DE102017101288A1 - Internal combustion engine with fluidically cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger - Google Patents

Internal combustion engine with fluidically cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger Download PDF

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Abstract

Verbrennungskraftmaschine (1) mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader (3) und Abgaswärmetauscher (4), wobei die Abgasstromführung in diesem mit einem Hochdruckbereich (8) eines fluidischen Rankine-Prozesskreislaufs (9) mit Expansionsmittel (10) und Kompressor (13) thermisch in Wechselwirkung steht, dadurch gekennzeichnet, dass der fluidische Rankine-Prozesskreislauf (9) über den fluidisch temperierten Abgasturbolader (3) geführt ist.Internal combustion engine (1) with an exhaust gas flow guide with fluidically cooled exhaust gas turbocharger (3) and exhaust gas heat exchanger (4), wherein the exhaust gas flow in this with a high-pressure region (8) of a Rankine fluidic process circuit (9) with expansion means (10) and compressor (13) thermally is in interaction, characterized in that the fluidic Rankine process cycle (9) via the fluidically tempered exhaust gas turbocharger (3) is guided.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine, insbesondere einen Verbrennungsmotor, vorzugsweise einen Kolbenmotor, weiter bevorzugt nach dem Otto- oder Dieselprozess arbeitend, mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher gemäß dem ersten Patentanspruch.The invention relates to an internal combustion engine, in particular an internal combustion engine, preferably a piston engine, more preferably working after the Otto or diesel process, with an exhaust gas flow guide with fluidly cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger according to the first claim.
  • Es ist bekannt, Verbrennungskraftmaschinen mit dem Ziel einer Wirkungsgradsteigerung mit einem Abgasturbolader auszustatten. Hierzu wird der bei der Verbrennung entstehende Abgasstrom durch eine Turbine des Abgasturboladers geleitet, in dem der Restdruck des Abgasstroms in eine mechanische Energie umgewandelt wird. Jene wird wiederum einem Verdichter zugeführt und sorgt dort für eine Vorkomprimierung des Ladedrucks der Ansaugluft für die Verbrennungskraftmaschine. Jüngere Turboladergenerationen werden zur Vermeidung einer Überhitzung und zur Einstellung einer Betriebstemperatur temperiert, wofür üblicherweise der Kühlkreislauf der Verbrennungskraftmaschinen angezapft wird und über einen Bypass mit einer separaten Pumpe durch den Abgasturbolader geleitet wird.It is known to equip internal combustion engines with the goal of an increase in efficiency with an exhaust gas turbocharger. For this purpose, the exhaust gas stream produced during combustion is passed through a turbine of the exhaust gas turbocharger, in which the residual pressure of the exhaust gas flow is converted into mechanical energy. That in turn is supplied to a compressor and there provides for pre-compression of the charge pressure of the intake air for the internal combustion engine. Younger turbocharger generations are tempered to avoid overheating and to set an operating temperature, for which usually the cooling circuit of the internal combustion engines is tapped and passed through a bypass with a separate pump through the exhaust gas turbocharger.
  • Zur Emissionsreduzierung von Verbrennungskraftmaschinen ist insbesondere im Kraftfahrzeugbereich der Einsatz von Abgaskatalysatoren zur Abgasnachbehandlung geläufig. Der Abgasstrom wird nach Verlassen des Abgasturboladers, beim Fehlen eines solchen nach Verlassen der Verbrennungskraftmaschine an Katalysatorflächen vorbeigeleitet, an denen sich Schadstoffe katalytisch abbauen. Im Kraftfahrzeugbereich werden insbesondere CmHn mit O2 zu CO2 und H2O oxidiert, CO mit O2 zu CO2 oxidiert und NOx mit CO zu N2, O2 und CO2 reduziert. Für einen effizienten Schadstoffabbau muss der Katalysator eine Betriebstemperatur, vorzugsweise oberhalb von 400°C aufweisen, die durch den noch heißen Abgasstrom aufgeprägt wird.To reduce emissions from internal combustion engines, the use of catalytic converters for exhaust gas aftertreatment is known, especially in the automotive sector. After leaving the exhaust-gas turbocharger, the exhaust-gas stream is conducted past catalyst surfaces in the absence of such after leaving the internal combustion engine, at which pollutants catalytically degrade. In the automotive sector, in particular C m H n are oxidized with O 2 to CO 2 and H 2 O, CO oxidized with O 2 to CO 2 and NO x is reduced with CO to N 2 , O 2 and CO 2 . For efficient degradation of pollutants, the catalyst must have an operating temperature, preferably above 400 ° C, which is impressed by the still hot exhaust stream.
  • Eine der vielversprechendsten Technologien zur Wirkungsgradsteigerung und zur CO2-Emissionsreduzierung von Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere Verbrennungsmotoren, ist die energetische Nutzung des Abgaswärmestroms. Ist ein Einsatz eines Katalysators vorgesehen, ist eine Nutzung erst nach Verlassen des Abgasstroms aus dem Katalysator sinnvoll. Bei Verbrennungsmotoren im Kraftfahrzeugbereich liegt die Temperatur im Abgasstrom nach Verlassen des Abgaskatalysators im Bereich zwischen 400 und 700°C vor. Um die im Abgas enthaltende Wärme sinnvoll nutzbar zu machen, muss diese in einen niedrigeren Temperaturbereich überführt werden oder einer Wärme-Kraft-Kopplung zugeführt werden.One of the most promising technologies for increasing efficiency and for reducing CO 2 emissions of internal combustion engines, in particular internal combustion engines, is the use of energy from the exhaust gas heat energy. If a use of a catalyst is provided, use is only sensible after leaving the exhaust gas stream from the catalyst. In internal combustion engines in the automotive sector, the temperature in the exhaust gas stream after leaving the catalytic converter in the range between 400 and 700 ° C before. In order to make useful use of the heat contained in the exhaust gas, it must be transferred to a lower temperature range or a heat-power coupling can be supplied.
