EP4413316A1 - Wärmetauscher und wärmepumpe mit zumindest einem solchen wärmetauscher - Google Patents

Wärmetauscher und wärmepumpe mit zumindest einem solchen wärmetauscher

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EP4413316A1
EP4413316A1 EP22823366.4A EP22823366A EP4413316A1 EP 4413316 A1 EP4413316 A1 EP 4413316A1 EP 22823366 A EP22823366 A EP 22823366A EP 4413316 A1 EP4413316 A1 EP 4413316A1
Authority
EP
European Patent Office
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heat exchanger
channel
flow channel
sub
fluid
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP22823366.4A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Philipp CAVADINI
Marten LORENZ
Dimitrios Thomaidis
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.)
Siemens Energy Global GmbH and Co KG
Original Assignee
Siemens Energy Global GmbH and Co KG
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Filing date
Publication date
Application filed by Siemens Energy Global GmbH and Co KG filed Critical Siemens Energy Global GmbH and Co KG
Priority to EP24184839.9A priority Critical patent/EP4455593B1/de
Priority to EP24184840.7A priority patent/EP4455594A3/de
Publication of EP4413316A1 publication Critical patent/EP4413316A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F28F13/06—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media
    • F28F13/12—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media by creating turbulence, e.g. by stirring, by increasing the force of circulation
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    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles

Definitions

  • the invention relates to a heat exchanger, the heat exchanger having at least one elongated flow channel through which a fluid is passed during operation in a main flow direction corresponding to the longitudinal extension of the flow channel. Furthermore, the invention relates to a heat pump with at least one such heat exchanger.
  • Such heat exchangers are used, for example, in heat pump systems and are known in the prior art in a wide variety of configurations.
  • Different types of heat exchangers are used, such as so-called tube, tube bundle, finned tube and plate heat exchangers.
  • a disadvantage of these heat exchangers is that they take up a large amount of space.
  • the COP value describes the efficiency of the heat pump system. It indicates the relationship between the heat output and the work energy required for this, which is supplied to the heat pump system in the form of electricity.
  • the present invention creates a heat exchanger of the type mentioned at the outset, which is characterized in that the at least one flow channel has internals and/or design features that give the fluid flowing in the main flow direction a twist in a Give circumferential direction of the flow channel.
  • Investigations have shown that the turbulence of the fluid caused by such a purposefully induced swirl results in an improvement in the intensity of the heat transfer, particularly in the liquid, non-boiling and in the gaseous state of the fluid.
  • pressure losses can be minimized, particularly when the fluid is boiling.
  • the efficiency of the heat exchanger according to the invention can be optimized compared to conventional heat exchangers, in which the fluid flows through the flow channel only in the main flow direction, with the same installation space.
  • the installation space can be reduced with the same or improved efficiency.
  • the at least one flow channel is designed as a pipeline with, in particular, a circular cross section, with fixed, rigid swirl bodies being used as installations in the flow channel, each of which has a central axis extending in the main direction of flow and extending out from this central axis radially outwardly extending guide vanes, which impart the desired swirl to the fluid flowing against the respective swirl body. It has been shown that the intensity of the heat transfer in a pipeline with such swirl bodies can be approximately doubled compared to a flow channel without swirl bodies.
  • the at least one elongate flow channel is designed as a pipeline and is divided at least in certain areas into at least two sub-channels which extend parallel to one another in the main direction of flow and between which a partition extends, with the first sub-channel downstream and the second sub-channel upstream having a baffle plate extending transversely to the main direction of flow is provided, and the partition wall is provided with fluid passage openings through which the fluid introduced into the first sub-channel tete fluid is passed into the second sub-channel.
  • This forced deflection of the fluid from the first partial channel into the second partial channel causes the fluid to be subjected to a targeted twist in the circumferential direction of the flow channel.
  • the intensity of the heat transfer of the heat pump system can be increased by up to five times compared to conventional heat exchangers, in which the fluid is conducted through a simple pipeline with a circular cross-section, which in particular enables a significant reduction in the installation space.
  • the at least one elongate flow channel is preferably divided at least in regions into three sub-channels extending parallel to one another in the main direction of flow, between which a partition extends, with the first central sub-channel downstream and the second sub-channel and the third sub-channel each upstream with a transverse baffle plate extending to the main direction of flow is provided, and the partition walls are provided with fluid passage openings through which the fluid introduced into the first sub-channel is directed into the second sub-channel and into the third sub-channel while being subjected to the same with a twist.
  • the first sub-channel preferably has a rectangular or preferably square cross-section, and the second and third sub-channels each have a semicircular cross-section. This structure has proven to be particularly simple, inexpensive and efficient.
  • the baffle plate of the first sub-channel is advantageous with at least one through hole or preferably with at least one NEM passage slot is provided. Thanks to such through-holes and/or through-slots, friction losses in particular can be minimized.
  • the fluid passage openings are preferably arranged at a distance from one another in the main flow direction, with the distance between adjacent fluid passage openings preferably gradually increasing downstream. Flow losses can also be reduced in this way.
  • a large number of flow channels is provided, with each flow channel being formed by a plurality of straight flow channel sections extending in the main flow direction and connected to one another via fluid passage openings, which overlap one another in the main flow direction and are offset in directions transverse to the main flow direction are arranged to one another, with each flow channel through which a hot fluid is conducted preferably contacting an adjacent flow channel over its entire length through which a cold fluid is conducted.
  • This arrangement of the individual flow channel sections, which overlap one another in the main flow direction and are offset in directions transverse to the main flow direction means that the fluid conducted through the flow channel is subjected to a twist in the circumferential direction of the flow channel during the transition from one flow channel section to the next flow channel section .
  • the flow channel sections are preferably formed by cuboid hollow rods with, in particular, square end faces which are each provided with a fluid passage opening are provided.
  • the hollow rods can, for example, be connected to one another with a material fit.
  • the hollow rods can also be additively manufactured together, so that individual hollow rods are only virtual and not actually present.
  • the fluid passage openings are advantageously designed in the form of slits, with the slit width preferably corresponding to 0.1 to 0.3 times the length of an end face of the hollow rod, in particular 0.25 times. In this way, friction losses can be minimized.
  • the heat exchanger is provided in the form of a ribbed plate heat exchanger which has a large number of flow channels which are each delimited by two parallel plates and inclined ribs and have a trapezoidal cross section, with at least one end wall of each flow channel being provided with fluid passage openings is, through which the fluid introduced into a flow channel is conducted into an adjacent flow channel while the same is subjected to a twist in the circumferential direction of the flow channel.
  • the fluid passage openings (15) are preferably each provided with a cover (27) that is open on the inflow side on the side from which the fluid is introduced into a flow channel (8).
  • the covers can be made, for example, by slitting and shaping the sheet metal forming the rib, which results in a very simple structure.
  • the present invention creates a heat pump with at least one heat exchanger according to the invention.
