 50 mm and 75 mm. Due to the smaller diameter of the return line, the total amount of heat transfer fluid for filling the system can also be kept lower than when using larger line diameters for the return line, which is always filled with liquid heat transfer fluid during operation.
  • the flow line and/or the return line can also be thermally insulated or have thermal insulation.
  • the condenser can also have one or more condensation channels that are inclined at an angle to the horizontal, in which vaporous heat transfer fluid can condense during operation, releasing thermal energy to the heat sink, for example to the ambient air outside the room.
  • the obliquely inclined arrangement ensures, on the one hand, a safe outflow of the condensed heat transfer fluid and, on the other hand, a good cross section between the condensation channels and the heat sink, such as the ambient air (heat sink) which absorbs the heat and consequently rises in the area of the condensation channels.
  • the one or more condensation channels have an angle in one area relative to the vertical between 5° and 70°, in particular between 15° and 30°, preferably between 20° and 25°. If several capacitors are provided, the capacitors or their one or more condensation channels can also be arranged at different angles.
  • Both the evaporation channels of the evaporator and the condensation channels of the condenser can be formed by evaporator tubes or condenser tubes.
  • the evaporator may include one or more evaporator tubes that form the one or more evaporation channels.
  • the condenser can have one or more condenser tubes that form the one or more condensation channels.
  • the evaporator tubes or the condenser tubes can, for example, be arranged in a single, double or multi-row arrangement of tubes running next to one another, in particular parallel to one another, and in particular extend between the respective distributor and the steam collection chamber or condensate collection chamber.
  • the evaporator tubes and the condenser tubes are preferably designed as finned tubes.
  • Finned tubes are tubular components that have fins made of highly heat-conducting material to improve the heat transfer.
  • the ribs serve to enlarge the pipe surface and can be produced on the outside, for example by rolling (similar to thread rolling), by soldering or welding, by pressing or grooving into the pipe wall.
  • the evaporator tubes and the condenser tubes can also have ribs or channels inside the tubes in order to increase the tube surface and optimize the evaporation/condensation surface.
  • Suitable structures are, for example, coatings that increase the roughness of the surface, or turbulators and/or ribs that convert the laminar boundary layer into a turbulent flow and thereby increase heat transfer.
  • longitudinal grooves or rectangular rods distributed over the circumference of the inside can also be incorporated or attached within the one or more evaporator tubes or the one or more condenser tubes.
  • these serve for better heat transfer from the respective pipe to the heat transfer fluid or for better heat transfer from the heat transfer fluid to the respective pipe.
  • this also makes it possible to achieve better flow control of the evaporating heat transfer fluid.
  • Plate heat exchangers with straight or shaped plates can also be used instead of finned tubes.
  • many structures designed as so-called cooling ceiling panels or radiators can be adapted or modified for two-phase room cooling by suitable arrangement.
  • latent heat storage plates - as described below - can also form cooling fins of the evaporator, in particular can be arranged in series one behind the other as cooling fins on pipes of the evaporator.
  • the cooling system can, according to a further advantageous embodiment of the invention, also have a convection shaft for arrangement outside the room to be cooled in which the condenser is arranged.
  • the convection shaft ensures that the heat-absorbing ambient air is well dissipated through natural convection.
  • the convection shaft can provide protection from solar radiation or shading of the condenser and the air surrounding it, whereby the heat sink can be kept at a low temperature level even in strong sunlight.
  • the convection shaft also serves to protect the capacitor from environmental influences, for example from wind and weather influences, especially hail.
  • Air in particular the ambient air, outside the room to be cooled is preferably considered as a heat sink.
  • An ice storage or a water reservoir can be used as a heat sink.
  • the ice storage or the water reservoir can be used alone as a heat sink or in addition to an air heat sink.
  • a water trickle system which is operated, for example, with water from a higher reservoir or a river or lake, can also be used to realize the heat sink on the condenser or to reinforce another heat sink.
  • the two-phase cooling circuit has an overpressure protection, in particular an overpressure valve, which opens automatically at a predefined, preferably adjustable fluid pressure in the two-phase cooling circuit in order to avoid damage caused by excessive pressures in the system.
  • the overpressure protection in particular the overpressure valve, is arranged in the area of a highest point of the two-phase cooling circuit, in particular in the area of a highest point of the flow line.
  • the inlet of the condenser is preferably vertically higher than the outlet of the evaporator is arranged so that rising evaporated heat transfer fluid can reach the condenser.
  • the outlet of the condenser is preferably located above the inlet of the evaporator so that liquid heat transfer fluid can flow into the evaporator (exclusively) under the force of gravity.
  • the condenser is preferably arranged higher overall in the vertical direction than the evaporator.
  • the cooling system can also have a latent heat storage in order to provide a buffer function when thermal overloads or peak loads occur.
  • the phase change material preferably has a melting point that is above or in the range around the boiling point of the heat transfer fluid in the two-phase cooling circuit.
  • the melting temperature of the phase change material is in a range between 30 °C and 35 °C or in a range between 24 °C and 30 °C or between 25 °C and 27 °C.
  • the latent heat storage can absorb peak loads.
  • the latent heat storage is preferably designed in such a way that it alone is able to absorb the thermal power generated in the room in such a way that the room air temperature does not exceed a temperature of 40 ° C or 50 ° C over several hours, for example over 10 hours, or that if the cooling circuit fails, the room air temperature does not exceed 40 °C or 50 °C over 0.5 or 1 hour, for example.
  • the latent heat storage is part of the evaporator.
  • the latent heat storage can form cooling fins of the evaporator.
  • a phase change material may be included in cooling fins of the evaporator, such as in the fins of finned tubes that form the evaporation channels of the evaporator.
  • the latent heat storage can have one or more latent heat storage plates in which a phase change material is enclosed.
  • such plates can be formed by a metal shell, in particular an aluminum shell, which is filled with a phase change material.
  • the metal shell, in particular the aluminum shell can be formed by joining two formed metal plates, in particular aluminum plates, together, optionally connected at two points in the middle, and connected at the converted edge, in particular be glued.
  • Aluminum as one of several possible materials for the metal shell, ensures high heat transfer and has an inherently low tendency to corrode.
  • Such plates are available, for example, as so-called CSM plates (compact storage modules) from Rubitherm Technologies GmbH, Berlin.
  • the latent heat storage plates filled with phase change material form cooling fins of the evaporator, in particular are arranged in series one behind the other as cooling fins on pipes of the evaporator.
  • the latent heat storage plates have, in addition to the buffer function, an additional function as cooling fins for the evaporator of the two-phase cooling circuit.
  • Fig. 1 , Fig. 2 and Fig. 3 show a possible exemplary embodiment of a passive cooling system 1 according to the invention, which is used to cool a room 100, in particular a room with an electrically induced heat load, such as a control and electrical engineering room in a nuclear plant.
  • the core of the cooling system 1 is a closed passive two-phase cooling circuit 2, in which a two-phase heat transfer fluid 3 circulates during operation.
  • the two-phase cooling circuit 2 comprises, on the one hand, an evaporator 10, which in the present exemplary embodiment is arranged in the ceiling area of the room 100 to be cooled, and, on the other hand, a condenser 20, which is arranged outside the room 100 to be cooled.
  • the evaporator 10 is designed to evaporate liquid heat transfer fluid 3a from the space 100 into the gaseous/vaporous phase while absorbing thermal energy
  • the condenser 20 is designed, according to definition, to evaporate vaporous heat transfer fluid 3b while releasing thermal energy to the environment outside Room 100 to condense back into the liquid phase.
  • the circuit 2 between evaporator 10 and condenser 20 is closed via a feed line 30 and a return line 40.
  • the flow line 30 fluidly connects the evaporator 10 to the condenser 20 in the downstream direction, so that evaporated heat transfer fluid 3b can flow from the evaporator 10 to the condenser 20.
  • the return line 40 fluidly connects the condenser 20 to the evaporator 10 in the downstream direction, so that condensed heat transfer fluid 3a can flow back in liquid form from the condenser 20 to the evaporator 10.
  • the two-phase cooling circuit 2 is a passive cooling circuit in which the heat transfer fluid 3 is transported exclusively due to the temperature difference between the air inside the room 100 (heat source) and the air in the environment outside the room 100 (heat sink). , ie without active means of influencing the flow, such as electric pumps or the like, or only with minimally active means.
  • this passive cooling system 1 it is possible to cool the air inside the room 100 without having to rely on electrical energy supply.
  • the passive cooling circuit 2 thus ensures continuous cooling of the room 100 under appropriate boundary conditions.
  • the evaporator 10 and the condenser 20 are designed as heat exchangers, the evaporator 10 being in heat exchange with the warmer air inside the room 100 and the condenser 20 with a heat sink, in this case the cooler air in the environment outside the room 100.
  • both the evaporator 10 and the condenser 20 consist of a two-row arrangement of several evaporator or condenser tubes 11, 21 arranged next to one another. These form several evaporation or condensation channels 12, 22 running parallel to one another, in which the evaporation or condensation processes can take place.
  • the evaporator or condenser tubes 11, 21 are connected to a respective distributor bar 13, 23, into which the respective downstream end of the feed line 30 or the return line 40 opens.
  • Liquid heat transfer fluid 3a is distributed into the evaporator tubes 11 or the evaporation channels 12 of the evaporator 10 via the distributor bar 13 of the evaporator 10.
  • evaporated heat transfer fluid 3b is distributed via the distributor bar 23 of the condenser 20 into the condenser tubes 21 or the condensation channels 22 of the condenser 20.
  • the evaporator 10 has a steam collection chamber 14 located downstream, into which the evaporator tubes 11 or the evaporation channels 12 open and which is fluidly connected to an upstream end of the flow line 30.
  • the condenser 20 also includes a downstream condensate collecting chamber 24, into which the condenser tubes 21 or the condensation channels 22 open and which is fluidly connected to an upstream end of the return line 40.
  • the evaporator tubes 11 and the condenser tubes 21 are as in Fig. 5 shown as an example, designed as finned tubes, ie as tubes with cooling fins 17 arranged on the circumference in order to improve the transferred heat output.
  • Both the evaporator tubes 11 or the evaporation channels 12 and the condenser tubes 21 or the condensation channels 22 are arranged obliquely rising or inclined relative to the horizontal. On the one hand, this ensures that evaporated heat transfer fluid 3b can rise unhindered in the evaporator 10 and that condensed heat transfer fluid in the condenser 20 can flow downwards purely gravitationally.
  • the obliquely rising or obliquely inclined, in particular non-vertical arrangement achieves a good cross section between the evaporator 10 or condenser 20 and the room or ambient air interacting with them.
  • the condenser tubes 21 or the condensation channels 22 are inclined with respect to the vertical by an angle ⁇ of approximately 22.5 °
  • the evaporator tubes 11 or the evaporation channels 12 run obliquely upwards with an angle ⁇ of approximately 17.5 relative to the horizontal (see Fig. 2 ).
  • the flat angle ⁇ relative to the horizontal in the evaporator tubes 11 allows a flat arrangement of the evaporator 10 under the ceiling of the room 100.
  • the steeply sloping arrangement of the condenser tubes 21 enables a space-saving arrangement of the condenser 20 in a convection shaft 60 outside the room 100, as in the Fig. 1-3 shown.
  • the chimney-like convection shaft 60 serves, on the one hand, to increase the removal of the ambient air interacting with the condenser 20 and the heat absorbed therein in the vertical direction due to natural convection - similar to a chimney.
  • the convection shaft 60 can be used to shade the capacitor 20 and the ambient air surrounding it, whereby the heat sink (ambient air in the convection shaft 60) can be kept at a low temperature level even in strong sunlight.
  • the line diameter of the flow line 30 in the present exemplary embodiment is 100 mm.
  • the diameter of the return line 40 for returning the condensed heat transfer fluid 3a can be smaller due to the low density of the heat transfer fluid 3a in the liquid state.
  • the diameter of the return line 40 is only 50 mm. Due to the smaller diameter of the return line 40, the total amount of heat transfer fluid for filling the system can also be kept lower.
  • a heat transfer fluid with a suitable boiling temperature is not available for every application, in particular temperature range.
  • the cooling of the room 100 should start at around 20 ° C, with a heat transfer fluid sold by 3M TM under the trade name Novec TM 5110 preferably being used as the heat transfer fluid, as it has very good environmental compatibility and high compatibility with other materials having.
  • Novec TM 5110 boils under normal conditions, ie at approximately 1 bar atmospheric pressure, but only at a boiling temperature of 26.9 ° C, ie only above the desired temperature at which the cooling of the room 100 should already begin.
  • the cooling circuit 2 has a pressure adjustment container 50 for storing liquid heat transfer fluid 3a, which is in fluid connection with the return line via a riser or siphon-like line 42 40 stands.
  • the pressure adjustment container 50 is designed such that, during operation, the heat transfer fluid 3a is stored in the pressure adjustment container 50 under a variably adjustable fluid pressure.
  • the pressure adjustment container 50 is designed as a membrane storage container which has a flexible pressure membrane 53 made of an elastic material.
  • the pressure membrane 53 divides the interior of the pressure adjustment container 50 into a first chamber 51 and a second chamber 52 so that the first chamber 51 and the second chamber 52 are separated from one another in a fluid-tight manner.
  • the first chamber 51 is designed to store liquid heat transfer fluid 3a and is in fluid communication with the return line 40, a working fluid 7, in particular a gas, can be stored in the second chamber 52 with a variably adjustable pressure.
  • the pressure adjustment container 50 can have a filling valve 54 for filling or emptying the second chamber 52 with working fluid 7, so that the pressure of the working fluid 7 in the second chamber 52 can be variably adjusted by varying the filling quantity of the second chamber 52 with the working fluid 7.
  • the pressure of the working fluid 7 in the second chamber 52 is in turn transmitted via the pressure membrane 53 to the fluid pressure of the heat transfer fluid 3 in the cooling circuit 2, so that as a result the fluid pressure of the heat transfer fluid 3 in the second chamber 52 is via the variably adjustable pressure of the working fluid 7 Cooling system 2 and thus the boiling temperature of the heat transfer fluid 3 can be variably adjusted.
  • nitrogen is used as the working fluid 7 to adjust the pressure in the second chamber 52. Nitrogen offers the advantage over air that it does not promote corrosion and does not contribute to the aging and brittleness of the pressure membrane 53.
  • the fluid pressure in the cooling circuit 2 is reduced by about 200 mbar below the atmospheric pressure of 1000 mbar, ie to about 800 mbar, to the boiling temperature of the heat transfer fluid 3 of 26.9 ° C to the desired value of 20 °C.
  • the condenser 20 is arranged at a higher level than the evaporator 10.
  • the inlet of the condenser 20 is arranged vertically higher than the outlet of the evaporator 10 so that rising evaporated heat transfer fluid 3b can independently reach the condenser 20.
  • the outlet of the condenser 20 is located above the inlet of the evaporator 10 so that liquid heat transfer fluid 3a can flow into the evaporator 10 via the return line 40 exclusively under gravity.
  • the pressure adjustment container 50 is also arranged at a level below the condenser 20, with the pressure membrane 53 preferably being arranged approximately at the desired fill level of the heat transfer fluid 3a in the evaporator 10.
  • the evaporator 10 is not completely filled with liquid heat transfer fluid 3a.
  • the two-phase cooling circuit 2 is only filled with heat transfer fluid 3a to such an extent that, during operation, a maximum fill level of the liquid heat transfer fluid 3a in the evaporator tubes 11 or evaporation channels 12 is in a range between 50% and 99%, in particular between 60% and 90% vertical extension VH of the evaporator tubes 11 or the evaporation channels 12, i.e. H.
  • the cooling system 2 preferably additionally has a latent heat storage 80 with a phase change material 81 in order to provide a buffer function when thermal overloads or peak loads occur.
  • Phase change materials 81 use the melting process from solid to liquid to store large amounts of heat at an almost constant temperature and, if necessary, to release them again through the reverse process from liquid to solid, for example overnight. In this way, temporal fluctuations in the room air temperature can be reduced by an average temperature.
  • the latent heat storage 80 is part of the evaporator 10.
  • the latent heat storage 80 can form cooling fins 17 of the evaporator 10; or in cooling fins 17 of the evaporator 10, a phase change material 81 can be integrated.
  • the Latent heat storage 80 - as in Fig. 5 - Shown have several latent heat storage plates 82, in which a phase change material 81 is enclosed and which are arranged threaded one behind the other on the evaporator tubes 11 of the evaporator 10 and thereby simultaneously form the cooling fins 17 of the evaporator tubes 11.
  • the latent heat storage plates 82 have, in addition to the buffer function, an additional function as cooling fins 17 for the evaporator 10 of the two-phase cooling circuit 2.