  • Die energetische Nutzung dieser Abgaswärme erfolgt beispielsweise über einen Dampfkreisprozess nach Rankine. Im Rankine-Prozess erfolgt in einem Kreislauf eines fluidischen Arbeitsmediums eine vorzugsweise isobaren Aufnahme von Wärme in einem Hochdruckbereich durch das Arbeitsmedium, eine anschließende vorzugsweise adiabatische Expansion mit gleichzeitiger Abkühlung des Arbeitsmediums durch Expansionsmittel in den Niederdruckbereich, eine Zuführung des verdampften Arbeitsmediums zu einer bevorzugt isobaren Kondensation in einem Kühler oder Kondensator, eine anschließende vorzugsweise adiabatischen Kompression mit Verflüssigung und Rückführung des Arbeitsmediums zurück in den Hochdruckbereich durch eine Speisepumpe. Die genannte Aufnahme der Wärme erfolgt aus dem Abgasstrom und dient der der Verdampfung und vorzugsweise auch eine anschließende Überhitzung des Arbeitsmediums. Der Abgasstrom wird hierzu wie der vorgenannte Kreislauf des Arbeitsmediums durch einen Abgaswärmetauscher geleitet. Die Expansionsmittel werden bei einem Rankine-Prozess durch eine Turbine gebildet. Die in dieser generierten mechanische Energie ist zur Stromerzeugung oder im Beispiel eines Verbrennungsmotors zur direkten mechanischen Unterstützung des Antriebs nutzbar.The energy use of this exhaust heat takes place for example via a steam cycle process according to Rankine. In the Rankine process, a preferably isobaric absorption of heat in a high-pressure region by the working medium, followed by adiabatic expansion with simultaneous cooling of the working medium by expansion medium into the low-pressure region takes place in a circuit of a fluidic working medium, supplying the evaporated working medium to a preferably isobaric condensation in a condenser, followed by a preferably adiabatic compression with liquefaction and recirculation of the working medium back into the high pressure area by a feed pump. The said absorption of the heat takes place from the exhaust gas flow and serves for the evaporation and preferably also a subsequent overheating of the working medium. For this purpose, the exhaust gas flow, like the aforementioned cycle of the working medium, is passed through an exhaust gas heat exchanger. The expansion means are formed in a Rankine process by a turbine. The generated in this mechanical energy is used to generate electricity or in the example of an internal combustion engine for direct mechanical support of the drive.
  • DE 20 2012 012 302 U1 offenbart beispielhaft ein Konzept eines Verbrennungsmotors mit zusätzlichem Dampfkreisprozess nach Rankine. Dabei wird der Motor von einem Kühlkreislauf mit Thermoöl durchströmt, welches den Motor kühlt und ohne Verdampfung höherer Temperaturen erreichen kann als Wasser. An diesem Kühlkreislauf ist ein Wärmetauscher als Wärmequelle für den Dampfkreisprozess angekoppelt, über den für eine Wärme-Kraft-Wandlung eine Turbine antrieben wird. Eine Nutzung von Abgaswärme ist dagegen nicht vorgesehen. DE 20 2012 012 302 U1 discloses, by way of example, a concept of an internal combustion engine with an additional steam cycle process according to Rankine. In this case, the engine is flowed through by a cooling circuit with thermal oil, which cools the engine and can reach higher temperatures without evaporation than water. At this cooling circuit, a heat exchanger is coupled as a heat source for the steam cycle, over which a turbine is driven for a heat-power conversion. A use of exhaust heat, however, is not provided.
  • Ferner offenbart DE 10 2008 060 950 A1 einen Verbrennungsmotor mit zusätzlichem Dampfkreisprozess nach Rankine. Die hierbei aus der Abwärme gewonnene Energie wird in den Antriebsstrang oder in eine Batterie eingekoppelt.Further disclosed DE 10 2008 060 950 A1 an internal combustion engine with an additional steam cycle process according to Rankine. The energy gained from the waste heat is coupled into the drive train or into a battery.
  • Davon ausgehend liegt eine Aufgabe der Erfindung darin, die vorgenannte Verbrennungskraftmaschine mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher so zu gestalten, dass eine weitere Wirkungsgraderhöhung realisierbar ist und damit ein weiter reduzierter Brennstoffbedarf möglich ist.Based on this, an object of the invention is to make the aforementioned internal combustion engine with fluidly cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger so that a further increase in efficiency can be realized and thus a further reduced fuel consumption is possible.
  • Eine weitere Aufgabe liegt darin, den Aufbau des Temperierungssystems für die vorgenannte Verbrennungskraftmaschine mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher zu vereinfachen.Another object is to simplify the structure of the temperature control system for the aforementioned internal combustion engine with fluidically cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger.