  • FIG. 1 shows a schematic view of a heat pump
  • FIG. 2 shows a perspective view of a flow channel designed according to a first approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 3 shows an enlarged side view of a swirl body shown only schematically in FIG. 2;
  • FIG. 4 shows a graph showing the improvement in the intensity of the heat transfer of variants of the flow channel shown in FIG. 2 compared to a reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 5 shows a graph showing the increase in the hydraulic friction loss of these variants compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number
  • FIG. 6 shows a diagram showing the improvement in the intensity of the heat transfer of these variants compared to the reference flow channel at a Reynolds number of 10. 000 shows ;
  • FIG. 7 shows a perspective view of a first variant of a flow channel designed according to a second approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 8 shows a perspective view of a second variant of a flow channel designed according to a second approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 9 shows a perspective view of a third variant of a flow channel designed according to a second approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 10 shows a perspective view of the first variant shown in FIG. 7, which shows an example of the deflection of a fluid conducted through the flow channel;
  • FIG. 11 shows a graph showing the improvement in the intensity of the heat transfer of the variants shown in FIGS. 7 to 9 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 12 shows a graph showing the increase in the hydraulic friction loss of the variants shown in FIGS. 7 to 9 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number
  • FIG. 13 shows a diagram that shows the improvement in the intensity of the heat transfer of the variants shown in FIGS. 7 to 9 compared to the reference flow channel with a Reynolds number of 10. 000 shows ;
  • FIG. 14 shows a perspective view of a heat exchanger, which can be one of the heat pump shown in FIG. 1, in which the flow channels are designed according to a third approach according to the invention
  • FIG. 15 shows a cross-sectional view along the line XV in FIG. 14;
  • FIG. 16 is another perspective view, shown partially in phantom, of the heat exchanger shown in FIG. 14;
  • FIG. 17 shows a schematic view of two flow channels of the heat exchanger shown in FIG. 14;
  • FIG. 18 shows a graph showing the improvement in the intensity of the heat transfer of three variants of the flow channels shown in FIG. 17 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 19 shows a graph showing the increase in the hydraulic friction loss of three variants of the flow channels shown in FIG. 17 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 20 shows a diagram that shows the improvement in the intensity of the heat transfer of three variants of the flow channels shown in FIG. 17 compared to the reference flow channel with a Reynolds number of 10. 000 shows ;
  • FIG. 21 shows a perspective view of a first variant of a flow channel designed according to a fourth approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 23 shows a perspective view of a second variant of a flow channel designed according to a fourth approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 24 is a front view of the flow channel shown in FIG. 23, showing the deflection of a fluid conducted through the flow channel;
  • FIG. 25 shows a perspective view of a third variant of a flow channel designed according to a fourth approach according to the invention, which can be one of a heat exchanger of the heat pump shown in FIG. 1;
  • FIG. 27 shows a graph showing the improvement in the intensity of the heat transfer of the variants shown in FIGS. 21, 23 and 25 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 28 shows a graph showing the increase in the hydraulic friction loss of the variants illustrated in FIGS. 21, 23 and 25 compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 29 shows a diagram that shows the improvement in the intensity of the heat transfer of the variants shown in FIGS. 21, 23 and 25 compared to the reference flow channel with a Reynolds number of 10. 000 shows ;
  • FIG. 30 shows a graph showing the improvement in the intensity of the heat transfer of the flow channels designed according to the four approaches according to the invention compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 31 shows a graph showing the increase in the hydraulic friction loss of the flow channels designed according to the four approaches according to the invention compared to the reference flow channel as a function of the Reynolds number;
  • FIG. 32 is a graph showing the improvement in the intensity of heat transfer of the four according to the present invention Approaches designed flow channels versus the reference flow channel at a Reynolds number of 10. 000 shows ;
  • FIG. 33 is a perspective view showing an example of a conventional heat exchanger and a heat exchanger modified according to the invention.
  • FIG. 1 shows schematically a heat pump 1, which has a first heat exchanger 2, a compressor 3, a second heat exchanger 4 and a throttle 5, which are sequentially integrated into a fluid circuit 6 through which a fluid in the form of a refrigerant is passed.
  • energy is extracted from the heat source provided by nature (e.g. air, water or earth), which is transferred to the liquid refrigerant and this evaporates.
  • the refrigerant is then fed to the compressor 3 , which then forwards the compressed refrigerant to the second heat exchanger 4 .
  • the refrigerant is condensed in the second heat exchanger 4, the energy withdrawn from the refrigerant in the process being transferred to a fluid to be heated, for example heating water, which is correspondingly heated. Finally, the refrigerant is fed to the throttle 5 and expanded, whereupon it is routed again to the first heat exchanger 2 .
  • the fluids are each conducted in a straight line in a main flow direction 7 through at least one elongated flow channel 8, regardless of whether they are designed as tube, tube bundle, finned tube or plate heat exchangers, with the main flow direction 7 being the longitudinal extent of the flow channel 8 is equivalent to .
  • the invention is based on the basic idea of providing the at least one flow channel 8 with built-in components and/or design features that give the fluid flowing in the main flow direction 7 a twist in a lend f angsraum of the flow channel 8 .
  • the aim is to increase the intensity of the heat transfer in this way and/or to reduce the space required for the heat exchanger 2 , 4 .
  • FIGS. 2 and 3 show a first approach according to the invention, in which two swirl bodies 9 are inserted as internals in a flow channel 8 .
  • the flow channel 8 is a pipeline that has a smooth inner surface and a circular cross-section with the diameter D.
  • the swirl bodies 9 fixed in place and rigidly inserted in the flow channel 8 each comprise a central central axis 10 extending in the main flow direction 7 and a guide vane 11 extending radially outwards from this central axis 10 Impart twist in the circumferential direction.
  • the guide vanes 11 are arcuate in the present case, the angle a, which the main flow direction 7 encloses with a tangent 12 applied to the outflow-side edge of a guide vane 12, preferably being 60°.
  • This angle a as well as the number of guide loops a 11 , which is eight in the present case, can in principle be varied.
  • a reference measurement was carried out under analogous conditions using the same flow channel 8 without the swirl bodies 9 positioned therein. This reference measurement is marked with the index 0 .
  • FIGS. 4 to 6 show excerpts of the results obtained as part of the investigations.
  • Figures 7 to 9 show variants of a flow channel 8 designed according to a second approach according to the invention, which is divided at least in regions into several, in this case into three sub-channels 8a, 8b and 8c extending parallel to one another in the main flow direction 7, between which there is a partition 13 extends .
  • a first middle partial channel 8a of the illustrated flow channel 8 has a square cross section.
  • the other two partial passages 8b and 8c flanking the central partial passage 8a each have a semicircular cross-section.
  • the geometries of the variants of the flow channels 8 shown in FIGS. 7 to 9 are basically identical.
  • the first central sub-channel 8a is downstream and the second sub-channel 8b and the third sub-channel 8c are each upstream is provided with a completely closed baffle plate 14 extending transversely to the main flow direction 7.
  • the partition walls 13 are formed with fluid passage openings 15, through which the fluid introduced into the first sub-channel 8a flows into the second sub-channel 8b and into the second sub-channel 8b and into the distance between the individual fluid passage openings 15 in the direction of the main flow direction 7 increases downstream in the illustrated embodiment.
  • This geometry is identified below with the index 1.
  • the first middle The baffle plate 14 closing the partial channel 8a is provided here with a central circular through-hole 16 .
  • the baffle plate 14 closing the partial channel 8a is not provided with a central through-hole 16, but rather with two horizontal through-slots 17, which are positioned in the upper and lower area of the baffle plate 14.
  • FIG. 10 shows how the fluid passing through the fluid passage openings 15 is subjected to a swirl in the circumferential direction of the flow channel 8, as illustrated by arrows.
  • the velocities of the fluid are maximum in the arcuate outer areas of the second and third sub-channels 8b and 8c.
  • FIGS. 11 to 13 show excerpts of the results obtained within the framework of the series of measurements, with the simple pipeline also serving as a reference here, index 0.
  • the geometries of variants 1 to 3 enable the intensity of the heat transfer in the flow channel 8 to be increased by a factor of 4 to 10 compared to the reference geometry 0, depending on the Reynolds number simultaneous increase in hydraulic losses by a factor of 40 to 100, see Figure 12.
  • the provision of a through-hole 16 or through-slots 17 in the baffle plate 14 closing the first partial channel 8a leads to a significant reduction in the hydraulic losses with a simultaneous slight deterioration in the heat transfer, see FIGS. 11 and 12 together.
  • FIGS. 14 to 17 show a third approach according to the invention for increasing the intensity of the heat transfer.
  • the heat exchanger 2 , 4 shown has a fluid inlet 18 and a fluid outlet 19 for a first fluid and a fluid inlet 20 and a fluid outlet 21 for a second fluid, with the fluids being conducted countercurrently through the heat exchanger 2 , 4 .