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein passives Kühlsystem (1) zum Zweiphasenkühlen eines Raums (100), mit einem geschlossenen passiven Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) für ein darin im Betrieb zirkulierendes zweiphasiges Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b), wobei der Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) wenigstens einen Verdampfer (10) zur Anordnung in dem zu kühlenden Raum (100) und einen wenigstens Kondensator (20) zur Anordnung ausserhalb des zu kühlenden Raums (100) aufweist, die über wenigstens eine Vorlaufleitung (30) und wenigstens eine Rücklaufleitung (40) im Kreislauf (2) miteinander verbunden sind. Zur Einstellung der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids (3, 3a, 3b) im Kühlsystem (1) weist der Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) ferner wenigstens einen Druckanpassungsbehälter (50) in Fluidverbindung mit der wenigstens einen Rücklaufleitung (40) zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid (3a) auf, der derart ausgebildet ist, dass im Betrieb das Wärmeträgerfluid (3a) in dem wenigstens einen Druckanpassungsbehälter (50) unter einem variabel einstellbarem Fluiddruck speicherbar ist.

Description

    GEBIET DER ERFINDUNG
  • Die vorliegende Erfindung betrifft ein passives Kühlsystem zum Kühlen eines Raums, das einen geschlossenen passiven Zweiphasen-Kühlkreislauf für ein darin im Betrieb zirkulierendes zweiphasiges Wärmeträgerfluid aufweist.
    • HINTERGRUND DER ERFINDUNG
  • Während die Kühlung von Räumen bei vorhandener externer Energieversorgung in der Regel technisch gut beherrschbar ist, kann die Kühlung von Räumen an stromnetzfernen Orten oder die notfallmässige Aufrechterhaltung einer Raumkühlung bei Stromausfall, insbesondere die Kühlung von Räumen mit kritischer Infrastruktur und/oder in einem stark regulierten Umfeld, mitunter herausfordernd sein. Beispiele für Räume mit kritischer Infrastruktur bzw. Räume in einem stark regulierten Umfeld sind etwa Serverräume oder Leit- und E-Technikräume in Nuklearanlagen. Dort ist zwar meist die kritische Infrastruktur an sich durch eine unabhängige Spannungsversorgung gegen Stromausfall geschützt. Die Leistungskapazität unabhängiger Spannungsversorgungen ist jedoch begrenzt und reicht häufig nicht noch zusätzlich für eine aktive Abführung der durch die Infrastruktur induzierten Wärmelast aus. Für diese Anwendungen sind Kühlsysteme mit passiven Kühlkreisläufen von besonderem Interesse. Passive Kühlkreisläufe zeichnen sich dadurch aus, dass der Transport des Wärmeträgerfluids innerhalb des Kreislaufs ausschliesslich durch die herrschenden Temperaturunterschiede zwischen der zugeordneten Wärmequelle und Wärmesenke bewirkt wird, so dass passive Kühlsysteme ohne aktive Mittel zur Strömungsbeeinflussung, wie elektrische Pumpen oder dergleichen, oder nur mit minimal aktiven Mitteln auskommen.
  • Zweiphasige Kühlsysteme, bei denen das in einem Kreislauf zwischen einem Verdampfer und einem Kondensator geführte Wärmeträgerfluid (auch Energieträgerfluid oder Kältemittel oder Kühlmittel genannt) einen Phasenübergang von flüssig nach gasförmig und wieder zurück durchläuft, sind grundsätzlich aus dem Stand der Technik bekannt, beispielsweise aus DE 10 2014 205 086 B3 . Sie ermöglichen im Vergleich zu Einphasen-Kreislaufsystemen hohe Wärmetransportraten bei geringen treibenden Temperaturdifferenzen.
  • Die Effektivität von Zweiphasen-Systemen, insbesondere von passiven Zweiphasen-Systemen, hängt entscheidend davon ab, ob das Wärmeträgerfluid hinsichtlich seiner Siedetemperatur in geeigneter Weise auf die Kombination aus Temperatur- und Druckverhältnissen im Kühlkreislauf abgestimmt ist, so dass im Verdampfer und im Kondensator die gewünschten Verdampfungs- und Kondensationsprozesse tatsächlich stattfinden können. Gleichzeitig muss die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids aber auch anwendungsbezogenen Vorgaben genügen, etwa der Vorgabe einer Temperatur, ab der die Kühlung effektiv einsetzen soll. Wärmeträgerfluide, die für eine spezifische Anwendung geeignete Siedetemperaturen aufweisen und gleichzeitig etwaige Anforderungen durch technische Sicherheitsbestimmungen und Umweltauflagen erfüllen, sind jedoch nicht immer verfügbar.
  • Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein passives Zweiphasen-Raumkühlungssystem der eingangsgenannten Art derart weiterzuentwickeln, dass das System bei einfach und kostengünstig gehaltenem Aufbau temperaturmässig an anwendungsbezogene Vorgaben besser anpassbar ist.
  • Diese Aufgabe wird durch das passive Kühlsystem gemäss Patentanspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen des Kühlsystems sind Gegenstand der abhängigen Patentansprüche.
    • ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
  • Gemäss der vorliegenden Erfindung wird ein passives Kühlsystem zum Kühlen eines Raums, insbesondere eines Raums mit elektrisch induzierter Wärmelast, vorgeschlagen, das einen geschlossenen passiven Zweiphasen-Kühlkreislauf für ein darin im Betrieb zirkulierendes zweiphasiges Wärmeträgerfluid aufweist. Der Zweiphasen-Kühlkreislauf umfasst einerseits wenigstens einen Verdampfer zur Anordnung in dem zu kühlenden Raum auf, der dazu ausgebildet ist, flüssiges Wärmeträgerfluid unter Aufnahme von Wärmeenergie aus dem Raum zu verdampfen, und andererseits wenigstens einen Kondensator zur Anordnung ausserhalb des zu kühlenden Raums, der dazu ausgebildet ist, dampfförmiges Wärmeträgerfluid unter Abgabe von Wärmeenergie an eine Wärmesenke ausserhalb des Raums, insbesondere an die Umgebung ausserhalb des Raums, zu kondensieren. Der Zweiphasen-Kühlkreislauf umfasst ferner wenigstens eine den wenigstens einen Verdampfer mit dem wenigstens einen Kondensator fluidisch verbindende Vorlaufleitung zum Transport von verdampftem Wärmeträgerfluid von dem wenigstens einen Verdampfer zu dem wenigstens einen Kondensator, sowie wenigstens eine den wenigstens einen Kondensator mit dem wenigstens einen Verdampfer fluidisch verbindende Rücklaufleitung zum Transport von kondensiertem Wärmeträgerfluid von dem wenigstens einen Kondensator zu dem wenigstens einen Verdampfer. Gemäss der Erfindung weist der Zweiphasen-Kühlkreislauf ferner wenigstens einen Druckanpassungsbehälter in Fluidverbindung mit der wenigstens einen Rücklaufleitung zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid auf, wobei der wenigstens eine Druckanpassungsbehälter zur Einstellung der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids im Kühlsystem derart ausgebildet ist, dass im Betrieb das Wärmeträgerfluid in dem wenigstens einen Druckanpassungsbehälter unter einem variabel einstellbarem Fluiddruck speicherbar ist.
  • In erfindungsgemässer Weise wurde erkannt, dass passive Zweiphasen-Raumkühlungssysteme durch eine variable Einstellung des Fluiddrucks innerhalb des Kühlkreislaufs hinsichtlich der Temperatur, ab der die Kühlung effektiv einsetzen soll, technisch sehr einfach an anwendungsbezogene Vorgaben angepasst werden können. Denn durch die variable Einstellbarkeit des Fluiddrucks innerhalb des Kühlkreislaufs kann der Arbeitspunkt des zweiphasigen Wärmeträgerfluids entlang seiner Sättigungsdampfdruckkurve variabel eingestellt werden, so dass das Wärmeträgerfluid entweder bei höheren oder niedrigen Temperaturen verdampft bzw. kondensiert. Ist für eine bestimmte Anwendung gewünscht, dass die Kühlwirkung des Kühlsystems beispielsweise schon bei einer Raumtemperatur von 20°C einsetzen soll, liegt aber der Siedepunkt eines für die Anwendung vorgesehenen Wärmeträgerfluids unter Normaldruck (Atmosphärendruck) bei einer höheren Temperatur, beispielsweise bei 26°C, so kann durch eine geeignete Einstellung eines Unterdrucks, d.h. eines Drucks unter Atmosphärendruck, im System die effektive Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids im geschlossenen Zweiphasen-Kühlkreislauf auf 20°C abgesenkt werden. Umgekehrt kann durch geeignete Einstellung eines Überdrucks, d.h. durch eine Erhöhung des Fluiddrucks, die effektive Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids im geschlossenen Zweiphasen-Kühlkreislauf erhöht werden, wenn für eine bestimmte Anwendung gewünscht ist, dass die Kühlung erst bei einer Temperatur einsetzen soll, die über der Temperatur des Siedepunktes des für die Anwendung vorgesehenen Wärmeträgerfluids bei Normaldruck (Atmosphärendruck) liegt. Zur Einstellung des Fluiddrucks wird gemäss der vorliegenden Erfindung ein Druckanpassungsbehälter vorgeschlagen, der in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung steht und der derart ausgebildet ist, dass darin im Betrieb flüssiges Wärmeträgerfluid unter einem variabel einstellbarem Fluiddruck speicherbar bzw. gespeichert ist.
  • Durch die variable Einstellung des Fluiddrucks kann zudem die sich im Verdampfer, dem Kondensator, der Vorlaufleitung und der Rücklaufleitung befindliche Menge an Wärmeträgerfluid eingestellt werden. So kann durch eine Erhöhung des Drucks auf das Wärmeträgerfluid im Druckanpassungsbehälter Wärmeträgerfluid aus dem Druckanpassungsbehälter ausgebracht und in die übrigen Teile des geschlossenen Zweiphasen-Kühlkreislaufs eingebracht werden. Umgekehrt kann durch eine Verringerung des Drucks auf das Wärmeträgerfluid im Druckanpassungsbehälter Wärmeträgerfluid aus den übrigen Teilen des geschlossenen Zweiphasen-Kühlkreislaufs entnommen und im Druckanpassungsbehälter aufgenommen werden. Hierdurch kann in vorteilhafter Weise - wie weiter unter diskutiert - insbesondere die Füllstandshöhe des flüssigen Wärmeträgerfluids im Verdampfer variabel eingestellt, insbesondere variabel feineingestellt werden.
  • Grundsätzlich sind verschiedene Ausgestaltungen des erfindungsgemässen Druckanpassungsbehälters denkbar, um eine Einstellung der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids im Kühlsystem zu realisieren.