  • Die Aufgabe wird mit einer Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. Auf diesen bezogene Unteransprüche geben vorteilhafte Ausgestaltungen wieder. The object is achieved with an internal combustion engine with the features of claim 1. In these related sub-claims give advantageous embodiments again.
  • Die Erfindung basiert auf einer Verbrennungskraftmaschine, vorzugsweise einem Verbrennungsmotor mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher, wobei die Abgasstromführung in diesem mit einem Hochdruckbereich eines fluidischen Rankine-Prozesskreislaufs mit Expansionsmittel und Kompressor thermisch in Wechselwirkung steht.The invention is based on an internal combustion engine, preferably an internal combustion engine with an exhaust gas flow guide with fluidly cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger, wherein the exhaust gas flow in this thermally interacts with a high pressure region of a fluidic Rankine process circuit with expansion means and compressor.
  • Die Lösung der Aufgabe besteht darin, den fluidischen Rankine-Prozesskreislauf über den fluidisch temperierten Abgasturbolader zu führen. Der Grundgedanke basiert darauf, dass das Arbeitsmedium im fluidischen Rankine-Prozesskreislauf vor einer Erwärmung im Abgaswärmetauscher mittels der Abwärme des Turboladers vorgeheizt wird. Vorzugsweise wird der durch das Arbeitsmedium fluidisch temperierte Turbolader über den Hochdruckbereich in den Arbeitsmediumkreislauf des Rankine-Prozesses eingebunden. Weiter bevorzugt ist der Abgasturbolader im Rankine-Prozesskreislauf unmittelbar zwischen Kompressor und Abgaswärmetauscher vorgesehen.The solution to the problem is to guide the fluidic Rankine process cycle over the fluidically tempered exhaust gas turbocharger. The basic idea is based on the fact that the working medium in the fluidic Rankine process cycle is preheated by the waste heat of the turbocharger before being heated in the exhaust gas heat exchanger. Preferably, the fluidically tempered by the working fluid turbocharger is integrated over the high pressure area in the working medium circuit of the Rankine process. More preferably, the exhaust gas turbocharger is provided in the Rankine process cycle directly between the compressor and the exhaust gas heat exchanger.
  • Der Rankine-Prozesskreislauf weist mit dem Turbolader und dem Abgaswärmetauscher in besonders vorteilhafter Weise gleich zwei bevorzugt unmittelbar hintereinander geschaltete Wärmequellen für die Erwärmung des Arbeitsmediums auf. Da der Abgasturbolader meist eine geringere Betriebstemperatur als der Abgaswärmetauscher aufweist, ist der Abgaswärmetauscher in der Abgasstromführung weiter bevorzugt dem Abgasturbolader nachgeschaltet. Durch die Hintereinanderschaltung der beiden Wärmequellen sind grundsätzlich größere Wärmemengen auf das Arbeitsmedium übertragbar und damit auch höhere Massenströme und höhere Dampfgehälter des Arbeitsmediums möglich. Beides wirkt sich positiv auf den Wirkungsgrad und die Leistung der Verbrennungskraftmaschine aus.The Rankine process cycle, with the turbocharger and the exhaust gas heat exchanger, in a particularly advantageous manner has two heat sources, which are preferably connected directly one after the other, for heating the working medium. Since the exhaust gas turbocharger usually has a lower operating temperature than the exhaust gas heat exchanger, the exhaust gas heat exchanger in the exhaust gas flow guide is further preferably downstream of the exhaust gas turbocharger. Due to the series connection of the two heat sources generally larger amounts of heat can be transferred to the working medium and thus higher mass flows and higher steam content of the working medium possible. Both have a positive effect on the efficiency and performance of the internal combustion engine.
  • Herkömmliche Verbrennungskraftmaschinen nutzen dagegen den bestehenden Kühlmittelkreislauf und keinen separaten Medienkreislauf für die Maschine auch für die Temperierung des Abgasturboladers. Diese Wärme wird üblicherweise vom Kühlmittel abtransportiert und einem Kühler zugeführt.Conventional internal combustion engines, however, use the existing coolant circuit and no separate media circuit for the machine for the temperature of the exhaust gas turbocharger. This heat is usually removed from the coolant and fed to a cooler.
  • Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass beim Abstellen der Verbrennungskraftmaschine und damit des diese temperierenden Kühlmittelkreislaufs eine Nachlaufkühlung, welche aufgrund der hohen Temperaturen des Turboladers und seiner großen thermischen Masse nötig ist, nicht mehr über eine zusätzliche elektrische Kühlwasserpumpe sichergestellt werden muss, sondern von der Kreislaufpumpe des Rankine-Prozesskreilaufs mit übernommen wird.Another advantage is that when switching off the internal combustion engine and thus of this tempering coolant circuit a follow-up cooling, which is necessary due to the high temperatures of the turbocharger and its large thermal mass, no longer needs to be ensured by an additional electric cooling water pump, but by the circulation pump of the Rankine process cycle run.