  • a large number of flow channels 8 arranged in a matrix-like manner, viewed in cross-section, are provided, see FIG. 15, each flow channel 8, as is shown schematically in FIG.
  • Flow direction extending, via fluid passage openings 22 interconnected flow channel sections is formed, which overlap in the main flow direction 7 and are offset in directions transverse to the main flow direction 7 to one another.
  • the individual flow channel sections of a flow channel 8 are positioned in such a way that the flow channel 8 as a whole has a helical shape in the direction of its longitudinal extension.
  • Each flow channel 8 through which a hot fluid is conducted preferably contacts an adjacent flow channel 8 over its entire length, through which a cold fluid is conducted, as is shown on the left in FIG.
  • Two flow channels 8 are each "twisted" in a helical manner.
  • the flow channel sections are each formed by cuboid hollow rods 23 with square end faces in the present case, which are each provided with a fluid passage opening 15 at their free ends.
  • the fluid passage openings 15 are present in each case slit-shaped and extend in the main flow direction 7, the slit width b preferably corresponding to 0.1 to 0.3 times the length d of an end face of a hollow rod 23, in particular 0.25 times 7 overlapping and offset in directions transverse to the main flow direction 7 arrangement of the individual flow channel sections means that the fluid flowing through the flow channel 8 is subjected to a twist in the circumferential direction of the flow channel 8, as indicated in Figure 17 by the dashed lines 24.
  • the Flow channels 8 shown can be composed of individual hollow rods connected to one another, for example welded or soldered to one another. Alternatively, the matrix-like arrangement can also be manufactured additively, so that the hollow rods are only virtual hollow rods.
  • FIGS. 18 to 20 show excerpts of the results obtained as part of the investigations.
  • the geometries of variants 1 to 3 enable the intensity of the heat transfer in the flow channel 8 to be increased by a factor of 4 to 7 compared to the reference geometry 0, depending on the Reynolds number simultaneous increase in hydraulic losses by a factor of 20 to 45, see Figure 19.
  • the geometry with the smallest slot width b shows both the greatest increase in intensity and friction. It is assumed that in particular the increased friction can still be significantly optimized by optimizing the geometry of the flow channels 8 .
  • FIGS. 21 to 26 show a third approach according to the invention for increasing the intensity of the heat transfer in a ribbed plate heat exchanger.
  • FIGS. 21, 23 and 25 show three variants of flow channels with largely identical geometry, which are delimited by two parallel plates 25 and slanted ribs 26 and each have a trapezoidal cross section.
  • a rib 26 of a flow channel 8 is provided with fluid passage openings 15, through which the fluid introduced into a flow channel 8 is directed into an adjacent flow channel 8, with the fluid being subjected to a twist, see FIG. 22.
  • the fluid passage openings 15 are on that side from which the fluid is introduced into a flow channel 8, each provided with a cover 27 formed on the inflow side of fen, which is produced here by slotting and forming the sheet metal forming the rib 26.
  • both ribs 27 of a flow channel 8 are provided with corresponding fluid passage openings 15, with the covers 27 being selected in such a way that the fluid introduced from one flow channel 8 into the adjacent flow channel 8 then continues again into the next flow channel 8, see FIG.
  • fluid passage openings are provided on both ribs 26 of a flow channel 8, with the covers 27 being selected such that the fluid is introduced from two flow channels 8 into a third flow channel 8 arranged between them, see FIG.
  • FIGS. 27 to 29 show excerpts from the results obtained within the framework of the investigations, with the numbers “1”, “2” and “3” here again representing the different variants.
  • variants 1 to 3 enable an increase in the intensity of the heat transfer in the flow channel 8 - depending on the Reynolds number - by a factor of 2.5 to 7 compared to the geometry 0 (reference), see Figures 27 and 29. with a simultaneous increase in hydraulic losses by a factor of 1.8 to 2.5, see Figure 28.
  • FIGS. 30 to 32 compare the approaches 1 to 4, which are represented by the numbers “1” to “4”.
  • the second approach is very promising, as this approach shows the largest increase in the intensity of heat transfer.
  • a major advantage of this second approach as well as the first and fourth approach is that it can be implemented relatively easily with existing heat exchanger designs and, if necessary. can even be retrofitted.
  • Figure 33 shows an example of a conventional heat exchanger 2, 4 on the left, the flow channels 8 of which are formed by simple smooth pipelines with a circular cross-section, and on the right a heat exchanger 2, 4 modified according to the second approach, in which the construction volume is significantly reduced with a comparable intensity of heat transfer is reduced .
  • Figure 32 represents the heat transfer intensities of the three approaches at a Reynolds number of 10 . 000 facing each other . It is true that the increase in the intensity of the heat transfer is lower with the third approach than with the second approach. Nevertheless, the greatest potential for optimization is seen in the third approach. However, the third approach cannot be implemented with existing heat exchangers. Rather, the technical implementation of the third approach requires the construction of a new heat exchanger 2 , 4 .

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Wärmetauscher (2,4), insbesondere Rohr-, Rohrbündel-, Rippenrohr- und Plattenwärmetauscher, mit zumindest einem länglichen Strömungskanal (8), durch den während des Betriebs ein Fluid in einer der Längserstreckung des Strömungskanals (8) entsprechenden Hauptströmungsrichtung (7) hindurchgeleitet wird, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine Strömungskanal (8) Einbauten und/oder Gestaltungsmerkmale aufweist, die dem in Hauptströmungsrichtung (7) strömenden Fluid einen Drall in einer Umfangsrichtung des Strömungskanals (8) verleihen. Ferner betrifft die Erfindung eine Wärmepumpe (1) mit zumindest einem solchen Wärmetauscher (2,4).

Description

Beschreibung
Wärmetauscher und Wärmepumpe mit zumindest einem solchen Wärmetauscher
Die Erfindung betri f ft einen Wärmetauscher, wobei der Wärmetauscher zumindest einen länglichen Strömungskanal aufweist , durch den während des Betriebs ein Fluid in einer der Längs- erstreckung des Strömungskanals entsprechenden Hauptströmungsrichtung hindurchgeleitet wird . Ferner betri f ft die Erfindung eine Wärmepumpe mit zumindest einem solchen Wärmetauscher .
Derartige Wärmetauscher werden beispielsweise in Wärmepumpensystemen eingesetzt und sind im Stand der Technik in unterschiedlichsten Ausgestaltungen bekannt . Dabei kommen unterschiedliche Wärmetauscher-Bauarten zum Einsatz , wie beispielsweise sogenannte Rohr- , Rohrbündel- , Rippenrohr- und Plattenwärmetauscher . Ein Nachteil dieser Wärmetauscher besteht darin, dass sie einen großen Bauraum einnehmen . Darüber hinaus wird mit ihnen derzeit nur ein geringer COP-Wert ( Coef ficient of Performance ) erzielt . Der COP-Wert beschreibt die Ef fi zienz des Wärmepumpensystems . Er gibt das Verhältnis der Wärmeleistung und der dazu erforderlichen Arbeitsenergie an, die dem Wärmepumpensystem in Form von Strom zugeführt wird .
Ausgehend von diesem Stand ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten Wärmetauscher und eine verbesserte Wärmepumpe der eingangs genannten Art zu schaf fen, die einen vergleichsweise kleinen Bauraum einnehmen und/oder eine verbesserte Ef fi zienz aufweisen .