  • Gemäss einer ersten vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann der Druckanpassungsbehälter als Membranspeicherbehälter ausgebildet sein. Dabei weist der Membranspeicherbehälter eine flexible Druckmembran auf, die einen Innenraum des Druckanpassungsbehälters in eine erste Kammer und eine zweite Kammer unterteilt, wobei die erste Kammer zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid ausgebildet ist und in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung steht, während in der zweiten Kammer ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist. Hierzu kann der Druckanpassungsbehälter ein Füllventil zur Befüllung bzw. Entleerung der zweiten Kammer mit Arbeitsfluid aufweisen. Dadurch ist über eine Variation der Füllmenge der zweiten Kammer mit dem Arbeitsfluid der Druck des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer variabel einstellbar. Der Druck des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer überträgt sich wiederum über die Druckmembran auf den Fluiddruck des Wärmeträgerfluids im Kühlkreislauf, so dass im Ergebnis über den variabel einstellbaren Druck des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer der Fluiddruck des Wärmeträgerfluids im Kühlsystem und damit die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids variabel einstellbar sind.
  • Die flexible Druckmembran besteht vorzugsweise aus einem flexiblen, elastischen Kunststoff oder Gummi. Die Druckmembran ist so beschaffen, dass das Arbeitsfluid und das Wärmeträgerfluid fluiddicht voneinander getrennt sind.
  • Um den Druck des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer auf einen gewünschten Wert einstellen zu können, kann der Druckanpassungsbehälter ferner eine Druckmesseinrichtung, insbesondere ein Manometer, zur Bestimmung des Drucks des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer aufweisen. Insbesondere kann es vorgesehen sein, dass die Druckmesseinrichtung über eine Rückkopplung mit dem Füllventil wirkverbunden ist, um so in einem Regelkreislauf die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids geregelt einzustellen. Hierzu kann das Füllventil ferngesteuert betätigtbar sein.
  • Gemäss einer zweiten vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann der Druckanpassungsbehälter als Blasenspeicherbehälter ausgebildet sein, der ein Behältergehäuse und eine im Behältergehäuse aufgenommene Speicherblase aufweist. Gemäss einer ersten Ausführungsform des Blasenspeicherbehälters kann in einem Innenraum der Speicherblase ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert sein, wohingegen in einem Zwischenraum zwischen einer Aussenseite der Speicherblase und einer Innenseite des Behältergehäuses flüssiges Wärmeträgerfluid speicherbar ist, wobei der Zwischenraum in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung steht. Gemäss einer alternativen zweiten Ausführungsform des Blasenspeicherbehälters kann flüssiges Wärmeträgerfluid in einem Innenraum der Speicherblase speicherbar sein, wobei der Innenraum der Speicherblase in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung steht, während in einem Zwischenraum zwischen einer Aussenseite der Speicherblase und einer Innenseite des Behältergehäuses ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist.
  • Analog zum Druckanpassungsbehälter, kann auch der Blasenspeicherbehälter ein Füllventil, insbesondere ein ferngesteuert betätigbares Füllventil zur Befüllung bzw. Entleerung des Innenraums der Speicherblase oder alternativ zur Befüllung bzw. Entleerung des Zwischenraums mit dem Arbeitsfluid aufweisen, um somit über die im Innenraum bzw. im Zwischenraum gespeicherte Menge an Arbeitsfluid den Fluiddruck des Wärmeträgerfluids im Kühlsystem und damit die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids variabel einzustellen. Ähnlich wie die Druckmembran kann die Speicherblase aus einem flexiblen, elastischen Kunststoff oder Gummi bestehen. Die Speicherblase ist so beschaffen, dass das Arbeitsfluid und das Wärmeträgerfluid fluiddicht voneinander getrennt sind.
  • Gemäss einer dritten vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann der Druckanpassungsbehälter als Kolbenspeicherbehälter ausgebildet sein, wobei der Kolbenspeicherbehälter ein Zylinder-Behältergehäuse und einen gegenüber einer Innenwand des Zylinder-Behältergehäuses dichtend gelagerten Kolben aufweist. Der Kolben ist in dem Zylinder-Behältergehäuse entlang einer Zylinderlängsachse des Zylinder-Behältergehäuses verschiebbar gelagert und unterteilt einen Innenraum des Zylinder-Behältergehäuses in eine erste Kammer zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid, die in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung steht, und eine zweite Kammer, in der ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist. Dabei ist die dichtende Lagerung des Kolbens im Zylinder-Behältergehäuse so beschaffen, dass das Arbeitsfluid und das Wärmeträgerfluid fluiddicht voneinander getrennt sind. Auch der Kolbenspeicherbehälter kann ein Füllventil, insbesondere ein ferngesteuert betätigbares Füllventil zur Befüllung bzw. Entleerung der zweiten Kammer mit Arbeitsfluid aufweisen, um über eine Variation der Füllmenge der zweiten Kammer den Druck des Arbeitsfluids in der zweiten Kammer variabel einzustellen, was wiederum über den Kolben vermittelt eine variable Einstellung des Fluiddrucks im Kühlsystem und damit der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids erlaubt.
  • Wie bei der ersten Ausgestaltungsvariante des Druckanpassungsbehälters kann auch bei der zweiten und dritten Ausgestaltungsvariante des Druckanpassungsbehälters eine Druckmesseinrichtung, insbesondere ein Manometer zur Bestimmung des Drucks des Arbeitsfluids vorgesehen sein. Ebenfalls kann es vorgesehen sein, dass die Druckmesseinrichtung über eine Rückkopplung mit dem entsprechenden, ferngesteuert betätigtbaren Füllventil wirkverbunden ist, um die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids geregelt einzustellen.
  • Grundsätzlich ist es auch denkbar, dass der Druckanpassungsbehälter keinen Kolben, keine Speicherblase, keine Druckmembran oder dergleichen aufweist. Stattdessen kann es vorgesehen sein, dass das Wärmeträgerfluid im Druckanpassungsbehälter direkt mit einem druckbeaufschlagtem Arbeitsgas, beispielsweise Stickstoff, als Druckpolster überlagert ist. In diesem Fall besteht ein direkter Kontakt zwischen Wärmeträgerfluid und Arbeitsgas, d.h. das Arbeitsgas und das Wärmeträgerfluid sind nicht fluiddicht voneinander getrennt. Vorzugsweise kann in dieser Ausführungsform der Druckanpassungsbehälter eine Arbeitsgas-Nachspeiseeinrichtung aufweisen, insbesondere um den Druck des Arbeitsgas-Druckpolsters variabel einzustellen, was wiederum eine variable Einstellung des Fluiddrucks im Kühlsystem und damit der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids erlaubt. Das Arbeitsgas ist in dieser Konfiguration vorzugsweise so gewählt, dass das Arbeitsgas und das Wärmeträgerfluid nicht chemisch miteinander reagieren.
  • Das Arbeitsfluid, das in den zuvor beschriebenen Varianten des Druckanpassungsbehälters zur Druckeinstellung genutzt wird, kann beispielsweise Luft oder Stickstoff sein. Stickstoff bietet gegenüber Luft den Vorteil, dass es nicht korrosionsfördernd wirkt und auch nicht zur Alterung und Versprödung der Druckmembran im Membranspeicherbehälter bzw. der Speicherblase im Blasenspeicherbehälter beiträgt.
  • Grundsätzlich kann sich der vorliegende Schutzbereich auf das erfindungsgemässe Kühlsystem im unbefüllten Zustand, d.h. ohne Wärmeträgerfluid, oder im befüllten Zustand, d.h. mit Wärmeträgerfluid, beziehen. Entsprechend kann es gemäss einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass der Zweiphasen-Kühlkreislauf mit einem zweiphasigen Wärmeträgerfluid befüllt ist.
  • Vorzugsweise besitzt das zweiphasige Wärmeträgerfluid bei einem Druck von 1013 mbar (Normalbedingungen) eine Siedetemperatur in einem Bereich zwischen 22 °C und 35 °C, insbesondere zwischen 24 °C und 30 °C oder zwischen 25 °C und 27 °C. Damit ist das zweiphasige Wärmeträgerfluid vorzugsweise ein niedrigsiedendes Wärmeträgerfluid, das unter Normalbedingungen bereits bei moderaten Temperaturen im Bereich von Normal-Raumtemperaturen oder leicht darüber siedet. Denkbar ist aber auch, dass das zweiphasige Wärmeträgerfluid bei einem Druck von 1013 mbar (Normalbedingungen) eine Siedetemperatur beispielswiese in einem Bereich zwischen -18 °C und 15 °C, insbesondere zwischen 0 °C und 10 °C, besitzt. Soll bei einem solchen Wärmeträgerfluid eine Kühlung erst bei Temperaturen im Bereich um 20°C einsetzen, wäre über eine Erhöhung des Fluiddrucks im Kühlsystem mittels des Druckanpassungsbehälters die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids entsprechend zu erhöhen.
  • Als zweiphasiges Wärmeträgerfluid kann beispielsweise ein von 3M™ unter dem Handelsnamen Novec™ 5110 vertriebenes Wärmeträgerfluid zum Einsatz kommen. Novec™ 5110 ist ein Isoliergas mit guten Umwelteigenschaften (sehr geringes Erderwärmungspotenzial [GWP<1 (Global Warming Potential)], kein Ozonabbaupotenzial), das eine nachhaltige Alternative zu Schwefelhexafluorid (SF6) darstellt. Novec™ 5110 besitzt eine Siedetemperatur von 26.9 °C bei Normalbedingungen (Atmosphärendruck), ist nicht brennbar, nicht entflammbar, elektrisch nichtleitend, weist eine geringe Viskosität auf, besitzt als inerter Stoff eine sehr gute Kompatibilität mit anderen Werkstoffen, hat zudem keine korrosive Wirkung und bietet somit im Ergebnis eine hohe Betriebssicherheit in der Anwendung.
  • Da die Einstellung des Arbeitspunktes des Wärmeträgerfluids in vorteilhafter Weise bereits mit einer moderaten Druckanpassung möglich sein soll, ist das zweiphasige Wärmeträgerfluid vorzugsweise so beschaffen, dass es bei einem Druck von 800 mbar eine Siedetemperatur in einem Bereich zwischen 18 °C und 24 °C, insbesondere zwischen 19 °C und 22 °C, besitzt. Das oben beispielhaft erwähnte Wärmeträgerfluid Novec™ 5110 besitzt eine Siedetemperatur von etwa 20 °C bei einem Druck von 800 mbar.
  • Entsprechend ist gemäss einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung das Kühlsystem, insbesondere der Druckanpassungsbehälter, so konfiguriert, dass der Fluiddruck in einem Bereich zwischen 1 mbar und 6000 mbar, insbesondere zwischen 30 mbar und 4000 mbar, bevorzugt zwischen 100 mbar und 1500 mbar, besonders bevorzugt zwischen 500 mbar und Atmosphärendruck oder zwischen 700 mbar und Atmosphärendruck, variabel einstellbar ist.
  • Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung sind der Verdampfer und/oder der Kondensator als Wärmetauscher ausgebildet.
  • Insbesondere kann der Verdampfer einen oder mehrere, gegenüber der Horizontalen schräg aufsteigend verlaufende Verdampfungskanäle aufweisen, in denen im Betrieb flüssiges Wärmeträgerfluid unter Aufnahme von Wärmeenergie aus dem Raum verdampfen kann. Durch die schräg aufsteigende Anordnung der Verdampfungskanäle wird einerseits gewährleistet, dass verdampftes Wärmeträgerfluid ungehindert im Verdampfer aufsteigen und diesen verlassen kann. Andererseits wird durch die schräg ansteigende, insbesondere nicht vertikale Anordnung der Verdampfungskanäle ein guter Wirkungsquerschnitt zwischen im Raum aufsteigender warmer Luft und dem Verdampfer erreicht. Als vorteilhaft im Hinblick auf beide Aspekte hat es sich erwiesen, wenn der eine oder die mehreren Verdampfungskanäle gegenüber der Horizontalen einen Winkel in einem Bereich zwischen 1° und 45°, insbesondere zwischen 10° und 25°, vorzugsweise zwischen 15° und 20° aufweisen. Abhängig von den Oberflächenspannungseigenschaften des Wärmeträgerfluid können insbesondere sehr flache Winkel gegenüber der Horizontalen im Bereich von nur wenigen Grad in Betracht kommen, die in vorteilhafter Weise eine flache Anordnung des Verdampfers unter der Decke des zu kühlenden Raums erlauben. Sind mehrere Verdampfer vorgesehen, so können die Verdampfer bzw. deren ein oder mehrere Verdampfungskanäle auch unter verschiedenen Winkel angeordnet sein.
  • Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Zweiphasen-Kühlkreislauf mit einem zweiphasigen Wärmeträgerfluid vorzugsweise soweit befüllt, dass im Betrieb eine maximale Füllstandshöhe des flüssigen Wärmeträgerfluids in dem einen oder den mehreren Verdampfungskanälen in einem Bereich zwischen 50% und 99%, insbesondere zwischen 60% und 90% einer vertikalen Erstreckung des einen oder der mehreren Verdampfungskanäle liegt. Vorliegend ist mit der vertikalen Erstreckung des einen oder der mehreren Verdampfungskanäle die Abmessung des einen oder der mehreren Verdampfungskanäle in vertikaler Richtung gemeint, also jene Abmessung, die der Länge des einen oder der mehreren Verdampfungskanäle mal dem Sinus-Funktionswert des eingeschlossenen Winkels zwischen dem einen oder den mehreren Verdampfungskanälen und der Horizontalen entspricht. Durch eine maximale Füllstandshöhe in diesem Bereich können in vorteilhafter Weise nachteilige Eruptionsprozesse in dem einen oder den mehreren Verdampfungskanälen - ähnlich den Eruptionsprozessen in einem Geysir - und somit unerwünschte Druckstösse im Kühlkreislauf vermieden werden.
  • Ferner kann der Verdampfer eine stromabwärts gelegene Dampfsammelkammer aufweisen, in den die Verdampfungskanäle münden und der mit einem stromaufwärtigen Ende der Vorlaufleitung fluidisch verbunden ist. In vorteilhafter Weise kann sich verdampftes Wärmeträgerfluid in der Dampfsammelkammer sammeln und entspannen, bevor es durch die Vorlaufleitung zum Kondensator geleitet wird.
  • Um den Strömungswiderstand für verdampftes Wärmeträgerfluid möglichst gering zu halten, sollten die Leitungen entsprechend dimensioniert werden. So kann es nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass die Vorlaufleitung einen Leitungsdurchmesser in einem Bereich zwischen 50 mm und 200 mm, insbesondere in einem Bereich zwischen 100 mm und 150 mm, aufweist. Durch den geringen Strömungswiderstand wird vermieden, dass der passive Transport des Wärmeträgerfluids innerhalb des Kreislaufs zusammenbricht, insbesondere dass der Massenstrom des Wärmeträgerfluids möglichst hoch ist, wodurch die abgeführte Wärmemenge gesteigert wird.
  • Demgegenüber kann der Durchmesser der Rücklaufleitung für die Rückführung des kondensierten Wärmeträgerfluids aufgrund der geringen Dichte des Wärmeträgerfluids im flüssigen Zustand kleiner sein. So kann es nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass die Rücklaufleitung einen Leitungsdurchmesser in einem Bereich zwischen 25 mm und 100 mm, insbesondere in einem Bereich zwischen 50 mm und 75 mm, aufweist. Durch den kleineren Durchmesser der Rücklaufleitung kann zudem die Gesamtmenge an Wärmeträgerfluid zur Befüllung des Systems geringer gehalten werden als bei Verwendung grösserer Leitungsdurchmesser für die im Betrieb stets mit flüssigem Wärmeträgerfluid gefüllte Rücklaufleitung.
  • Die Vorlaufleitung und/oder die Rücklaufleitung können ferner thermisch isoliert sein bzw. eine thermische Isolation aufweisen.
  • Analog zum Verdampfer kann der Kondensator ebenfalls einen oder mehrere, gegenüber der Horizontalen schräg geneigt verlaufende Kondensationskanäle aufweisen, in denen im Betrieb dampfförmiges Wärmeträgerfluid unter Abgabe von Wärmeenergie an die Wärmsenke, etwa an die Umgebungsluft ausserhalb des Raums kondensieren kann. Auch hier bewirkt die schräg geneigte Anordnung einerseits einen sicheren Abfluss des kondensierten Wärmeträgerfluids und andererseits einen guten Wirkungsquerschnitt zwischen den Kondensationskanälen und der Wärmesenke, etwa der die Wärme aufnehmenden und infolgedessen im Bereich der Kondensationskanäle aufsteigenden Umgebungsluft (Wärmesenke). Als vorteilhaft im Hinblick auf beide Aspekte hat es sich erwiesen, wenn der eine oder die mehreren Kondensationskanäle gegenüber der Vertikalen einen Winkel in einem Bereich zwischen 5° und 70°, insbesondere zwischen 15° und 30°, vorzugsweise zwischen 20° und 25° aufweisen. Sind mehrere Kondensatoren vorgesehen, so können die Kondensatoren bzw. deren ein oder mehrere Kondensationskanäle auch unter verschiedenen Winkel angeordnet sein.
  • Sowohl die Verdampfungskanäle des Verdampfers als auch die Kondensationskanäle des Kondensators können durch Verdampferrohre bzw. Kondensatorrohre gebildet sein. D. h. der Verdampfer kann ein oder mehrere Verdampferrohre aufweisen, die den einen oder die mehreren Verdampfungskanäle bilden. Analog kann der Kondensator ein oder mehrere Kondensatorrohre aufweisen, die den einen oder die mehreren Kondensationskanäle bilden. Die Verdampferrohre bzw. die Kondensatorrohre können beispielsweise in einer ein-, zwei- oder mehrreihigen Anordnung von nebeneinander, insbesondere parallel nebeneinander verlaufenden Rohren angeordnet sein und sich insbesondere zwischen dem jeweiligen Verteiler und der Dampfsammelkammer bzw. Kondensatsammelkammer erstrecken.
  • Vorzugsweise sind die Verdampferrohre und die Kondensatorrohre als Rippenrohre ausgebildet. Rippenrohre sind rohrförmige Bauteile, die zur Verbesserung der übertragenen Wärmeleistung Rippen aus gut wärmeleitendem Material aufweisen. Die Rippen dienen zur Vergrösserung der Rohroberfläche und können auf der Aussenseite zum Beispiel durch Walzen (ähnlich dem Gewindewalzen), durch Auflöten bzw. Schweissen, durch Aufpressen oder Einnuten in die Rohrwand hergestellt werden.
  • Alternativ oder zusätzlich können die Verdampferrohre und die Kondensatorrohre zwecks Vergrösserung der Rohroberfläche und Optimierung der Verdampfungs-/ Kondensationsoberfläche auch Rippen oder Kanäle im Innern der Rohre aufweisen.
  • Auch kann die Beschaffenheit der Rohroberflächen (innen wie aussen) durch geeignete Oberflächenausbildung so ausgebildet sein, dass gegenüber einem glatten Rohr ein höherer Wärmeübergang erreicht werden kann. Geeignete Strukturen sind beispielsweise Beschichtungen, welche die Rauigkeit der Oberfläche erhöhen, oder Turbulatoren und/oder Rippen, welche die laminare Grenzschicht in eine turbulente Strömung überführen und dadurch den Wärmeübergang erhöhen.
  • Auch können innerhalb des einen oder der mehreren Verdampferrohre bzw. des einen oder der mehreren Kondensatorrohre beispielsweise Längsnuten oder rechteckige Stäbe über den Umfang der Innenseite verteilt eingearbeitet oder aber angebracht sein. In vorteilhafter Wiese dienen diese zur besseren Wärmeabgabe vom jeweiligen Rohr an das Wärmeträgerfluid bzw. zur besseren Wärmeabgabe vom Wärmeträgerfluid an das jeweilige Rohr. Zudem kann hierdurch auch eine bessere Strömungsführung des verdampfenden Wärmeträgerfluids erreicht werden.
  • Anstelle von Rippenrohren können auch Plattenwärmetauscher mit geraden oder geformten Platten verwendet werden. Generell gesagt können viele als sogenannte Kühldeckenpaneele oder Heizkörper ausgebildete Strukturen durch geeignete Anordnung für eine Zweiphasen-Raumkühlung adaptiert oder modifiziert werden.
  • Zudem können auch Latentwärmespeicher-Platten - wie weiter unten beschrieben - Kühlrippen des Verdampfers bilden, insbesondere als Kühlrippen auf Rohrleitungen des Verdampfers in Serie hintereinander angeordnet sein.
  • Um den Wärmeaustausch zwischen Kondensator und Umgebungsluft zu steigern, kann das Kühlsystem nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ferner einen Konvektionsschacht zur Anordnung ausserhalb des zu kühlenden Raums aufweisen, in dem der Kondensator angeordnet ist. Der Konvektionsschacht bewirkt zum einen bei Verwendung von Umgebungsluft als Wärmsenke eine gute Abführung der die Wärme aufnehmenden Umgebungsluft durch natürliche Konvektion. Zum anderen kann durch den Konvektionsschacht ein Schutz vor Sonneneinstrahlung bzw. eine Beschattung des Kondensators und der ihn umgebenden Luft erreicht werden, wodurch die Wärmesenke auch bei starker Sonneneinstrahlung auf einem niedrigen Temperaturniveau gehalten werden kann. Auch dient der Konvektionsschacht dem Schutz des Kondensators vor Umwelteinflüssen, beispielsweise vor Wind und Wettereinflüssen, insbesondere Hagel.
  • Als Wärmesenke kommt vorzugsweise Luft, insbesondere die Umgebungsluft, ausserhalb des zu kühlenden Raums in Betracht. Denkbar ist aber auch, dass als Wärmesenke ein Eisspeicher oder ein Wasserreservoir verwendet werden. Grundsätzlich kann dabei der Eisspeicher oder das Wasserreservoir allein als Wärmesenke verwendet werden oder zusätzlich zur einer Luftwärmesenke. Ebenfalls kann ein Wasser-Rieselwerk, das beispielsweise mit Wasser aus einem höhergelegenen Reservoir oder einem Fluss oder See betrieben wird, zum Einsatz kommen, um die Wärmesenke am Kondensator zu realisieren oder eine andere Wärmesenke zu verstärken.