  • Die Verbrennungskraftmaschine ist vorzugsweise ein Fahrzeugverbrennungsmotor vorzugsweise für den Straßenverkehr. Insbesondere dann, aber nicht nur, werden die Expansionsmittel bevorzugt durch eine Expansions-Kraftmaschine, die eine nutzbare mechanische Leistung abgibt, weiter bevorzugt als mindestens eine Turbine oder Scrollexpandervorrichtung ausgestaltet, gebildet. Der Kompressor ist vorzugsweise dann eine Zahnradpumpe oder eine Mehrkolbenpumpe, die durch die vorgenannten Expansionsmittel direkt oder durch einen elektrischen Antrieb (als elektrisch mit Bordnetzspannung (12/48V) betreibbare Pumpe) antreibbar ist. Eine mögliche Ausgestaltung sieht vor, den Kompressor und/oder Expansionskraftmaschine an die Motorwelle (vorzugsweise beide) entweder direkt oder über übliche Übertragungsmittel wie z.B. einen Keil- oder Zahnriemen mechanisch zu koppeln. Weiterhin wird optional eine thermische Anbindung des Kondensators des Rankine-Prozesskreislaufs an den Kühlkreislauf der Verbrennungskraftmaschine vorgeschlagen.The internal combustion engine is preferably a vehicle internal combustion engine, preferably for road traffic. In particular, but not only, the expansion means are preferably formed by an expansion engine that delivers a usable mechanical power, more preferably designed as at least one turbine or Scrollexpandervorrichtung. The compressor is then preferably a gear pump or a multi-piston pump, which can be driven by the aforementioned expansion means directly or by an electric drive (as a pump electrically operated with vehicle electrical system voltage (12 / 48V)). One possible embodiment provides for the compressor and / or expansion engine to be connected to the engine shaft (preferably both) either directly or via conventional transmission means such as e.g. to mechanically couple a V-belt or toothed belt. Furthermore, an optional thermal connection of the condenser of the Rankine process cycle to the cooling circuit of the internal combustion engine is proposed.
  • Durch die Umsetzung dieser Verschaltungsart, insbesondere durch die Nutzung der Kühlungsabwärme des Turboladers als Wärmequelle sind zusätzliche Einsparpotentiale erschließbar. Mögliche Dampfkreisprozess steigern ihren Wirkungsgrad durch die Nutzung der Turboladerkühlungsabwärme, wodurch Kraftstoff eingespart wird und als Folge dessen CO2-Emissionen reduzierbar sind. Durch den Austausch einer herkömmlichen Wasserkühlung des Abgasturboladers durch eine Anbindung an den Rankine-Prozesskreislauf wird die anfallende Wärme nutzbar und nicht in das Kühlsystem abgeleitet.By implementing this Verschaltungsart, in particular by the use of the cooling waste heat of the turbocharger as a heat source additional savings potential can be developed. Possible steam cycle processes increase their efficiency through the use of turbocharger cooling waste heat, which saves fuel and as a result of which CO 2 emissions are reducible. By replacing a conventional water cooling of the exhaust gas turbocharger by a connection to the Rankine process cycle, the heat generated is used and not discharged into the cooling system.
  • Die Erfindung wird anhand von Ausführungsbeispielen und den folgenden Figuren näher erläutert es zeigen
    • 1 eine schematische Darstellung eines Verbrennungsmotors mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher in herkömmlicher Verschaltung, wobei die Abgasstromführung in diesem mit einem Hochdruckbereich eines fluidischen Rankine-Prozesskreislaufs mit einem Expansionsmittel und einem Kompressor thermisch in Wechselwirkung steht,
    • 2 eine schematische Darstellung einer Ausführung eines Verbrennungsmotors mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader und Abgaswärmetauscher, wobei die Abgasstromführung in diesem mit einem Hochdruckbereich eines fluidischen Rankine-Prozesskreislaufs mit einem Expansionsmittel und einem Kompressor thermisch in Wechselwirkung steht und der fluidische Rankine-Prozesskreislauf über den fluidisch temperierten Abgasturbolader geführt ist,
    • 3a und b jeweils eine schematische Detaildarstellung des Rankine Prozesskreislaufes ohne Einbindung des Abgasturboladers mit den berechneten Prozessparametern bei 120 km/h (a) und 50 km/h (b) Fahrgeschwindigkeit sowie
    • 4 eine schematische Detaildarstellung des Rankine Prozesskreislaufes mit den berechneten Prozessparametern bei 50 km/h Fahrgeschwindigkeit mit Turboladerabwärmenutzung.
    The invention will be explained in more detail with reference to embodiments and the following figures show it
    • 1 a schematic representation of an internal combustion engine with an exhaust gas flow guide with fluidly cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger in conventional interconnection, wherein the exhaust gas flow in this thermally interacts with a high-pressure region of a fluidic Rankine process cycle with an expansion agent and a compressor,
    • 2 a schematic representation of an embodiment of an internal combustion engine with an exhaust gas flow guide with fluidly cooled exhaust gas turbocharger and exhaust gas heat exchanger, the exhaust gas flow in this with a high-pressure region of a fluidic Rankine process cycle with an expansion agent and a compressor thermally in Interaction is and the fluidic Rankine process cycle is guided over the fluid-temperature exhaust gas turbocharger,
    • 3a and b in each case a schematic detail of the Rankine process cycle without integration of the exhaust gas turbocharger with the calculated process parameters at 120 km / h (a) and 50 km / h (b) driving speed and
    • 4 a schematic detail of the Rankine process cycle with the calculated process parameters at 50 km / h driving speed with turbocharger waste heat utilization.