Zur Lösung dieser Aufgabe schaf ft die vorliegende Erfindung einen Wärmetauscher der eingangs genannten Art , der dadurch gekennzeichnet ist , dass der zumindest eine Strömungskanal Einbauten und/oder Gestaltungsmerkmale aufweist , die dem in Hauptströmungsrichtung strömenden Fluid einen Drall in einer Umfangsrichtung des Strömungskanals verleihen . Untersuchungen haben ergeben, dass die über einen solchen gezielt hervorgerufenen Drall bewirkte Verwirbelung des Fluids eine Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs insbesondere im flüssigen, nicht kochendem sowie im gas förmigen Zustand des Fluids nach sich zieht . Darüber hinaus hat sich gezeigt , dass Dank des auferlegten Dralls insbesondere im kochendem Zustand des Fluids Druckverluste minimiert werden können . Entsprechend lässt sich die Ef fi zienz des erfindungsgemäßen Wärmetauschers gegenüber herkömmlichen Wärmetauschern, bei denen das Fluid den Strömungskanal lediglich in Hauptströmungsrich- tung durchströmt , bei gleichbleibendem Bauraum optimieren . Alternativ lässt sich der Bauraum bei gleichbleibender oder verbesserter Ef fi zienz verringern .
Gemäß einer ersten Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung ist der zumindest eine Strömungskanal als eine Rohrleitung mit insbesondere kreis förmigem Querschnitt ausgebildet , wobei als Einbauten in den Strömungskanal orts feste , starre Drallkörper eingesetzt sind, die j eweils eine zentrale , sich in Hauptströmungsrichtung erstreckende Mittelachse und sich ausgehend von dieser Mittelachse radial auswärts erstreckende Leitschauf ein aufweisen, die dem den j eweiligen Drallkörper anströmenden Fluid den gewünschten Drall verleihen . Es hat sich gezeigt , dass sich die Intensität des Wärmeübergangs einer Rohrleitung mit solchen Drallkörpern gegenüber einem Strömungskanal ohne Drallkörper etwa verdoppeln lässt .
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung ist der zumindest eine längliche Strömungskanal als Rohrleitung ausgebildet und zumindest bereichsweise in wenigstens zwei sich parallel zueinander in Hauptströmungsrichtung erstreckende Teilkanäle unterteilt , zwischen denen sich eine Trennwand erstreckt , wobei der erste Teilkanal stromabwärts und der zweite Teilkanal stromaufwärts mit einer sich quer zur Hauptströmungsrichtung erstreckenden Prallplatte versehen ist , und wobei die Trennwand mit Fluiddurchtrittsöf fnungen versehen ist , durch die das in den ersten Teilkanal eingelei- tete Fluid in den zweiten Teilkanal geleitet wird . Durch diese in erster Linie durch die Prallplatte des ersten Teilkanals und die Fluiddurchtrittsöf fnungen bewirkte erzwungene Umlenkung des Fluids aus dem ersten Teilkanal in den zweiten Teilkanal wird das Fluid gezielt mit einem Drall in Umfangsrichtung des Strömungskanals beaufschlagt . Mit einem solchen Aufbau des zumindest einen Strömungskanals lässt sich die Intensität des Wärmeübergangs des Wärmepumpensystems gegenüber herkömmlichen Wärmetauschern, bei denen das Fluid durch eine einfache Rohrleitung mit kreisrundem Querschnitt geleitet wird, um bis zum Fünf fachen steigern, was insbesondere eine deutliche Reduzierung des Bauraums ermöglicht .
Bevorzugt ist der zumindest eine längliche Strömungskanal zumindest bereichsweise in drei sich parallel zueinander in Hauptströmungsrichtung erstreckende Teilkanäle unterteilt , zwischen denen sich j eweils eine Trennwand erstreckt , wobei der erste mittlere Teilkanal stromabwärts und der zweite Teilkanal und der dritte Teilkanal j eweils stromaufwärts mit einer sich quer zur Hauptströmungsrichtung erstreckenden Prallplatte versehen ist , und wobei die Trennwände mit Fluiddurchtrittsöf fnungen versehen sind, durch die das in den ersten Teilkanal eingeleitete Fluid unter Beaufschlagung desselben mit einem Drall in den zweiten Teilkanal und in den dritten Teilkanal geleitet wird . Mit einem solchen Aufbau konnte die größte Steigerung der Intensität des Wärmeübergangs gegenüber herkömmlichen Wärmetauschern, bei denen das Fluid durch eine einfache Rohrleitung mit kreisrundem Querschnitt geleitet wird, verzeichnet werden .
Bevorzugt weist der erste Teilkanal einen rechteckigen oder bevorzugt quadratischen Querschnitt auf , und der zweite und dritte Teilkanal weisen j eweils einen halbkreis förmigen Querschnitt auf . Dieser Aufbau hat sich als besonders einfach, preiswert und ef fi zient erwiesen .
Vorteilhaft ist die Prallplatte des ersten Teilkanals mit zumindest einem Durchgangsloch oder bevorzugt mit zumindest ei- nem Durchgangsschlitz versehen ist . Dank solcher Durchgangslöcher und/oder Durchgangsschlitze lassen sich vor allem Reibungsverluste minimieren .
Bevorzugt sind die Fluiddurchtrittsöf fnungen in Hauptströmungsrichtung beabstandet voneinander angeordnet , wobei der Abstand zwischen benachbarten Fluiddurchtrittsöf fnungen stromabwärts bevorzugt nach und nach zunimmt . Auch hierdurch lassen sich Strömungsverluste reduzieren .
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung ist eine Viel zahl von Strömungskanälen vorgesehen, wobei j eder Strömungskanal durch eine Mehrzahl geradliniger, sich in Hauptströmungsrichtung erstreckender, über Fluiddurchtrittsöf fnungen miteinander verbundener Strömungskanalabschnitte gebildet ist , die in Hauptströmungsrichtung einander überlappend und in Richtungen quer zur Hauptströmungsrichtung versetzt zueinander angeordnet sind, wobei j eder Strömungskanal , durch den ein heißes Fluid geleitet wird, bevorzugt über seine gesamte Länge einen benachbarten Strömungskanal kontaktiert , durch den ein kaltes Fluid geleitet wird . Diese in Hauptströmungsrichtung einander überlappende und in Richtungen quer zur Hauptströmungsrichtung versetzte Anordnung der einzelnen über die Fluiddurchtrittsöf fnungen miteinander verbundenen Strömungskanalabschnitte führt dazu, dass das durch den Strömungskanal geleitete Fluid beim Übergang von einem Strömungskanalabschnitt in den nächsten Strömungskanalabschnitt mit einem Drall in Umfangsrichtung des Strömungskanals beaufschlagt wird . Mit einem solchen Aufbau wurden im Rahmen von Versuchen hinsichtlich der Intensitätssteigerung des Wärmeübergangs die besten Resultate mit einem Faktor von bis zu 7 gegenüber herkömmlichen Wärmetauschern erzielt , bei denen das Fluid durch eine Rohrleitung mit rundem Querschnitt geleitet wird .
Bevorzugt werden die Strömungskanalabschnitte durch quaderförmige Hohlstäbe mit insbesondere quadratischen Stirnseiten gebildet , die an ihren freien Enden j eweils mit einer Fluid- durchtrittsöf fnung versehen sind. Auf diese Weise wird ein einfacher modularer Aufbau erzielt. Die Hohlstäbe können beispielsweise stoff schlüssig miteinander verbunden sein. Die Hohlstäbe können aber auch gemeinsam additiv gefertigt werden, so dass einzelne Hohlstäbe nur virtuell und nicht tatsächlich vorhanden sind.
Vorteilhaft sind die Fluiddurchtrittsöffnungen schlitzförmig ausgebildet, wobei die Schlitzbreite bevorzugt dem 0,1- bis 0,3-fachen der Länge einer Stirnseite des Hohlstabs entspricht, insbesondere dem 0,25-fachen. Auf diese Weise können Reibungsverluste minimiert werden.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung ist der Wärmetauscher in Form eines Rippenplattenwärmetauschers vorgesehen, der eine Vielzahl von Strömungskanälen aufweist, die jeweils durch zwei parallele Platten und schräg angestellte Rippen begrenzt sind und einen trapezförmigen Querschnitt aufweisen, wobei zumindest eine Stirnwand jedes Strömungskanals mit Fluiddurchtrittsöffnungen versehen ist, durch die das in einen Strömungskanal eingeleitete Fluid unter Beaufschlagung desselben mit einem Drall in Umfangsrichtung des Strömungskanals in einen benachbarten Strömungskanal geleitet wird.