  • Aus Sicherheitsgründen kann es zudem vorgesehen, dass der Zweiphasen-Kühlkreislauf eine Überdruckabsicherung aufweist, insbesondere ein Überdruckventil, das bei einem vordefinierten, vorzugsweise einstellbaren Fluiddruck im Zweiphasen-Kühlkreislauf selbsttätig öffnet, um Schäden durch übermässige Drücke im System zu vermeiden. In vorteilhafter Weise ist die Überdruckabsicherung, insbesondere das Überdruckventil, im Bereich eines höchsten Punkts des Zweiphasen-Kühlkreislaufs, insbesondere im Bereich eines höchsten Punkts der Vorlaufleitung angeordnet.
  • Da der Transport des Wärmeträgerfluids innerhalb des Kreislaufs passiv, d.h. vorzugsweise ohne aktive Mittel zur Strömungsbeeinflussung, wie elektrische Pumpen oder dergleichen, oder nur mit minimal aktiven Mitteln erfolgen soll, liegt es in der Sache der Natur, dass der Einlass des Kondensators vorzugsweise vertikal höher als der Auslass des Verdampfers angeordnet ist, damit aufsteigendes verdampftes Wärmeträgerfluid in den Kondensator gelangen kann. Umgekehrt liegt der Auslass des Kondensators vorzugsweise über dem Einlass des Verdampfers, damit flüssiges Wärmeträgerfluid (ausschliesslich) schwerkraftgetrieben in den Verdampfer fliessen kann. Vorzugsweise ist der Kondensator in vertikaler Richtung insgesamt höher angeordnet als der Verdampfer.
  • Gemäss einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann das Kühlsystem ferner einen Latentwärmespeicher aufweisen, um eine Pufferfunktion beim Auftreten von thermischen Über- bzw. Spitzenlasten bereitzustellen. Hierzu kann der Latentwärmespeicher ein Phasenwechselmaterial (PCM = Phase Change Material) aufweisen. Phasenwechselmaterialien nutzen den Schmelzvorgang von fest zu flüssig, um bei nahezu konstanter Temperatur grosse Wärmemengen zu speichern und bei Bedarf, etwa über Nacht, wieder durch den umgekehrten Prozess von flüssig zu fest abzugeben. Auf diese Weise können insbesondere zeitliche Schwankungen der Raumlufttemperatur um eine mittlere Temperatur verringert werden.
  • Das Phasenwechselmaterial weist vorzugsweise einen Schmelzpunkt auf, der über dem oder im Bereich um den Siedepunkt des Wärmeträgerfluids im Zweiphasen-Kühlkreislauf liegt. Beispielsweise liegt die Schmelztemperatur des Phasenwechselmaterials in einem Bereich zwischen 30 °C und 35 °C oder in einem Bereich zwischen 24 °C und 30 °C oder zwischen 25 °C und 27 °C.
  • Auch beim Ausfall des Kühlkreislaufs oder beim Auftreten sonstiger (zusätzlicher) thermischer Überlasten bzw. bei zu hohen Transienten kann der Latentwärmespeicher Spitzenlasten auffangen. Vorzugsweise ist der Latentwärmespeicher so ausgelegt, dass er alleine in der Lage ist, die im Raum anfallende thermische Leistung so aufzunehmen, dass die Raumlufttemperatur über mehrere Stunden, beispielsweise über 10 Stunden, eine Temperatur von 40 °C oder 50 °C nicht übersteigt, oder dass beim Ausfall des Kühlkreislaufs die Raumlufttemperatur beispielsweise über 0.5 oder 1 Stunde eine Temperatur von 40 °C oder 50 °C nicht übersteigt.
  • Nach einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass der Latentwärmespeicher ein Teil des Verdampfers ist. Insbesondere kann der Latentwärmespeicher Kühlrippen des Verdampfers bilden. Beispielsweise kann in Kühlrippen des Verdampfers ein Phasenwechselmaterial eingeschlossen sein, etwa in den Rippen von Rippenrohren, die die Verdampfungskanäle des Verdampfers bilden.
  • Gemäss einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann der Latentwärmespeicher eine oder mehrere Latentwärmespeicher-Platten aufweisen, in denen ein Phasenwechselmaterial eingeschlossen ist. Beispielsweise können derartige Platten durch eine Metallhülle, insbesondere eine Aluminiumhülle, gebildet sein, die mit einem Phasenwechselmaterial gefüllt ist. Die Metallhülle, insbesondere die Aluminiumhülle kann dadurch gebildet werden, dass zwei umgeformte Metallplatten, insbesondere Aluminiumplatten, zusammengefügt, optional an zwei Punkten mittig verbunden, und am umgestellten Rand verbunden, insbesondere verklebt werden. Aluminium als eines von mehreren möglichen Materialien für die Metallhülle sorgt für einen hohen Wärmeübertrag und besitzt eine von sich aus geringe Korrosionsneigung. Solche Platten sind beispielsweise als sogenannte CSM-Platten (compact storage module) bei der Rubitherm Technologies GmbH, Berlin, erhältlich.
  • Nach einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass die mit Phasenwechselmaterial gefüllten Latentwärmespeicher-Platten Kühlrippen des Verdampfers bilden, insbesondere als Kühlrippen auf Rohrleitungen des Verdampfers in Serie hintereinander angeordnet sind. Auf diese Weise haben die Latentwärmespeicher-Platten neben der Pufferfunktion eine Zusatzfunktion als Kühlrippen für den Verdampfer des Zweiphasen-Kühlkreislaufs.
    • BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
  • Weitere vorteilhafte Aspekte der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines Ausführungsbeispiels der Erfindung unter Bezugnahme auf die Figuren; diese zeigen:
    • Fig. 1
    eine perspektivische Ansicht einer beispielhaften Ausführungsform des erfindungsgemässen passiven Kühlsystems zur Kühlung eines Raums in einer schematischen Darstellung;
    Fig. 2
    eine Seitenansicht des beispielhaften Kühlsystems gemäss Fig. 1;
    Fig. 3
    eine Draufsicht des beispielhaften Kühlsystems gemäss Fig. 1;
    Fig. 4
    Siedelinie des Wärmeträgerfluids Novec™ 5110; und
    Fig. 5
    eine schematische Schnittdarstellung eines Verdampferrohrabschnitts mit integriertem Latentwärmespeicher zur Verwendung im Kühlsystem gemäss Fig. 1.
    DETAILLIERTES AUSFÜHRUNGSBEISPIEL
  • Fig. 1, Fig. 2 und Fig. 3 zeigen ein mögliches Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen passiven Kühlsystems 1, das zur Kühlung eines Raums 100, insbesondere eines Raums mit elektrisch induzierter Wärmelast, etwa eines Leit- und E-Technikraums in einer Nuklearanlage, dient.
  • Kern des Kühlsystems 1 bildet ein geschlossener passiver Zweiphasen-Kühlkreislauf 2, in dem im Betrieb ein zweiphasiges Wärmeträgerfluid 3 zirkuliert. Der Zweiphasen-Kühlkreislauf 2 umfasst einerseits einen Verdampfer 10, der im vorliegenden Ausführungsbeispiel im Deckenbereich des zu kühlenden Raums 100 angeordnet ist, und andererseits einen Kondensator 20, der ausserhalb des zu kühlenden Raums 100 angeordnet ist. Definitionsgemäss ist der Verdampfer 10 dazu ausgebildet, flüssiges Wärmeträgerfluid 3a unter Aufnahme von Wärmeenergie aus dem Raum 100 in die gas-/dampfförmige Phase zu verdampfen, wohingegen der Kondensator 20 definitionsgemäss dazu ausgebildet ist, dampfförmiges Wärmeträgerfluid 3b unter Abgabe von Wärmeenergie an die Umgebung ausserhalb des Raums 100 zurück in die flüssige Phase zu kondensieren.
  • Der Kreislauf 2 zwischen Verdampfer 10 und Kondensator 20 wird über eine Vorlaufleitung 30 und eine Rücklaufleitung 40 geschlossen. Dabei verbindet die Vorlaufleitung 30 den Verdampfer 10 in stromabwärts Richtung fluidisch mit dem Kondensator 20, so dass verdampftes Wärmeträgerfluid 3b vom Verdampfer 10 zum Kondensator 20 strömen kann. Umgekehrt verbindet die Rücklaufleitung 40 den Kondensator 20 in stromabwärts Richtung fluidisch mit dem Verdampfer 10, so dass kondensiertes Wärmeträgerfluid 3a in flüssiger Form vom Kondensator 20 zum Verdampfer 10 zurückfliessen kann.
  • Wie eingangs erwähnt, ist der Zweiphasen-Kühlkreislauf 2 ein passiver Kühlkreislauf, in dem der Transport des Wärmeträgerfluids 3 ausschliesslich aufgrund des Temperaturunterschieds zwischen der Luft im Inneren des Raums 100 (Wärmequelle) und der Luft in der Umgebung ausserhalb des Raums 100 (Wärmesenke) erfolgt, d. h. ohne aktive Mittel zur Strömungsbeeinflussung, wie elektrische Pumpen oder dergleichen, oder nur mit minimal aktiven Mitteln. Insbesondere ist es mit diesem passiven Kühlsystem 1 möglich, die Luft im Inneren des Raums 100 zu kühlen, ohne dabei auf elektrische Energiezufuhr angewiesen zu sein. Durch den passiven Kühlkreislauf 2 wird somit unter entsprechenden Randbedingungen eine kontinuierliche Kühlung des Raums 100 gewährleistet.
  • Der Verdampfer 10 und der Kondensator 20 sind als Wärmetauscher ausgebildet, wobei der Verdampfer 10 mit der wärmeren Luft im Inneren des Raums 100 und der Kondensator 20 mit einer Wärmsenke, vorliegend der kühleren Luft in der Umgebung ausserhalb des Raums 100 im Wärmeaustausch steht. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel bestehen sowohl der Verdampfer 10 als auch der Kondensator 20 aus einer zwei-reihigen Anordnung von jeweils mehreren nebeneinander angeordneten Verdampfer- bzw. Kondensatorrohren 11, 21. Durch diese werden mehrere parallel nebeneinander verlaufende Verdampfungs- bzw. Kondensationskanäle 12, 22 gebildet, in denen die Verdampfungs- bzw. Kondensationsprozesse stattfinden können. Stromaufwärts sind die Verdampfer- bzw. Kondensatorrohre 11, 21 an einen jeweiligen Verteilerbalken 13, 23 angeschlossen, in den das jeweilige stromabwärts gelegene Ende der Vorlaufleitung 30 bzw. der Rücklaufleitung 40 mündet. Über den Verteilerbalken 13 des Verdampfers 10 wird flüssiges Wärmeträgerfluid 3a in die Verdampferrohre 11 bzw. die Verdampfungskanäle 12 des Verdampfers 10 verteilt. In gleicher Weise wird verdampftes Wärmeträgerfluid 3b über den Verteilerbalken 23 des Kondensators 20 in die Kondensatorrohre 21 bzw. die Kondensationskanäle 22 des Kondensators 20 verteilt. Ferner verfügt der Verdampfer 10 über eine stromabwärts gelegene Dampfsammelkammer 14, in die die Verdampferrohre 11 bzw. die Verdampfungskanäle 12 münden und die mit einem stromaufwärtigen Ende der Vorlaufleitung 30 fluidisch verbunden ist. In gleicher Weise umfasst auch der Kondensator 20 eine stromabwärts gelegene Kondensatsammelkammer 24, in die die Kondensatorrohre 21 bzw. die Kondensationskanäle 22 münden und die mit einem stromaufwärtigen Ende der Rücklaufleitung 40 fluidisch verbunden ist. Vorzugsweise sind die Verdampferrohre 11 und die Kondensatorrohre 21, wie in Fig. 5 beispielhaft dargestellt, als Rippenrohre, d. h. als Rohre mit umfangsseitig angeordneten Kühlrippen 17 ausgebildet, um die übertragene Wärmeleistung zu verbessern.