  • Eine Verbrennungskraftmaschine 1 in Form eines kolbengetriebenen Verbrennungsmotors 2 mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader 3 und Abgaswärmetauscher 4 im Abgasstrang 5 zeigt 1 (Stand der Technik) und 2. In den dargestellten Ausgestaltungen erfolgt die Abgasstromführung aus den Zylindern des Verbrennungsmotors über ein Hosenrohr 6 in den gemeinsamen Abgasstrang, in diesem in den Turbolader, anschließend in einen Abgaskatalysator 7 und von dort in den Abgaswärmetauscher 4. Im Abgaswärmetauscher erfolgt eine Übertragung von Wärme aus dem Abgas in ein fluidisches Arbeitsmedium in einem Hochdruckbereich 8 eines Rankine-Kreisprozesses 9. Das fluidische Arbeitsmedium im Rankine-Prozess folgt einem Kreislauf. Nach der vorzugsweise isobaren Aufnahme von Wärme im Hochdruckbereich durch das Arbeitsmedium erfolgt anschließend eine vorzugsweise adiabatische Expansion mit gleichzeitiger Abkühlung durch Expansionsmittel 10 in den Niederdruckbereich 11 des Rankine-Kreisprozesses 9. Das Expansionsmittel wird in den dargestellten Ausführungsbeispielen durch eine Turbine 14 gebildet, dessen Antriebswelle im dargestellten Beispiel mit einem Generator 15 verbunden ist. Im Niederdruckbereich erfolgt eine Zuführung des Arbeitsmediums in einen Kondensator 12, in dem das Arbeitsfluid Wärme an einem Wärmeempfänger, z.B. einem Hauptwasserkühler und/oder einer Innenraumbelüftung eines Kraftfahrzeugs, abgibt. Das Arbeitsfluid selbst wird im Kondensator im Rahmen einer bevorzugt isobaren Kondensation überwiegend, vorzugsweise möglichst vollständig verflüssigt und einer Speisepumpe 13 zugeführt. In der Speisepumpe erfolgt eine vorzugsweise adiabatische Kompression und Rückführung des Arbeitsmediums zurück in den Hochdruckbereich. Ferner sind in 1 und 2 ein Kühlkreislauf 16 mit Kühler 17 für den Verbrennungsmotor wiedergegeben.An internal combustion engine 1 in the form of a piston-driven internal combustion engine 2 with fluidically cooled turbocharger 3 and exhaust gas heat exchanger 4 in the exhaust system 5 shows 1 (Prior art) and 2 , In the illustrated embodiments, the exhaust gas flow from the cylinders of the engine takes place via a bifurcated pipe 6 in the common exhaust system, in this in the turbocharger, then in a catalytic converter 7 and from there into the exhaust gas heat exchanger 4 , In the exhaust gas heat exchanger, heat is transferred from the exhaust gas into a fluidic working medium in a high-pressure region 8th a Rankine cycle 9 , The fluidic working fluid in the Rankine process follows a cycle. After the preferably isobaric absorption of heat in the high-pressure region by the working medium, a preferably adiabatic expansion is then carried out with simultaneous cooling by expansion medium 10 in the low pressure area 11 of the Rankine cycle 9 , The expansion means is in the illustrated embodiments by a turbine 14 formed, the drive shaft in the example shown with a generator 15 connected is. In the low pressure area, a supply of the working medium takes place in a condenser 12 in that the working fluid gives off heat to a heat receiver, eg a main water cooler and / or an interior ventilation of a motor vehicle. The working fluid itself is in the condenser in the context of a preferably isobaric condensation predominantly, preferably as completely as possible liquefied and a feed pump 13 fed. In the feed pump, preferably adiabatic compression and recycling of the working medium takes place back into the high-pressure region. Furthermore, in 1 and 2 a cooling circuit 16 with cooler 17 reproduced for the internal combustion engine.
  • 1 repräsentiert die Ausgestaltung einer herkömmlichen Verbrennungskraftmaschine. Der Rankine-Prozesskreislauf ist nicht in den Temperierungsprozess des Verbrennungsmotors oder des Turboladers eingebunden. Die Temperierung des Turboladers erfolgt mittels eines vom Kühlkreislauf 16 des Verbrennungsmotors 2 abgezweigten Bypasses 18 mit einer eigenen Förderpumpe 19, der einen Teil des Kühlmittels in den Turbolader umleitet. Der Rankine-Prozesskreislauf dient dagegen der Nutzung der Restwärme des den Abgaskatalysator 7 verlassenden Abgases und nicht der Ausnutzung von weiteren Wärmequellen. 1 represents the embodiment of a conventional internal combustion engine. The Rankine process cycle is not integrated into the tempering process of the internal combustion engine or the turbocharger. The temperature of the turbocharger by means of a cooling circuit 16 of the internal combustion engine 2 branched by-pass 18 with its own pump 19 which diverts a portion of the coolant into the turbocharger. By contrast, the Rankine process cycle serves to utilize the residual heat of the catalytic converter 7 leaving exhaust gas and not the use of other heat sources.