Bevorzugt sind die Fluiddurchtrittsöffnungen (15) an derjenigen Seite, von der das Fluid in einen Strömungskanal (8) eingeleitet wird, jeweils mit einer anströmseitig offen ausgebildeten Abdeckung (27) versehen. Die Abdeckungen können beispielsweise durch Schlitzen und Umformen des die Rippe bildenden Bleches hergestellt sein, wodurch ein sehr einfacher Aufbau erzielt wird.
Ferner schafft die vorliegende Erfindung eine Wärmepumpe mit zumindest einem erfindungsgemäßen Wärmetauscher. Weitere Vorteile und Merkmale der vorliegenden Erfindung werden anhand der nachfolgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die beiliegenden Figuren deutlich . Darin ist
Figur 1 eine schematische Ansicht einer Wärmepumpe ;
Figur 2 eine perspektivische Ansicht eines gemäß einem ersten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 3 eine vergrößerte Seitenansicht eines in Figur 2 nur schematisch dargestellten Drallkörpers ;
Figur 4 ein Graph, der die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs von Varianten des in Figur 2 gezeigten Strömungskanals gegenüber einem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 5 ein Graph, der die Erhöhung des hydraulischen Reibungsverlustes dieser Varianten gegenüber dem Referenz- Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 6 ein Diagramm, dass die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs dieser Varianten gegenüber dem Referenz- Strömungskanal bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 zeigt ;
Figur 7 eine perspektivische Ansicht einer ersten Variante eines gemäß einem zweiten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 8 eine perspektivische Ansicht einer zweiten Variante eines gemäß einem zweiten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann; Figur 9 eine perspektivische Ansicht einer dritten Variante eines gemäß einem zweiten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 10 eine perspektivische Ansicht der in Figur 7 gezeigten ersten Variante , welche exemplarisch die Umlenkung eines durch den Strömungskanal geleiteten Fluids zeigt ;
Figur 11 ein Graph, der die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der in den Figuren 7 bis 9 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 12 ein Graph, der die Erhöhung des hydraulischen Reibungsverlustes der in den Figuren 7 bis 9 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 13 ein Diagramm, dass die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der in den Figuren 7 bis 9 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 zeigt ;
Figur 14 eine perspektivische Ansicht eines Wärmetauschers , bei dem es sich um einen solchen der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann, bei dem die Strömungskanäle gemäß einem dritten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildet sind;
Figur 15 eine Querschnittansicht entlang der Linie XV in Figur 14 ;
Figur 16 eine weitere , teilweise durchsichtig dargestellte perspektivische Ansicht des in Figur 14 dargestellten Wärmetauschers ; Figur 17 eine schematische Ansicht zweier Strömungskanäle des in Figur 14 dargestellten Wärmetauschers ;
Figur 18 ein Graph, der die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs dreier Varianten der in Figur 17 dargestellten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 19 ein Graph, der die Erhöhung des hydraulischen Reibungsverlustes dreier Varianten der in Figur 17 dargestellten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 20 ein Diagramm, dass die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs dreier Varianten der in Figur 17 dargestellten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz-Strömungskanal bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 zeigt ;
Figur 21 eine perspektivische Ansicht einer ersten Variante eines gemäß einem vierten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 22 eine Vorderansicht des in Figur 21 dargestellten Strömungskanals , welche die Umlenkung eines durch den Strömungskanal geleiteten Fluids zeigt ;
Figur 23 eine perspektivische Ansicht einer zweiten Variante eines gemäß einem vierten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 24 eine Vorderansicht des in Figur 23 dargestellten Strömungskanals , welche die Umlenkung eines durch den Strömungskanal geleiteten Fluids zeigt ; Figur 25 eine perspektivische Ansicht einer dritten Variante eines gemäß einem vierten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals , bei dem es sich um einen solchen eines Wärmetauschers der in Figur 1 gezeigten Wärmepumpe handeln kann;
Figur 26 eine Vorderansicht des in Figur 25 dargestellten Strömungskanals , welche die Umlenkung eines durch den Strömungskanal geleiteten Fluids zeigt ;
Figur 27 ein Graph, der die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der in den Figuren 21 , 23 und 25 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 28 ein Graph, der die Erhöhung des hydraulischen Reibungsverlustes der in den Figuren 21 , 23 und 25 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 29 ein Diagramm, dass die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der in den Figuren 21 , 23 und 25 dargestellten Varianten gegenüber dem Referenz-Strömungskanal bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 zeigt ;
Figur 30 ein Graph, der die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der gemäß den vier erfindungsgemäßen Ansätzen gestalteten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 31 ein Graph, der die Erhöhung des hydraulischen Reibungsverlustes der gemäß den vier erfindungsgemäßen Ansätzen gestalteten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz-Strömungskanal in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl zeigt ;
Figur 32 ein Diagramm, das die Verbesserung der Intensität des Wärmeübergangs der der gemäß den vier erfindungsgemäßen Ansätzen gestalteten Strömungskanäle gegenüber dem Referenz- Strömungskanal bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 zeigt ;
Figur 33 eine perspektivische Darstellung, die beispielhaft einen herkömmlichen Wärmetauscher und einen erfindungsgemäß modi fi zierten Wärmetauscher zeigt .
Gleiche Bezugs zi f fern bezeichnen nachfolgend gleiche oder gleichartige Bauteile bzw . Bauteilbereiche .
Figur 1 zeigt schematisch eine Wärmepumpe 1 , die einen ersten Wärmetauscher 2 , einen Verdichter 3 , einen zweiten Wärmetauscher 4 und eine Drossel 5 aufweist , die der Reihe nach in einen Fluidkreislauf 6 eingebunden sind, durch den ein Fluid in Form eines Kältemittels geleitet wird . In dem ersten Wärmetauscher 2 wird der durch die Natur bereitgestellten Wärmequelle (bspw . Luft , Wasser oder Erde ) Energie entzogen, die auf das flüssige Kältemittel übertragen wird und dieses verdampft . Im dampf förmigen Zustand wird das Kältemittel dann dem Verdichter 3 zugeführt , der das verdichtete Kältemittel anschließend an den zweiten Wärmetauscher 4 weiterleitet . In dem zweiten Wärmetauscher 4 wird das Kältemittel kondensiert , wobei die dem Kältemittel dabei entzogene Energie auf ein zu erwärmendes Fluid, beispielsweise Hei zungswasser übertragen wird, das entsprechend erhitzt wird . Das Kältemittel wird schließlich der Drossel 5 zugeführt und entspannt , woraufhin es wieder zum ersten Wärmetauscher 2 geleitet wird .
Bei herkömmlichen Wärmetauschern 2 , 4 werden die Fluide unabhängig davon, ob diese als Rohr- , Rohrbündel- , Rippenrohrund Plattenwärmetauscher ausgeführt sind, in einer Hautströmungsrichtung 7 j eweils geradlinig durch zumindest einen länglichen Strömungskanal 8 geleitet , wobei die Hauptströmungsrichtung 7 der Längserstreckung des Strömungskanals 8 entspricht . Der Erfindung liegt die grundsätzliche Idee zugrunde , den zumindest einen Strömungskanal 8 mit Einbauten und/oder Gestaltungsmerkmalen zu versehen, die dem in Hauptströmungsrichtung 7 strömenden Fluid einen Drall in einer Um- f angsrichtung des Strömungskanals 8 verleihen . Ziel ist es , auf diese Weise die Intensität des Wärmeübergangs zu erhöhen und/oder den benötigten Bauraum des Wärmetauschers 2 , 4 zu verkleinern .