  • Sowohl die Verdampferrohre 11 bzw. die Verdampfungskanäle 12 als auch die Kondensatorrohre 21 bzw. die Kondensationskanäle 22 sind gegenüber der Horizontalen schräg aufsteigend bzw. schräg geneigt angeordnet. Dadurch wird einerseits gewährleistet, dass verdampftes Wärmeträgerfluid 3b ungehindert im Verdampfer 10 aufsteigen bzw. kondensiertes Wärmeträgerfluid im Kondensator 20 rein gravitativ nach unten abfliessen kann. Andererseits wird durch die schräg ansteigende bzw. schräg geneigte, insbesondere nicht vertikale Anordnung ein guter Wirkungsquerschnitt zwischen Verdampfer 10 bzw. Kondensator 20 und der jeweils mit diesen in Wechselwirkung tretenden Raum- bzw. Umgebungsluft erreicht. Während im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Kondensatorrohre 21 bzw. die Kondensationskanäle 22 gegenüber der Vertikalen um einen Winkel β von etwa 22.5° geneigt sind, verlaufen die Verdampferrohre 11 bzw. die Verdampfungskanäle 12 mit einem Winkel α von etwa 17.5 gegenüber der Horizontalen schräg aufsteigend (siehe Fig. 2). Der flache Winkel α gegenüber der Horizontalen bei den Verdampferrohren 11 erlaubt eine flache Anordnung des Verdampfers 10 unter der Decke des Raums 100. Demgegenüber ermöglicht die steil abfallende Anordnung der Kondensatorrohre 21 eine platzsparende Anordnung des Kondensators 20 in einem Konvektionsschacht 60 ausserhalb des Raums 100, wie in den Fig. 1-3 gezeigt.
  • Der kaminartige Konvektionsschacht 60 dient zum einen dazu, dass Abführen der mit dem Kondensator 20 wechselwirkenden Umgebungsluft und der darin aufgenommenen Wärme aufgrund natürlicher Konvektion - ähnlich wie in einem Kamin - in vertikaler Richtung nach oben zu steigern. Zum anderen kann durch den Konvektionsschacht 60 eine Beschattung des Kondensators 20 und der ihn umgebenden Umgebungsluft erreicht werden, wodurch die Wärmesenke (Umgebungsluft im Konvektionsschacht 60) auch bei starker Sonneneinstrahlung auf einem niedrigen Temperaturniveau gehalten werden kann.
  • Um den Strömungswiderstand für verdampftes Wärmeträgerfluid 3b möglichst gering zu halten, beträgt der Leitungsdurchmesser der Vorlaufleitung 30 im vorliegenden Ausführungsbeispiel 100 mm. Durch eine entsprechend grosse Dimensionierung der Vorlaufleitung 30 kann ein hoher Massenstrom erreicht werden, wodurch die abgeführte Wärmemenge gesteigert wird. Demgegenüber kann der Durchmesser der Rücklaufleitung 40 für die Rückführung des kondensierten Wärmeträgerfluids 3a aufgrund der geringen Dichte des Wärmeträgerfluids 3a im flüssigen Zustand kleiner sein. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel beträgt der Durchmesser der Rücklaufleitung 40 lediglich 50 mm. Durch den kleineren Durchmesser der Rücklaufleitung 40 kann zudem die Gesamtmenge an Wärmeträgerfluid zur Befüllung des Systems geringer gehalten werden.
  • Je nach Anwendung können verschiedene zweiphasige Wärmeträgerfluide zum Einsatz kommen. Jedoch ist nicht für jeden Anwendungszweck, insbesondere Temperaturbereich ein Wärmeträgerfluid mit geeigneter Siedetemperatur verfügbar. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel soll die Kühlung des Raums 100 bereits bei etwa 20 °C einsetzen, wobei vorzugsweise als Wärmeträgerfluid ein von 3M™ unter dem Handelsnamen Novec™ 5110 vertriebenes Wärmeträgerfluid zum Einsatz kommt, da es eine sehr gute Umweltverträglichkeit und eine hohe Kompatibilität zu anderen Werkstoffen aufweist. Wie aus der in Fig. 4 gezeigten Siedelinie ersichtlich ist, siedet Novec™ 5110 unter Normalbedingungen, d. h. bei etwa 1 bar Atmosphärendruck, jedoch erst bei einer Siedetemperatur von 26.9 °C, d. h. erst oberhalb der gewünschten Temperatur, bei der die Kühlung des Raums 100 bereits einsetzen soll.
  • Um die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids 3 im Kühlsystem 1 einstellen zu können, ist es gemäss der vorliegenden Erfindung vorgesehen, dass der Kühlkreislauf 2 einen Druckanpassungsbehälter 50 zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid 3a aufweist, der über eine Steigleitung bzw. siphonartigen Leitung 42 in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung 40 steht. In erfindungsgemässer Weise ist der Druckanpassungsbehälter 50 derart ausgebildet, dass im Betrieb das Wärmeträgerfluid 3a im Druckanpassungsbehälter 50 unter einem variabel einstellbarem Fluiddruck gespeichert ist.
  • Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der Druckanpassungsbehälter 50 als Membranspeicherbehälter ausgebildet, der eine flexible Druckmembran 53 aus einem elastischen Material aufweist. Die Druckmembran 53 unterteilt den Innenraum des Druckanpassungsbehälters 50 in eine erste Kammer 51 und eine zweite Kammer 52 sodass die erste Kammer 51 und die zweite Kammer 52 fluiddicht voneinander getrennt sind. Während die erste Kammer 51 zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid 3a ausgebildet ist und in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung 40 steht, ist in der zweiten Kammer 52 ein Arbeitsfluid 7, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar bzw. gespeichert. Hierzu kann der Druckanpassungsbehälter 50 ein Füllventil 54 zur Befüllung bzw. Entleerung der zweiten Kammer 52 mit Arbeitsfluid 7 aufweisen, sodass über eine Variation der Füllmenge der zweiten Kammer 52 mit dem Arbeitsfluid 7 der Druck des Arbeitsfluids 7 in der zweiten Kammer 52 variabel einstellbar ist. Der Druck des Arbeitsfluids 7 in der zweiten Kammer 52 überträgt sich wiederum über die Druckmembran 53 auf den Fluiddruck des Wärmeträgerfluids 3 im Kühlkreislauf 2, so dass im Ergebnis über den variabel einstellbaren Druck des Arbeitsfluids 7 in der zweiten Kammer 52 der Fluiddruck des Wärmeträgerfluids 3 im Kühlsystem 2 und damit die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids 3 variabel einstellbar sind. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel wird Stickstoff als Arbeitsfluid 7 zur Einstellung des Drucks in der zweiten Kammer 52 verwendet. Stickstoff bietet gegenüber Luft den Vorteil, dass es nicht korrosionsfördernd wirkt und nicht zur Alterung und Versprödung der Druckmembran 53 beiträgt.
  • Wie anhand der Siedelinie in Fig. 4 ersichtlich ist, reicht es für das vorliegend zum Einsatz kommende Wärmeträgerfluid Novec™ 5110, wenn der Fluidruck im Kühlkreislauf 2 um etwa 200 mbar unter den Atmosphärendruck von 1000 mbar, d. h. auf etwa 800 mbar reduziert wird, um die Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids 3 von 26.9 °C auf den gewünschten Wert von 20 °C abzusenken.
  • Wie insbesondere aus Fig. 1 und Fig. 2 ersichtlich, ist der Kondensator 20 auf einem höheren Niveau als der Verdampfer 10 angeordnet. Insbesondere ist der Einlass des Kondensators 20 vertikal höher als der Auslass des Verdampfers 10 angeordnet, damit aufsteigendes verdampftes Wärmeträgerfluid 3b selbstständig in den Kondensator 20 gelangen kann. Umgekehrt liegt der Auslass des Kondensators 20 über dem Einlass des Verdampfers 10, damit flüssiges Wärmeträgerfluid 3a ausschliesslich schwerkraftgetrieben über die Rücklaufleitung 40 in den Verdampfer 10 fliessen kann.
  • Somit ist gewährleistet, dass der Transport des Wärmeträgerfluids innerhalb des Kreislaufs 2 rein passiv ohne aktive Mittel zur Strömungsbeeinflussung erfolgen kann.
  • Der Druckanpassungsbehälter 50 ist ebenfalls auf einem Niveau unterhalb des Kondensators 20 angeordnet, wobei die Druckmembran 53 vorzugsweise in etwa auf dem angestrebten Füllstandsniveau des Wärmeträgerfluids 3a im Verdampfer 10 angeordnet ist. Wie weiter oben bereits erläutert, ist der Verdampfer 10 nicht vollständig mit flüssigem Wärmeträgerfluid 3a gefüllt. Vorzugsweise ist der Zweiphasen-Kühlkreislauf 2 nur soweit mit Wärmeträgerfluid 3a befüllt, dass im Betrieb eine maximale Füllstandshöhe des flüssigen Wärmeträgerfluids 3a in den Verdampferrohren 11 bzw. Verdampfungskanälen 12 in einem Bereich zwischen 50 % und 99 %, insbesondere zwischen 60 % und 90 % der vertikalen Erstreckung VH der Verdampferrohre 11 bzw. die Verdampfungskanäle 12 liegt, d. h. in einem Bereich zwischen 50 % und 99 %, insbesondere zwischen 60 % und 90 % jener Abmessung VH, die der Länge VL der Verdampferrohre 11 bzw. der Verdampfungskanäle 12 mal dem Sinus-Funktionswert des eingeschlossenen Winkels α zwischen den Verdampferrohren 11 bzw. den Verdampfungskanälen 12 und der Horizontalen entspricht. Hierdurch werden in vorteilhafter Weise allfällige Eruptionsprozesse im Verdampfer 10 und somit allfällige Druckstösse im Kühlkreislauf 2 vermieden.
  • Wie weiter oben bereits erläutert, weist das Kühlsystem 2 bevorzugt zusätzlich einen Latentwärmespeicher 80 mit einem Phasenwechselmaterial 81 auf, um eine Pufferfunktion beim Auftreten von thermischen Über- bzw. Spitzenlasten bereitzustellen. Phasenwechselmaterialien 81 nutzen den Schmelzvorgang von fest zu flüssig, um bei nahezu konstanter Temperatur grosse Wärmemengen zu speichern und bei Bedarf, etwa über Nacht, wieder durch den umgekehrten Prozess von flüssig zu fest abzugeben. Auf diese Weise können insbesondere zeitliche Schwankungen der Raumlufttemperatur um eine mittlere Temperatur verringert werden.
  • Bevorzugt ist es vorgesehen, dass der Latentwärmespeicher 80 Teil des Verdampfers 10 ist. Insbesondere kann der Latentwärmespeicher 80 Kühlrippen 17 des Verdampfers 10 bilden; bzw. in Kühlrippen 17 des Verdampfers 10 kann ein Phasenwechselmaterial 81 integriert sein. Insbesondere kann der Latentwärmespeicher 80 - wie in Fig. 5 - gezeigt mehrere Latentwärmespeicher-Platten 82 aufweisen, in denen ein Phasenwechselmaterial 81 eingeschlossen ist und die auf den Verdampferrohren 11 des Verdampfers 10 in Serie hintereinander aufgefädelt angeordnet sind und dadurch gleichzeitig die Kühlrippen 17 der Verdampferrohren 11 bilden. Auf diese Weise haben die Latentwärmespeicher-Platten 82 neben der Pufferfunktion eine Zusatzfunktion als Kühlrippen 17 für den Verdampfer 10 des Zweiphasen-Kühlkreislaufs 2.