  • Davon ausgehend offenbart 2 eine bevorzugte Ausgestaltung zur Lösung der eingangs genannten Aufgabe, bei dem der Hochdruckbereich 8 des Rankine-Prozesskreislaufes in die Temperierung des Abgasturboladers 3 eingebunden ist. Das Arbeitsmedium wird von der Speisepumpe 13 (Kreislaufpumpe) zunächst in den Turbolader 3 gefördert. Dort wird es im bevorzugt kontinuierlichen Fluidstrom von der Temperatur T1 auf die höhere Temperatur T2 erwärmt. Das Arbeitsmedium verbleibt vorzugsweise flüssig, wobei auch eine partielle Verdampfung im Turbolader im Rahmen der Erfindung liegt. Danach fließt das Arbeitsmedium weiter zum Abgaswärmetauscher, wo weiter erwärmt wird. Die Erwärmung erfolgt im Turbolader und im Abgaswärmetauscher in jeden Fall zweistufig, wobei in beiden Stufen eine Erwärmung erfolgt, die bei Erreichen der Siedetemperatur in Summe eine partielle oder vollständige Verdampfung des Arbeitsmediums beinhaltet. Die Erwärmung im Turbolader dient der Vorwärmung des Arbeitsmediums für eine Erwärmung und ggf. Überhitzung in der nachfolgenden zweiten Stufe, d.h. im Abgaswärmetauscher. Abgesehen von minimalen Druckverlusten über den Turbolader bleibt das Druckniveau konstant (isobare Erwärmung in beiden Stufen).Based on this revealed 2 a preferred embodiment for the solution of the above-mentioned object, wherein the high pressure area 8th of the Rankine process cycle in the temperature of the exhaust gas turbocharger 3 is involved. The working fluid is supplied by the feed pump 13 (Circulation pump) first in the turbocharger 3 promoted. There it is heated in the preferably continuous fluid flow from the temperature T 1 to the higher temperature T 2 . The working medium preferably remains liquid, whereby a partial evaporation in the turbocharger is within the scope of the invention. Thereafter, the working fluid continues to the exhaust gas heat exchanger, where is further heated. The heating takes place in two stages in the turbocharger and in the exhaust gas heat exchanger in each case, wherein in both stages, a heating takes place, which includes a partial or complete evaporation of the working medium when the boiling temperature is reached. The heating in the turbocharger is used to preheat the working fluid for heating and possibly overheating in the subsequent second stage, ie in the exhaust gas heat exchanger. Apart from minimal pressure losses across the turbocharger, the pressure level remains constant (isobaric heating in both stages).
  • Bei konstanten Arbeitsmediummassenstrom und konstantem Wärmeangebot aus dem Verbrennungsabgas ist auf vorteilhafter Weise ein höherer Dampfgehalt oder eine größere Überhitzung nach Abgaswärmetauscher erreichbar. Andrerseits ermöglicht die Vorwärmung im Turbolader eine Erhöhung des Arbeitsmediummassenstroms im Rankine-Prozesskreislauf bei gegenüber der in 1 dargestellten Ausgestaltung gleichem Dampfgehalt. Beides erhöht die erzielbare Leistungsabgabe des Restwärmenutzungssystems.At constant working medium mass flow and constant supply of heat from the combustion exhaust gas is advantageously a higher steam content or greater overheating after exhaust gas heat exchanger achievable. On the other hand, the preheating in the turbocharger allows an increase in the working medium mass flow in the Rankine process cycle with respect to in 1 illustrated embodiment same steam content. Both increase the achievable power output of the residual heat utilization system.
  • Ferner spart man mit der in 2 dargestellten Lösung die separate Förderpumpe 19 für die Turboladertemperierung ein, da die Temperierung durch den Arbeitsmediummassenstrom des Rankine-Prozesskreislaufes und der hierfür bereits vorhandenen Speisepumpe mit übernommen wird. Dies ermöglicht auch die Nachlaufkühlung des Turboladers nach einem Abstellen des Verbrennungsmotors, die durch die Speisepumpe des Rankine-Kreislaufs mit übernommen wird.Furthermore, one saves with the in 2 shown solution, the separate feed pump 19 for turbocharger temperature control, since the temperature is taken over by the working medium mass flow of the Rankine process cycle and the feed pump already existing for this purpose. This also allows the follow-up cooling of the turbocharger after stopping the engine, which is taken over by the feed pump of the Rankine cycle with.
  • Ein besonderer Vorteil liegt folglich darin, dass die Verbrennungskraftmaschine z.B. eines Fahrzeugs durch die Einbindung des Turboladers in das Restwärmenutzungssystem nicht steigt, sondern sinkt und gleichzeitig der Wirkungsgrad des Gesamtsystems angehoben wird.A particular advantage is therefore that the internal combustion engine, for example, a vehicle by the integration of the turbocharger in The residual heat utilization system does not increase, but decreases and at the same time the efficiency of the entire system is raised.
  • Es zeigt sich, dass die Nutzung einer zusätzlichen Wärmequelle die Leistungsabgabe aus der Restwärmenutzung steigern kann und damit zusätzliche Kraftstoffeinsparungen ermöglicht. Die Nutzung des Turboladers als eine solche Quelle hat sich als praktikabel erwiesen und wird vorgeschlagen. Die Leistungsfähigkeit der Restwärmenutzung wird gesteigert ohne Nachteile auf das restliche System zu haben.It turns out that the use of an additional heat source can increase the power output from the use of residual heat, thereby enabling additional fuel savings. The use of the turbocharger as such a source has been found to be practicable and is proposed. The efficiency of the residual heat utilization is increased without having disadvantages to the rest of the system.