Die Figuren 2 und 3 zeigen einen ersten erfindungsgemäßen Ansatz , bei dem in einen Strömungskanal 8 als Einbauten zwei Drallkörper 9 eingesetzt sind . Bei dem Strömungskanal 8 handelt es sich um eine Rohrleitung, die eine glatte Innenfläche und einen kreis förmigen Querschnitt mit dem Durchmesser D aufweist . Die orts fest und starr in den Strömungskanal 8 eingesetzten Drallkörper 9 umfassen j eweils eine zentrale , sich in Hauptströmungsrichtung 7 erstreckende Mittelachse 10 und sich ausgehend von dieser Mittelachse 10 radial auswärts erstreckende Leitschauf ein 11 , die dem den Drallkörper 9 in Hauptströmungsrichtung 7 anströmenden Fluid den Drall in Umfangsrichtung verleihen . Hierzu sind die Leitschauf ein 11 vorliegend bogenförmig ausgebildet , wobei der Winkel a, den die Hauptströmungsrichtung 7 mit einer an die abströmseitige Kante einer Leitschaufel 12 angelegte Tangente 12 einschließt , bevorzugt 60 ° beträgt . Dieser Winkel a ebenso wie die Anzahl der Leitschauf ein 11 , die vorliegend acht beträgt , können grundsätzlich variiert werden .
Im Rahmen eines ersten Versuchs wurde unter den nachfolgenden Bedingungen ein Fluidgesamtmassestrom mt durch den in Figur 2 gezeigten Strömungskanal 8 geleitet :
Fluid : Luft ( ideales Gas ) Einlassdruck p* in = 1 atm Einlasstemperatur T* in = 303 , 15 K Außentemperatur Th = 373 , 15 K Wärmeübertragungskoef fi zient außen HTCh Reynolds-Zahl Re = variabel Nußelt-Zahl Nu basierend auf hydraulischem Durchmesser und Reibungs faktor f In einer ersten Messreihe wurden die Drallkörper 9 in einem Abstand L = 6D positioniert .
In einer zweiten Messreihe wurden die Drallkörper 9 in einem Abstand L = 40D positioniert .
Eine Referenzmessung erfolgte unter analogen Bedingungen unter Verwendung desselben Strömungskanals 8 ohne die darin positionierten Drallkörper 9 . Diese Referenzmessung ist mit dem Index 0 gekennzeichnet .
Die Figuren 4 bis 6 zeigen Aus züge der im Rahmen der Untersuchungen erzielten Ergebnisse .
Die Anordnung von Drallkörpern 9 in dem Strömungskanal 8 ermöglicht , wie es in den Figuren 4 und 6 gezeigt ist , gegenüber der Referenzmessung eine Erhöhung der Intensität des Wärmeübergangs im Strömungskanal 8 - in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl - um das 1 , 5 bis 4- fache bei gleichzeitigem Anstieg der hydraulischen Verluste um das 2 bis 8- fache , siehe Figur 5 . Eine Verringerung des Abstands L zwischen den beiden Drallkörpern 9 führt zu einem Anstieg der Intensität des Wärmeübergangs sowie zu einem Anstieg der hydraulischen Verluste .
Die Figuren 7 bis 9 zeigen Varianten eines gemäß einem zweiten erfindungsgemäßen Ansatz ausgebildeten Strömungskanals 8 , der zumindest bereichsweise in mehrere , vorliegend in drei sich parallel zueinander in Hauptströmungsrichtung 7 erstreckende Teilkanäle 8a, 8b und 8c unterteilt ist , zwischen denen sich j eweils eine Trennwand 13 erstreckt . Ein erster mittlerer Teilkanal 8a des dargestellten Strömungskanals 8 weist einen quadratischen Querschnitt auf . Die den mittleren Teilkanal 8a flankierenden anderen beiden Teilkanäle 8b und 8c haben j eweils einen halbkreis förmigen Querschnitt .
Die Geometrien der in den Figuren 7 bis 9 dargestellten Varianten der Strömungskanäle 8 sind grundsätzlich identisch . Bei der in Figur 7 dargestellten ersten Variante des Strömungskanals 8 , die in den Figuren 11 bis 13 durch die Zi f fer „1" repräsentiert wird, ist der erste mittlere Teilkanal 8a stromabwärts und sind der zweite Teilkanal 8b und der dritte Teilkanal 8c j eweils stromaufwärts mit einer sich quer zur Hauptströmungsrichtung 7 erstreckenden, vollständig geschlossenen Prallplatte 14 versehen . Ferner sind die Trennwände 13 mit Fluiddurchtrittsöf fnungen 15 ausgebildet , durch die das in den ersten Teilkanal 8a eingeleitete Fluid unter Beaufschlagung desselben mit einem Drall in den zweiten Teilkanal 8b und in den dritten Teilkanal 8c geleitet wird . Der Abstand der einzelnen Fluiddurchtrittsöf fnungen 15 in Richtung der Hauptströmungsrichtung 7 nimmt bei der dargestellten Aus führung stromabwärts zu . Diese Geometrie ist nachfolgend mit dem Index 1 gekennzeichnet .
Die Geometrie der in Figur 8 gezeigten zweiten Variante des Strömungskanals 8 , die in den Figuren 11 bis 13 durch die Zi f fer „2" repräsentiert wird t , entspricht in wesentlichen Teilen derj enigen des in Figur 7 gezeigten Strömungskanals 8 . Die den ersten mittleren Teilkanal 8a verschließende Prallplatte 14 ist hier aber mit einem zentralen kreisrunden Durchgangsloch 16 versehen .
Die Geometrie der in Figur 9 gezeigten dritten Variante des Strömungskanals 8 , die in den Figuren 11 bis 13 durch die Zi f fer „3" repräsentiert wird, unterscheidet sich dahingehend von derj enigen des in Figur 8 gezeigten Strömungskanals 8 , dass die den ersten mittleren Teilkanal 8a verschließende Prallplatte 14 nicht mit einem zentralen Durchgangsloch 16 , sondern vorliegend mit zwei hori zontalen Durchgangsschlitzen 17 versehen ist , die im oberen und im unteren Bereich der Prallplatte 14 positioniert sind .
Im Rahmen eines zweiten Versuchs wurde unter denselben Bedingungen wie im ersten Versuch ein Fluidgesamtmassestrom durch die in den Figuren 7 bis 9 gezeigten Strömungskanäle 8 geleitet .
Figur 10 zeigt , wie das die Fluiddurchlassöf fnungen 15 passierende Fluid mit einem Drall in Umfangsrichtung des Strömungskanals 8 beaufschlagt wird, wie es durch Pfeile veranschaulicht ist . Die Geschwindigkeiten des Fluids sind in den bogenförmigen Außenbereichen des zweiten und dritten Teilkanals 8b und 8c maximal .
Die Figuren 11 bis 13 zeigen Aus züge der im Rahmen der Messreihen erzielten Ergebnisse , wobei auch hier die einfache Rohrleitung als Referenz diente , Index 0 .
Die Geometrien der Varianten 1 bis 3 ermöglichen, wie es in den Figuren 11 und 13 gezeigt ist , gegenüber der Referenzgeometrie 0 eine Erhöhung der Intensität des Wärmeübergangs im Strömungskanal 8 - in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl - um das 4 bis 10- fache bei gleichzeitigem Anstieg der hydraulischen Verluste um das 40 bis 100- fache , siehe Figur 12 . Das Vorsehen eines Durchgangsloches 16 oder von Durchgangsschlitzen 17 in der den ersten Teilkanal 8a verschließenden Prallplatte 14 führt zu einer signi fikanten Verringerung der hydraulischen Verluste bei gleichzeitig geringfügiger Verschlechterung des Wärmeübergangs , siehe Figuren 11 und 12 in Zusammenschau .
Die Figuren 14 bis 17 zeigen einen dritten erfindungsgemäßen Ansatz , die Intensität der Wärmeübertragung zu erhöhen . Der dargestellte Wärmetauscher 2 , 4 verfügt über einen Fluideinlass 18 und einen Fluidauslass 19 für ein erstes Fluid sowie über einen Fluideinlass 20 und einen Fluidauslass 21 für ein zweites Fluid, wobei die Fluide vorliegend im Gegenstrom durch den Wärmetauscher 2 , 4 geleitet werden . Hierfür ist eine Viel zahl von im Querschnitt betrachtet matrixartig angeordneten Strömungskanälen 8 vorgesehen, siehe Figur 15 , wobei j eder Strömungskanal 8 , wie es in Figur 17 schematisch gezeigt ist , durch eine Mehrzahl geradliniger, sich in Haupt- Strömungsrichtung erstreckender, über Fluiddurchtrittsöf fnungen 22 miteinander verbundener Strömungskanalabschnitte gebildet ist , die in Hauptströmungsrichtung 7 einander überlappend und in Richtungen quer zur Hauptströmungsrichtung 7 versetzt zueinander angeordnet sind . Die einzelnen Strömungskanalabschnitte eines Strömungskanals 8 sind vorliegend derart positioniert , dass der Strömungskanal 8 insgesamt in Richtung seiner Längserstreckung eine schraubenlinienartige Form aufweist . Dabei kontaktiert j eder Strömungskanal 8 , durch den ein heißes Fluid geleitet wird, bevorzugt über seine gesamte Länge einen benachbarten Strömungskanal 8 , durch den ein kaltes Fluid geleitet wird, wie es links in Figur 17 gezeigt ist . Zwei Strömungskanäle 8 sind also j eweils schraubenlinienartig „verdrillt" . Die Strömungskanalabschnitte sind j eweils durch quaderförmige Hohlstäbe 23 mit vorliegend quadratischen Stirnseiten gebildet , die an ihren freien Enden j eweils mit einer Fluiddurchtrittsöf fnung 15 versehen sind . Die Fluiddurchtrittsöf fnungen 15 sind vorliegend j eweils schlitzförmig ausgebildet und erstrecken sich in Hauptströmungsrich- tung 7 , wobei die Schlitzbreite b bevorzugt dem 0 , 1- bis 0 , 3- fachen der Länge d einer Stirnseite eines Hohlstabs 23 entspricht , insbesondere dem 0 , 25- fachen . Die in Hauptströmungs- richtung 7 einander überlappende und in Richtungen quer zur Hauptströmungsrichtung 7 versetzte Anordnung der einzelnen Strömungskanalabschnitte führt dazu, dass das den Strömungskanal 8 durchströmende Fluid mit einem Drall in Umfangsrichtung des Strömungskanals 8 beaufschlagt wird, wie es in Figur 17 durch die gestrichelte Linien 24 angedeutet ist . Die gezeigten Strömungskanäle 8 können aus einzelnen miteinander verbundenen, beispielsweise miteinander verschweißten oder verlöteten Hohlstäben zusammengesetzt sein . Alternativ kann die matrixartige Anordnung aber auch additiv gefertigt werden, so dass es sich bei den Hohlstäben nur um virtuelle Hohlstäbe handelt .
Im Rahmen eines dritten Versuchs wurde unter denselben Bedingungen wie im ersten Versuch ein Fluidgesamtmassestrom durch die in den Figuren 14 bis 17 gezeigten Strömungskanäle gelei- tet. Auch hier diente die einfache Rohrleitung als Referenz, Index 0.
Bei einer ersten Variante, die in den Figuren 18 bis 20 mit durch die Ziffer „1" repräsentiert wird, betrug die Schlitzbreite b der Fluiddurchtrittsöffnungen der Hohlstäbe dem 0,25-fachen der Länge d einer Stirnseite der Hohlstäbe, bei einer zweiten Variante (Ziffer „2") dem 0,5-fachen und bei einer dritten Variante (Ziffer „3") dem l-fachen.
Die Figuren 18 bis 20 zeigen Auszüge der im Rahmen der Untersuchungen erzielten Ergebnisse.
Die Geometrien der Varianten 1 bis 3 ermöglichen, wie es in den Figuren 18 und 20 gezeigt ist, gegenüber der Referenzgeometrie 0 eine Erhöhung der Intensität des Wärmeübergangs im Strömungskanal 8 - in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl - um das 4 bis 7-fache bei gleichzeitigem Anstieg der hydraulischen Verluste um das 20 bis 45-fache, siehe Figur 19. Dabei weist die Geometrie mit der kleinsten Schlitzbreite b sowohl den größten Intensitäts- als auch Reibungszuwachs auf. Es wird angenommen, dass sich insbesondere die erhöhte Reibung durch Optimierung der Geometrie der Strömungskanäle 8 noch deutlich optimieren lässt.
Die Figuren 21 bis 26 zeigen einen dritten erfindungsgemäßen Ansatz, die Intensität der Wärmeübertragung bei einem Rippen- platten-Wärmetauscher zu erhöhen. Die Figuren 21, 23 und 25 zeigen drei Varianten von Strömungskanälen mit zum Großteil identischer Geometrie, die durch zwei parallele Platten 25 und schräg angestellte Rippen 26 begrenzt sind und jeweils einen trapezförmigen Querschnitt aufweisen. Bei der in Figur 21 dargestellten ersten Variante ist jeweils eine Rippe 26 eines Strömungskanals 8 mit Fluiddurchtrittsöffnungen 15 versehen, durch die das in einen Strömungskanal 8 eingeleitete Fluid unter Beaufschlagung desselben mit einem Drall in einen benachbarten Strömungskanal 8 geleitet wird, siehe Figur 22. Die Fluiddurchtrittsöffnungen 15 sind an derjenigen Seite, von der das Fluid in einen Strömungskanal 8 eingeleitet wird, j eweils mit einer anströmseitig of fen ausgebildeten Abdeckung 27 versehen, die vorliegend durch Schlitzen und Umformen des die Rippe 26 bildenden Bleches hergestellt ist . Bei der in Figur 23 dargestellten zweiten Variante sind beide Rippen 27 eines Strömungskanals 8 mit entsprechenden Fluiddurchtrittsöf fnungen 15 versehen, wobei die Abdeckungen 27 derart gewählt sind, dass das von einem Strömungskanal 8 in den benachbarten Strömungskanal 8 eingeleitete Fluid dann wieder weiter in den nächsten Strömungskanal 8 geleitet wird, siehe Figur 24 . Bei der in Figur 25 dargestellten dritten Variante sind Fluiddurchtrittsöf fnungen an beiden Rippen 26 eines Strömungskanals 8 vorgesehen, wobei die Abdeckungen 27 derart gewählt sind, dass das Fluid von zwei Strömungskanälen 8 in einen zwischen diesen angeordneten dritten Strömungskanal 8 eingeleitet wird, siehe Figur 26 .
Im Rahmen eines vierten Versuchs wurde unter denselben Bedingungen wie im ersten Versuch ein Fluidgesamtmassestrom durch die in den Figuren 21 , 23 und 25 gezeigten Strömungskanäle geleitet . Auch hier diente die einfache Rohrleitung als Referenz , Index 0 .
Die Figuren 27 bis 29 zeigen Aus züge der im Rahmen der Untersuchungen erzielten Ergebnisse , wobei die Zi f fern „1" , „2" und „3" hier wieder die unterschiedlichen Varianten repräsentieren .
Die Geometrien der Varianten 1 bis 3 ermöglichen gegenüber der Geometrie 0 (Referenz ) eine Erhöhung der Intensität des Wärmeübergangs im Strömungskanal 8 - in Abhängigkeit von der Reynolds-Zahl - um das 2 , 5 bis 7- fache , siehe die Figuren 27 und 29 , bei gleichzeitigem Anstieg der hydraulischen Verluste um das 1 , 8 bis 2 , 5- fache , siehe Figur 28 . Dabei wurden mit der Geometrie der zweiten Variante die besten Ergebnisse erzielt . Die Figuren 30 bis 32 stellen die Ansätze 1 bis 4 , die durch die Zi f fern „1" bis „4" repräsentiert sind, einander gegenüber . Zusammenfassend kann festgehalten werden, dass der zweite Ansatz sehr vielversprechend ist , da bei diesem Ansatz der größte Anstieg der Intensität des Wärmeübergangs zu verzeichnen ist . Ein wesentlicher Vorteil dieses zweiten Ansatzes wie auch des ersten und vierten Ansatzes besteht darin, dass er sich bei bestehenden Wärmetauscher-Bauarten vergleichsweise problemlos realisieren und ggf . sogar nachrüsten lässt . Figur 33 zeigt beispielhaft links einen herkömmlichen Wärmetauscher 2 , 4 , dessen Strömungskanäle 8 durch einfache glatte Rohrleitungen mit kreisrundem Querschnitt gebildet sind, und rechts einen gemäß dem zweiten Ansatz modi fi zierten Wärmetauscher 2 , 4 , bei dem bei vergleichbarer Intensität des Wärmeübergangs das Bauvolumen deutlich reduziert ist .
Figur 32 stellt die Intensitäten des Wärmeübergangs der drei Ansätze bei einer Reynolds-Zahl von 10 . 000 einander gegenüber . Zwar ist die Steigerung der Intensität des Wärmeübergangs beim dritten Ansatz geringer als beim zweiten Ansatz . Dennoch wird beim dritten Ansatz das größte Optimierungspotential gesehen . Der dritte Ansatz lässt sich allerdings nicht bei bestehenden Wärmetauschern realisieren . Vielmehr erfordert die technische Umsetzung des dritten Ansatzes den Aufbau eines neuen Wärmetauschers 2 , 4 .
Obwohl die Erfindung im Detail durch die in den Figuren dargestellten Aus führungsbeispiele näher illustriert und beschrieben wurde , so ist die Erfindung nicht durch die of fenbarten Beispiele eingeschränkt und andere Variationen können vom Fachmann hieraus abgeleitet werden, ohne den durch die beiliegenden Ansprüche definierten Schutzumfang der Erfindung zu verlassen . Insbesondere sei darauf hingewiesen, dass sich die erfindungsgemäßen Wärmetauscher nicht nur bei Wärmepumpen sondern auch auf anderen technischen Gebieten vorteilhaft einsetzen lassen .

Claims

Patentansprüche
1. Wärmetauscher (2,4) , insbesondere Rohr-, Rohrbündel-, Rippenrohr- und Plattenwärmetauscher, mit zumindest einem länglichen Strömungskanal (8) , durch den während des Betriebs ein Fluid in einer der Längserstreckung des Strömungskanals (8) entsprechenden Hauptströmungsrichtung (7) hindurchgeleitet wird, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine Strömungskanal (8) Einbauten und/oder Gestaltungsmerkmale aufweist, die dem in Hauptströmungsrichtung (7) strömenden Fluid einen Drall in einer Umfangsrichtung des Strömungskanals (8) verleihen.
2. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine Strömungskanal (8) als Rohrleitung mit insbesondere kreisförmigem Querschnitt ausgebildet ist, und dass als Einbauten in den Strömungskanal (8) ortsfeste, starre Drallkörper (9) eingesetzt sind, die jeweils eine zentrale, sich in Hauptströmungsrichtung (7) erstreckende Mittelachse (10) und sich ausgehend von dieser Mittelachse (10) radial auswärts erstreckende Leitschauf ein (11) aufweisen.
3. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine längliche Strömungskanal (8) als Rohrleitung ausgebildet und zumindest bereichsweise in wenigstens zwei sich parallel zueinander in Hauptströmungsrichtung (7) erstreckende Teilkanäle (8a, b) unterteilt ist, zwischen denen sich eine Trennwand (13) erstreckt, wobei der erste Teilkanal (8a) stromabwärts und der zweite Teilkanal (8b) stromaufwärts mit einer sich quer zur Hauptströmungsrichtung (7) erstreckenden Prallplatte (14) versehen ist, und wobei die Trennwand (13) mit Fluiddurchtrittsöffnungen (15) versehen ist, durch die das in den ersten Teilkanal (8a) eingeleitete Fluid in den zweiten Teilkanal (8b) geleitet wird. 4. Wärmetauscher (2,
4) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine längliche Strömungskanal (8) zumindest bereichsweise in drei sich parallel zueinander in Hauptströmungsrichtung (7) erstreckende Teilkanäle (8a,b,c) unterteilt ist, zwischen denen sich jeweils eine Trennwand (13) erstreckt, wobei der erste mittlere Teilkanal (8a) stromabwärts und der zweite Teilkanal (8b) und der dritte Teilkanal (8c) jeweils stromaufwärts mit einer sich quer zur Hauptströmungs- richtung (7) erstreckenden Prallplatte (14) versehen ist, und wobei die Trennwände (13) mit Fluiddurchtrittsöffnungen (15) versehen sind, durch die das in den ersten Teilkanal (8a) eingeleitete Fluid unter Beaufschlagung desselben mit einem Drall in den zweiten Teilkanal (8b) und in den dritten Teilkanal (8c) geleitet wird.
5. Wärmetauscher (2,4) nach einem der Ansprüche 4, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Teilkanal (8a) einen rechteckigen oder bevorzugt quadratischen Querschnitt aufweist, und dass der zweite und dritte Teilkanal (8b, c) jeweils einen halbkreisförmigen Querschnitt aufweisen.
6. Wärmetauscher (2,4) nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Prallplatte (14) des ersten Teilkanals (a) mit zumindest einem Durchgangsloch (16) oder bevorzugt mit zumindest einem Durchgangsschlitz (17) versehen ist.
7. Wärmetauscher (2,4) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluiddurchtrittsöffnungen (15) in Hauptströmungsrichtung (7) beabstandet voneinander angeordnet sind, wobei der Abstand zwischen benachbarten Fluiddurchtrittsöffnungen (15) stromabwärts bevorzugt nach und nach zunimmt. 8. Wärmetauscher (2,4) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vielzahl von Strömungskanälen (8) vorgesehen ist, wobei jeder Strömungskanal (8) durch eine Mehrzahl geradliniger, sich in Hauptströmungsrichtung (7) erstreckender, über Fluiddurchtrittsöffnungen (22) miteinander verbundener Strömungskanalabschnitte gebildet ist, die in Hauptströmungsrichtung
(7) einander überlappend und in Richtungen quer zur Hauptströmungsrichtung (7) versetzt zueinander angeordnet sind, wobei jeder Strömungskanal (8) , durch den ein heißes Fluid geleitet wird, bevorzugt über seine gesamte Länge einen benachbarten Strömungskanal
(8) kontaktiert, durch den ein kaltes Fluid geleitet wird.
9. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Strömungskanalabschnitte durch quaderförmige Hohlstäbe (23) mit insbesondere quadratischen Stirnseiten gebildet werden, die an ihren freien Enden jeweils mit einer Fluiddurchtrittsöffnung (22) versehen sind.
10. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluiddurchtrittsöffnungen (22) schlitzförmig ausgebildet sind und sich in Hautströmungsrichtung (7) erstrecken, wobei die Schlitzbreite (b) bevorzugt dem 0,1- bis 0,3-fachen der Länge (d) einer Stirnseite des Hohlstabs (23) entspricht, insbesondere dem 0,25-fachen.
11. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 1 in Form eines Rippenplattenwärmetauschers, der eine Vielzahl von Strömungskanälen
(8) aufweist, die jeweils durch zwei parallele Platten (25) und schräg angestellte Rippen (26) begrenzt sind und einen trapezförmigen Querschnitt aufweisen, wobei zumindest eine Stirnwand jedes Strömungskanals (8) mit Fluiddurchtrittsöffnungen (15) versehen ist. 22
12. Wärmetauscher (2,4) nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluiddurchtrittsöffnungen (15) an derjenigen Seite, von der das Fluid in einen Strömungskanal (8) eingeleitet wird, jeweils mit einer anströmseitig offen ausgebildeten Abdeckung (27) versehen sind.
13. Wärmepumpe (1) mit zumindest einem Wärmetauscher (2,4) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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