Claims (15)

  1. Passives Kühlsystem (1) zum Kühlen eines Raums (100), das einen geschlossenen passiven Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) für ein darin im Betrieb zirkulierendes zweiphasiges Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) umfasst, wobei der Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) folgendes aufweist:
    - wenigstens einen Verdampfer (10) zur Anordnung in dem zu kühlenden Raum (100), der dazu ausgebildet ist, flüssiges Wärmeträgerfluid (3a) unter Aufnahme von Wärmeenergie aus dem Raum (100) zu verdampfen,
    - wenigstens einen Kondensator (20) zur Anordnung ausserhalb des zu kühlenden Raums (100), der dazu ausgebildet ist, dampfförmiges Wärmeträgerfluid (3b) unter Abgabe von Wärmeenergie an eine Wärmesenke ausserhalb des Raums (100) zu kondensieren,
    - wenigstens eine den wenigstens einen Verdampfer (10) mit dem wenigstens einen Kondensator (20) fluidisch verbindende Vorlaufleitung (30) zum Transport von verdampftem Wärmeträgerfluid (3b) von dem wenigstens einen Verdampfer (10) zu dem wenigstens einen Kondensator (20);
    - wenigstens eine den wenigstens einen Kondensator (20) mit dem wenigstens einen Verdampfer (10) fluidisch verbindende Rücklaufleitung (40) zum Transport von kondensiertem Wärmeträgerfluid (3a) von dem wenigstens einen Kondensator (20) zu dem wenigstens einen Verdampfer (10);
    - wenigstens einen Druckanpassungsbehälter (50) in Fluidverbindung mit der wenigstens einen Rücklaufleitung (40) zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid (3a), wobei der wenigstens eine Druckanpassungsbehälter (50) zur Einstellung der Siedetemperatur des Wärmeträgerfluids (3) im Kühlsystem (1) derart ausgebildet ist, dass im Betrieb das Wärmeträgerfluid (3a) in dem wenigstens einen Druckanpassungsbehälter (50) unter einem variabel einstellbarem Fluiddruck speicherbar ist.
  2. Kühlsystem (1) nach Anspruch 1, wobei der Druckanpassungsbehälter (50) als Membranspeicherbehälter ausgebildet ist, der eine flexible Druckmembran (53) aufweist, die einen Innenraum des Druckanpassungsbehälters (50) in eine erste Kammer (51) zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid (3a), die in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung (40) steht, und eine zweite Kammer (52), in der ein Arbeitsfluid (7), insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist, unterteilt.
  3. Kühlsystem (1) nach Anspruch 1, wobei der Druckanpassungsbehälter (50) als Blasenspeicherbehälter ausgebildet ist, der ein Behältergehäuse und eine im Behältergehäuse aufgenommene Speicherblase aufweist, wobei
    - in einem Innenraum der Speicherblase ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist, und in einem Zwischenraum zwischen einer Aussenseite der Speicherblase und einer Innenseite des Behältergehäuses flüssiges Wärmeträgerfluid (3a) speicherbar ist, wobei der Zwischenraum in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung (40) steht; oder
    - in einem Innenraum der Speicherblase flüssiges Wärmeträgerfluid (3a) speicherbar ist, wobei der Innenraum der Speicherblase in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung (40) steht, und in einem Zwischenraum zwischen einer Aussenseite der Speicherblase und einer Innenseite des Behältergehäuses ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist.
  4. Kühlsystem (1) nach Anspruch 1, wobei der Druckanpassungsbehälter (50) als Kolbenspeicherbehälter ausgebildet ist, der ein Zylinder-Behältergehäuse und einen gegenüber einer Innenwand des Zylinder-Behältergehäuses dichtend gelagerten Kolben aufweist, wobei der Kolben in dem Zylinder-Behältergehäuse entlang einer Zylinderlängsachse des Zylinder-Behältergehäuses verschiebbar gelagert ist und einen Innenraum des Zylinder-Behältergehäuses in eine erste Kammer zur Speicherung von flüssigem Wärmeträgerfluid (3a), die in Fluidverbindung mit der Rücklaufleitung (40) steht, und eine zweite Kammer, in der ein Arbeitsfluid, insbesondere ein Gas, mit variabel einstellbarem Druck speicherbar oder gespeichert ist, unterteilt.
  5. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) mit einem zweiphasigen Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) befüllt ist.
  6. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das zweiphasige Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) bei einem Druck von 1013 mbar eine Siedetemperatur in einem Bereich zwischen 22 °C und 35 °C, insbesondere zwischen 24 °C und 30 °C oder zwischen 25 °C und 27 °C besitzt, und/oder wobei das zweiphasige Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) bei einem Druck von 800 mbar eine Siedetemperatur in einem Bereich zwischen 18 °C und 24 °C besitzt; oder wobei das zweiphasige Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) bei einem Druck von 1013 mbar eine Siedetemperatur in einem Bereich zwischen -18 °C und 15 °C, insbesondere zwischen 0 °C und 10 °C, besitzt.
  7. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Druckanpassungsbehälter (50) derart ausgebildet ist, dass der Fluiddruck in einem Bereich zwischen 1 mbar und 6000 mbar, insbesondere zwischen 30 mbar und 4000 mbar, bevorzugt zwischen 100 mbar und 1500 mbar, besonders bevorzugt zwischen 500 mbar und Atmosphärendruck oder zwischen 700 mbar und Atmosphärendruck, variabel einstellbar ist.
  8. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Verdampfer (10) einen oder mehrere, gegenüber der Horizontalen schräg aufsteigend verlaufende Verdampfungskanäle (12) aufweist, in denen im Betrieb flüssiges Wärmeträgerfluid (3a) unter Aufnahme von Wärmeenergie aus dem Raum (100) verdampfen kann.
  9. Kühlsystem (1) nach einem der Ansprüche 8, wobei der Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) mit einem zweiphasigen Wärmeträgerfluid (3, 3a, 3b) befüllt ist, so dass im Betrieb eine maximale Füllstandshöhe (FL) des flüssigen Wärmeträgerfluids (3a) in dem einen oder den mehreren Verdampfungskanälen (12) in einem Bereich zwischen 50% und 99%, insbesondere zwischen 60% und 90% einer vertikalen Erstreckung (VH) des einen oder der mehreren Verdampfungskanäle (12) liegt.
  10. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Kondensator (20) einen oder mehrere, gegenüber der Horizontalen schräg geneigt verlaufende Kondensationskanäle (22) aufweist, in denen im Betrieb dampfförmiges Wärmeträgerfluid (3b) unter Abgabe von Wärmeenergie an die Wärmesenke ausserhalb des Raums (100) kondensieren kann.
  11. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, ferner aufweisend einen Konvektionsschacht (60) zur Anordnung ausserhalb des zu kühlenden Raums (100), in dem der Kondensator (20) angeordnet ist.
  12. Kühlsystem (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, ferner aufweisend einen Latentwärmespeicher (80) mit einem Phasenwechselmaterial (81), wobei das Phasenwechselmaterial (81) vorzugsweise einen Schmelzpunkt aufweist, der über dem Siedepunkt des Wärmeträgerfluids (3, 3a, 3b) im Zweiphasen-Kühlkreislauf (2) liegt.
  13. Kühlsystem (1) nach Anspruch 12, wobei das Phasenwechselmaterial (81) eine Schmelztemperatur in einem Bereich zwischen 30 °C und 35 °C oder in einem Bereich zwischen 24 °C und 30 °C oder zwischen 25 °C und 27 °C aufweist.
  14. Kühlsystem (1) nach Anspruch 12 oder 13, wobei der Latentwärmespeicher (80) Teil des Verdampfers (10) ist, insbesondere Kühlrippen (17) des Verdampfers (10) bildet.
  15. Kühlsystem (1) nach einem der Ansprüche 12 bis 14, wobei der Latentwärmespeicher (80) eine oder mehrere Latentwärmespeicher-Platten (82) aufweist, in denen das Phasenwechselmaterial (81) eingeschlossen ist, wobei vorzugsweise die mit dem Phasenwechselmaterial (81) gefüllten Latentwärmespeicher-Platten (80) Kühlrippen (17) des Verdampfers (10) bilden, insbesondere als Kühlrippen (17) auf einem oder mehreren Verdampferrohren (11) des Verdampfers (10) in Serie hintereinander angeordnet sind.
EP22182195.2A 2022-06-30 2022-06-30 Passives zweiphasen-raumkühlungssystem Pending EP4300008A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP22182195.2A EP4300008A1 (de) 2022-06-30 2022-06-30 Passives zweiphasen-raumkühlungssystem