  • 3a und b geben typische Parameterbereiche in einem Rankine-Prozesskreislauf ohne Einbindung des Abgasturboladers wieder, wie sie im Rahmen einer herkömmlichen in 1 dargestellten Verbrennungskraftmaschine eines Kraftfahrzeugs ermittelt werden (mit den berechneten Prozessparametern bei 120 km/h (a) und 50 km/h (b) Fahrgeschwindigkeit). 3a and b represent typical parameter ranges in a Rankine process cycle without the involvement of the exhaust gas turbocharger, as in the context of a conventional in 1 shown internal combustion engine of a motor vehicle (with the calculated process parameters at 120 km / h (a) and 50 km / h (b) driving speed).
  • 4 gibt dagegen die mit vergleichbaren Parameter der in 2 vorgeschlagenen Lösung wieder, wie bei 3b mit den berechneten Prozessparametern bei 50 km/h Fahrgeschwindigkeit. 4 On the other hand, there are those with comparable parameters in 2 proposed solution again, as in 3b with the calculated process parameters at 50 km / h driving speed.
  • In 4 und 3b wird der in den Abgaswärmetauscher eingehende Abgasstrom als identisch vorausgesetzt (39 kg/h Massendurchsatz bei 450°C). Der Arbeitsmediummassenstrom des Rankine-Prozesskreislaufes ist in der Ausführung mit eingebundener Turboladertemperierung gemäß 4 mit 12 kg/h größer angesetzt als in der herkömmlichen Ausführung gemäß 3b (10 kg/h), wobei der Arbeitsmediummassenstrom im Hochdruckbereich nach Verlassen des Abgaswärmetauschers (Punkt C) mit 142°C bei 4,6 bar identische Zustandsdaten angenommen werden. Mit diesen Zustandsdaten tritt der Arbeitsmediummassenstrom in die Turbine 10 ein. Der größere Massenstrom in 4 macht sich in einer vorteilhaft höheren Leistung sowohl in der Turbine (192 W anstelle 183 W) als auch im Kondensator (4 kW anstelle 3,8 kW) bemerkbar. Die Temperaturen und Drücke im Niederdruckbereich 11 zwischen Turbine 10 und Speisepumpe 13 (Punkt D und A) sind vergleichbar.In 4 and 3b the exhaust gas flow entering the exhaust gas heat exchanger is assumed to be identical (39 kg / h mass flow rate at 450 ° C). The working medium mass flow of the Rankine process cycle is in the version with integral turbocharger temperature control according to 4 assumed to be 12 kg / h larger than in the conventional design according to 3b (10 kg / h), wherein the working medium mass flow in the high pressure area after leaving the exhaust gas heat exchanger (point C) with 142 ° C at 4.6 bar identical state data are assumed. With these status data, the working medium mass flow enters the turbine 10 one. The larger mass flow in 4 performs in a favorably higher power both in the turbine (192 W instead of 183 W) and in the capacitor ( 4 kW instead of 3.8 kW) noticeable. The temperatures and pressures in the low pressure range 11 between turbine 10 and feed pump 13 (Points D and A) are comparable.
  • Wesentlich ist, dass die Eintrittstemperatur des Arbeitsmediummassenstrom in den Abgaswärmetauscher (Punkt B) durch die Vorwärmung durch den Turbolader 3 auf 79°C vorgewärmt wurde, während hingegen der Arbeitsmediummassenstrom in der Ausführung ohne Vorwärmung mit 61°C in den Abgaswärmetauscher eintritt. Durch die Vorwärmung wird nicht nur die Abwärme des Turboladers ohne einen eigenständigen Temperierungskeislauf (vgl. 1) für eine Leistungsabgabe an Turbine und Kondensator nutzbar, sondern ermöglicht insbesondere eine Erhöhung des Arbeitsmediummassenstroms. Dennoch fällt die Abkühlung des Abgasstroms durch den Abgaswärmetauscher in der herkömmlichen Ausführung gem. Fig.3b höher aus. Geht man bei der Temperatur des Abgasstroms vor Erreichen des Abgaswärmetauschers TAbg_v_AWT (Punkt E) noch von einem gleichen Wert für beide in 3b und 4 dargestellte Ausgestaltungen aus (TAbg_v_AWT = 450°C), stellt sich die Temperatur im Abgasstrom nach Passieren des Abgaswärmetauschers TAbg_n_AWT (Punkt F) auf unterschiedliche Werte ein. Eine ebenso hohe Abkühlung durch die in 4 wiedergegebene Ausgestaltung wäre möglich und würde wiederum eine höhere Temperatur an der Turbine oder die Einstellung eines noch höheren Arbeitsmediummassenstroms ermöglichen. Beides ist in einer weiteren Anhebung der Leistungsabgabe an Turbine und Kondensator direkt nutzbar, ohne dass weitere Energie aufgewendet werden muss.It is essential that the inlet temperature of the working medium mass flow in the exhaust gas heat exchanger (point B) by the preheating by the turbocharger 3 preheated to 79 ° C, whereas the working medium mass flow in the version without preheating with 61 ° C enters the exhaust gas heat exchanger. By preheating not only the waste heat of the turbocharger without an independent Temperierungskeislauf (see. 1 ) can be used for a power output to turbine and condenser, but in particular allows an increase of the working medium mass flow. Nevertheless, the cooling of the exhaust gas flow through the exhaust gas heat exchanger in the conventional design acc. Fig.3b higher. If one goes at the temperature of the exhaust gas flow before reaching the exhaust gas heat exchanger T Abg_v_AWT (point E) of a same value for both in 3b and 4 shown embodiments of (T Abg_v_AWT = 450 ° C), the temperature in the exhaust gas stream after passing through the exhaust gas heat exchanger T Abg_n_AWT (point F) to different values. An equally high cooling by the in 4 reproduced embodiment would be possible and would in turn allow a higher temperature at the turbine or the setting of an even higher working medium mass flow. Both can be used directly in a further increase in the power output to the turbine and condenser without having to spend more energy.
  • Gegenüber den in 1 und 2 wiedergegebenen Ausgestaltungen des Rankine-Prozesskreislaufs weisen 3a und b sowie 4 ein Ausgleichsgefäß 20 und ein an den Kondensator 12 angeschlossenen Kondensatorkühlkreislauf 21 z.B. für eine Innenraumheizung des Fahrzeugs auf.Opposite the in 1 and 2 have reproduced embodiments of the Rankine process cycle 3a and b and 4 a compensating vessel 20 and one to the condenser 12 connected capacitor cooling circuit 21 eg for an interior heating of the vehicle.
  • BezugszeichenlisteLIST OF REFERENCE NUMBERS
  • 11
    VerbrennungskraftmaschineInternal combustion engine
    22
    Verbrennungsmotorinternal combustion engine
    33
    Abgasturboladerturbocharger
    44
    AbgaswärmetauscherExhaust gas heat exchanger
    55
    Abgasstrangexhaust gas line
    66
    HosenrohrY-pipe
    77
    Abgaskatalysatorcatalytic converter
    88th
    HochdruckbereichHigh pressure area
    99
    Rankine-ProzesskreislaufRankine cycle circuit
    1010
    Expansionsmittelexpansion means
    1111
    NiederdruckbereichLow pressure area
    1212
    Kondensatorcapacitor
    1313
    Speisepumpefeed pump
    1414
    Turbineturbine
    1515
    Generatorgenerator
    1616
    KühlkreislaufCooling circuit
    1717
    Kühlercooler
    1818
    Bypassbypass
    1919
    Förderpumpefeed pump
    2020
    Ausgleichsgefäßexpansion tank
    2121
    KondensatorkühlkreislaufCondenser cooling circuit
  • ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG QUOTES INCLUDE IN THE DESCRIPTION
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  • Zitierte PatentliteraturCited patent literature
    • DE 202012012302 U1 [0006]DE 202012012302 U1 [0006]
    • DE 102008060950 A1 [0007]DE 102008060950 A1 [0007]

Claims (7)

  1. Verbrennungskraftmaschine (1) mit einer Abgasstromführung mit fluidisch gekühltem Abgasturbolader (3) und Abgaswärmetauscher (4), wobei die Abgasstromführung in diesem mit einem Hochdruckbereich (8) eines fluidischen Rankine-Prozesskreislaufs (9) mit Expansionsmittel (10) und Kompressor (13) thermisch in Wechselwirkung steht, dadurch gekennzeichnet, dass der fluidische Rankine-Prozesskreislauf (9) über den fluidisch temperierten Abgasturbolader (3) geführt ist.Internal combustion engine (1) with an exhaust gas flow guide with fluidically cooled exhaust gas turbocharger (3) and exhaust gas heat exchanger (4), wherein the exhaust gas flow in this with a high pressure region (8) of a Rankine fluidic process circuit (9) with expansion means (10) and compressor (13) thermally is in interaction, characterized in that the fluidic Rankine process cycle (9) via the fluidically tempered exhaust gas turbocharger (3) is guided.
  2. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgaswärmetauscher (4) in der Abgasstromführung dem Abgasturbolader (3) nachgeschaltet ist.Internal combustion engine after Claim 1 , characterized in that the exhaust gas heat exchanger (4) in the exhaust gas flow guide downstream of the exhaust gas turbocharger (3).
  3. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Hochdruckbereich (8) des fluidische Rankine-Prozesskreislaufs (9) über den fluidisch temperierten Abgasturbolader (3) geführt ist.Internal combustion engine after Claim 1 or 2 , characterized in that the high-pressure region (8) of the fluidic Rankine process cycle (9) is guided over the fluidically tempered exhaust gas turbocharger (3).
  4. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasturbolader (3) zwischen Kompressor (13) und Abgaswärmetauscher (4) im Rankine-Prozesskreislauf (9) vorgesehen ist.Internal combustion engine after Claim 3 , characterized in that the exhaust gas turbocharger (3) between the compressor (13) and the exhaust gas heat exchanger (4) in the Rankine process cycle (9) is provided.
  5. Verbrennungskraftmaschine nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Expansionsmittel (10) durch eine Expansions-Kraftmaschine gebildet wird.Internal combustion engine according to one of the preceding claims, characterized in that the expansion means (10) is formed by an expansion engine.
  6. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Expansions-Kraftmaschine eine Turbine oder Scrollexpandervorrichtung umfasst.Internal combustion engine after Claim 5 characterized in that the expansion engine comprises a turbine or a scroll expander device.
  7. Verbrennungskraftmaschine nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kompressor (13) eine Zahnradpumpe oder eine Mehrkolbenpumpe umfasst.Internal combustion engine according to one of the preceding claims, characterized in that the compressor (13) comprises a gear pump or a multi-piston pump.
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