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP22182195.2A EP4300008A1 (de) 2022-06-30 2022-06-30 Passives zweiphasen-raumkühlungssystem

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP4300008A1 true EP4300008A1 (de) 2024-01-03

Family

ID=83193246

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP22182195.2A Pending EP4300008A1 (de) 2022-06-30 2022-06-30 Passives zweiphasen-raumkühlungssystem

Country Status (1)

Country Link
EP (1) EP4300008A1 (de)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4341202A (en) * 1978-01-19 1982-07-27 Aptec Corporation Phase-change heat transfer system
US6131647A (en) * 1997-09-04 2000-10-17 Denso Corporation Cooling system for cooling hot object in container
US6651434B2 (en) * 2000-08-30 2003-11-25 Gines Sanchez Gomez System of solar and gravitational energy
DE102014205086B3 (de) 2014-03-19 2015-07-23 Areva Gmbh Passiver Zweiphasen-Kühlkreislauf
EP2076717B1 (de) * 2006-10-12 2016-08-24 Flow Products Limited Vorrichtung und verfahren zur übertragung von wärme im geschlossenen kreislauf

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4341202A (en) * 1978-01-19 1982-07-27 Aptec Corporation Phase-change heat transfer system
US6131647A (en) * 1997-09-04 2000-10-17 Denso Corporation Cooling system for cooling hot object in container
US6651434B2 (en) * 2000-08-30 2003-11-25 Gines Sanchez Gomez System of solar and gravitational energy
EP2076717B1 (de) * 2006-10-12 2016-08-24 Flow Products Limited Vorrichtung und verfahren zur übertragung von wärme im geschlossenen kreislauf
DE102014205086B3 (de) 2014-03-19 2015-07-23 Areva Gmbh Passiver Zweiphasen-Kühlkreislauf

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
"PCM-DEMO II PCM IN DEMONSTRATIONSANWENDUNGEN SCHLUSSBERICHT ANSPRECHPARTNER", 1 November 2019, article WEINLÄDER DR HELMUT: "PCM-DEMO II PCM IN DEMONSTRATIONSANWENDUNGEN SCHLUSSBERICHT ANSPRECHPARTNER", XP055982020 *

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE4116044C2 (de) Wärmeübertragungsanordnung
DE102006058629B3 (de) Kühlanordnung für einen Kondensator
EP1892810B1 (de) Kühleinrichtung für ein elektrisches Betriebsmittel
DE102006040855B3 (de) Thermoelektrische Einrichtung mit einem thermoelektrischen Generator und Mitteln zur Temperaturbegrenzung an dem Generator
EP2423925A2 (de) Brennelementelagerbecken mit Kühlsystem
DE4121534A1 (de) Kuehlvorrichtung
AT519035B1 (de) Solaranlage
EP3080540A1 (de) Verfahren und vorrichtung zum beladen eines thermischen schichtspeichers
EP3120090B1 (de) Passiver zweiphasen-kühlkreislauf
EP4300008A1 (de) Passives zweiphasen-raumkühlungssystem
DE102014000672B4 (de) Solaranlage
DE102015117851B4 (de) Fluidsystem und Verfahren zur Steuerung eines Fluidsystems
EP3379191B1 (de) Wärmespeichervorrichtung und verfahren zum betreiben einer wärmespeichervorrichtung
DE102014000671B4 (de) Solaranlage und Verfahren zum Betreiben einer solchen
DE102016221080A1 (de) Transformator mit beheiztem Radiatorenglied
DE102010052103B4 (de) Anlage zur Nutzung von Solarenergie
EP2733265B1 (de) Kühlanlage für eine Umspannplattform
AT504399A1 (de) Absorptionskältemaschine
DE102017215897A1 (de) Wärmetauscher, Speicher und Verfahren zu dessen Betrieb
EP3385638B1 (de) Solarkollektor-sammelrohr, verwendung von solarkollektor-sammelrohren und solarkollektor-baugruppe
EP2436992B1 (de) Speichereinrichtung für ein Heizsystem
DE102016210218A1 (de) Vertikaler Wärmetauscher
EP2003404A1 (de) Wasserspeichervorrichtung zur Erwärmung durch Sonnenenergie
EP2792965B1 (de) Wärmespeicher
WO2016066154A1 (de) Wärmepumpe

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN PUBLISHED

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR