WO2010124765A2 - Wärmenutzungsvorrichtung und betriebsverfahren - Google Patents

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WO2010124765A2
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condenser
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heat utilization
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Jan GÄRTNER
Thomas Koch
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a method for operating a heat utilization device, in particular a motor vehicle, with the features of the preamble of claim 1. Furthermore, the invention relates to a heat utilization device for use as a waste heat utilization device of an internal combustion engine, in particular of a motor vehicle.
  • US Pat. No. 5,327,987 discloses a hybrid vehicle having an internal combustion engine driving a first vehicle axle, an electric motor driving a second vehicle axle, and a waste heat utilization device using an exhaust heat and an engine heat, wherein a pressure control device for regulating a high pressure in the region of a heat-carrying heat exchanger Waste heat recovery device is provided.
  • DE 10 2004 024 402 A1 describes a heat engine with an expansion machine and with an electric rotary device which can be used as a current generator or electric motor.
  • a power transmission device disposed between the expansion machine and the rotary electric device is formed as a planetary gear, wherein the expansion machine, the rotary electric device and the power transmission device are integrally housed in a housing.
  • a described in DE 10 2007 024 894 A1, designed as Clausius-Rankine cycle heat utilization device is connected via a condenser of the heat utilization device with a cooling circuit, both circuits share both the working fluid and the condenser.
  • a working fluid mass flow of the Rankine cycle is reduced when a predicted total working fluid mass flow of both circuits exceeds a preset threshold.
  • US Pat. No. 7,174,732 B2 describes a heat utilization device with an expansion machine, a condenser, a feed pump and an evaporator, wherein a rotation of a fan of the condenser is regulated on the basis of a signal of a pressure sensor arranged after the expansion machine and in front of the condenser. By controlling the fan, the pressure prevailing after the expansion machine pressure is controlled.
  • the present invention is concerned with the problem of providing, for a method of operating a heat utilization device and a heat utilization device for use as a waste heat utilization device of an internal combustion engine, an improved or at least another embodiment, which is particularly characterized in that even during a high load operation of a heat of vaporization of the heat utilization device the heat-using device can not be damaged by overheating, without costly over-dimensioning the heat-using device due to its cost.
  • the invention is based on the general idea of increasing the condensation temperature in a condenser of the heat utilization device by raising a low pressure prevailing in the region of the condenser so that a gaseous working fluid coming from an expansion machine of the heat utilization device can be completely liquefied in the condenser. If the working fluid is not completely liquefied in the condenser, a feed pump of the heat utilization device following in a working fluid path has to perform the liquefaction of the partially gaseous or vaporous working fluid. Either in this case, the feed pump with high cost of such performance designed or it is permanently destroyed by the temporary occurrence of gaseous or vaporous working fluid. This can be avoided by increasing a condensation temperature in the condenser, thereby enabling a cost-effective design of the heat utilization device.
  • the expansion ratio is defined as the ratio of the pressure before expansion to the pressure after expansion.
  • the pressure ratio or expansion ratio is directly related to the volume ratio, ie the ratio of the volume before expansion to the volume after expansion, the expansion machine.
  • This volumetric ratio can be reduced by adjusting the valve timing in reciprocating engines or in slot-controlled engines by adjusting the slot timing or variable turbine geometry. Alternatively or additionally, a throttle may also be used.
  • a reduction in the expansion ratio can be achieved by increasing the low pressure in the circuit, lowering the high pressure, or a combination of both.
  • the expansion ratio is reduced by increasing an inflow cross section of an inflow path of the working fluid to the expansion machine.
  • the low pressure can be increased by opening the Zuströmqueriteses of the working fluid to the expansion machine.
  • an increase in the low pressure in a low pressure path of the working fluid occurs almost simultaneously with the increase of the condensation temperature in the low pressure path.
  • the reduction of the expansion ratio is performed by adjusting the low pressure by changing a speed of the expander.
  • the reduction of the expansion ratio is carried out by adjusting the low pressure to the expansion machine by slit control of the inflow cross section of the working fluid.
  • a heat transfer stream from Working fluid can be increased to a condenser environment.
  • this is only sufficiently effective in cooperation with the increase of the condensation temperature, since in the case of a very small temperature difference between the condensation temperature and an ambient temperature of the condenser environment, the heat transfer current is almost negligible. Accordingly, a reduction in the working fluid mass flow causes a reduction in the heat transfer flow from the working fluid to a condenser environment.
  • the ambient temperature may be at least partially formed by the temperature of a cooling medium of the capacitor.
  • Fig. 1 is a pressure-enthalpy diagram of a Clausius-Rankine cycle process in
  • a heat utilization device 1 a heat of evaporation 2, such.
  • an expansion machine 3 As an internal combustion engine, as a high-temperature heat source, an expansion machine 3 with a power converter 4, a capacitor 5 as a low-temperature heat source and a feed pump 6 on.
  • the evaporation heat source 2 As a high-temperature heat source, heat is added to the Capacitor 5 is transferred as a low temperature source, thereby converting a part of the transferred heat by the heat utilization device 1 into usable mechanical work, while simultaneously cooling the evaporation heat source 2 by the transfer and heating a condenser environment of the condenser 5.
  • a pressure-enthalpy curve 7 of a working fluid of the heat utilization device 1 which together with an x-axis 8, on which the enthalpy h is removed, encloses a region 9, which indicates a simultaneous presence of a gaseous and a liquid state of aggregation of the working fluid.
  • the vaporization curves 13, 14, 15, 16 in region 9, which characterize the presence of the liquid and gaseous states of the working fluid, are parallel to the x-axis 8.
  • the vaporization curves 13, 14, 15, 16 strike in the area 9 a second time with the pressure-enthalpy curve 7 in several points 17 ', 18', 19 ', 20' together.
  • the curve points 17 ', 18', 19 ', 20' all the working fluid has changed from the liquid state of matter into the gaseous state of matter.
  • the curve of the evaporation curves 13, 14, 15, 16 in the region 12 of the gaseous state of matter of the working fluid thus shows the behavior of the working fluid in the gaseous state of matter with further pressure reduction. According to the course of evaporation curves 13, 14, 15, 16 in region 12, this process is not isenthalpic.
  • FIG. 1 shows a cyclic process 21 which illustrates the different states A, B, C 1 D of the working fluid in the cyclic process 21.
  • the working fluid is present as superheated steam or superheated gas.
  • the gas flows through the expansion machine 3, wherein the working fluid undergoes a pressure drop and a temperature drop. In this case, an enthalpy difference ⁇ h is converted by the expansion machine 3 into useful work.
  • the working fluid is liquefied by the condenser 5.
  • the working fluid flows through the feed pump 6 on the way from C to D and experiences an almost isenthalpic pressure increase, since the enthalpy increase, in the case of an isentropic process, a product of volume and pressure difference, with compression of liquids compared to other enthalpy differences of the cycle 21 very is low.
  • the liquefied working fluid is first heated to the evaporation temperature, then evaporated and a resulting vapor of the working fluid is overheated up to the point A by the waste heat of the evaporation heat source 2.
  • the above-described cycle with the states A, B, C, D of the working fluid essentially represents an ideal cycle.
  • the state point B does not lie exactly on the pressure-enthalpy curve 7. Namely, if the working fluid is partially already liquefied during flow through the expansion machine 3, the state point B is within the range 9. In this case, the enthalpy difference ⁇ h and thus the energy yield of useful mechanical work is increased. If the vaporous working fluid has to be cooled down before flowing through the condenser 5 before it can be liquefied, the state point B is arranged in the region 12. It is also possible that the state point C is also not on the pressure-enthalpy curve 7.
  • the state point C is in the range 10. If the condenser 5 does not completely liquefy the working fluid, the state point C lies within the range 9.
  • a temperature difference ⁇ T between the ambient temperature of the condenser environment and the condensation temperature Tu of the working fluid is largely responsible for the magnitude of the heat transfer flow dQ between the working fluid and the condenser environment.
  • the heat transfer between the condenser environment and the working fluid takes place according to the following formula:
  • A is the area of heat transfer
  • ⁇ T is the temperature difference between the ambient temperature of the
  • Working fluid mass flow of the working fluid is.
  • the height of the heat transfer flow dQ can also be increased by a working fluid mass flow because the heat transfer coefficient a is dependent on the working fluid mass flow and becomes larger the larger the working fluid mass flow.
  • FIG. 2 shows the result of such an increase of the low pressure from pu to Pu * with respect to the cyclic process 21.
  • the working fluid during z. B. the flow through the evaporation heat source 2 thus a reduced high pressure p 0 * and a reduced evaporation temperature T 0 * on.
  • the low pressure pu * and the condensation temperature T y * of the working fluid z. B. increases when flowing through the capacitor 5.
  • the change of the low pressure from pu to pu * is possible by reducing the expansion ratio, for example, by changing an inflow cross section of an inflow path of the working fluid to the expansion machine 3 of the heat utilization device 1.
  • the inflow cross section is in an expedient embodiment by a throttle device 24 in the form z.
  • a throttle valve As a throttle valve, a variable turbine geometry or the like on demand reduced or increased. This raises automatically and at the same time by increasing the inflow cross section an increase of the low pressure pu and the condensation temperature Tu of the working fluid in the region of the condenser 5 with a likewise simultaneously occurring increase in the high pressure p 0 and the evaporation temperature To in the range of the evaporation heat source 2 a.
  • the working fluid mass flow through z. B. the feed pump 6 can be increased.
  • Increasing the working fluid mass flow leads, via the increase in the heat transfer coefficient ⁇ , to an increased heat transfer flow dQ from the working fluid to the condenser environment.
  • Disadvantageous of an increase in the working fluid mass flow is the fact that, despite an increase in the heat transfer coefficient and the transferred heat, the amount of heat to be dissipated for complete condensation of the working fluid increases.
  • a preferred embodiment takes into account that, especially in a high-load operation of the evaporation heat source 2 of the heat utilization device 1, the capacitor 5 may no longer be able to dissipate the amount of heat completely and because of this complete condensation of the working fluid is no longer ensured. Particularly in this case, by raising the condensation temperature Tu of the working fluid, it is possible to increase the heat transfer current dQ. Since more heat can be transferred from the working fluid to the condenser environment, complete liquefaction of the working fluid is ensured again.
  • the ambient temperature of the condenser environment is taken into account and, if appropriate, the condensation temperature Tu of the working fluid is also adapted in a normal-load operation. This can be used at very high ambient temperatures z. B. be necessary in the summer to ensure complete liquefaction of the working fluid.
  • an advantageous embodiment can be equipped with a sensor device which determines the pressure and / or the temperature at at least one point of the cycle 21. Due to the at least one determined measured value, the low pressure pu is then adjusted. For this reason, it may be advantageous to determine the pressure and / or the temperature in the condenser 5, shortly after the expansion machine 3 and in the evaporation heat source. Also advantageous is the determination of the working fluid mass flow.
  • the cycle 21 is designed as a Clausius-Rankine cycle. Also conceivable, however, is the design as a Carnot cycle, as a Stirling cycle or the like.
  • a heat utilization device 1 which is used in the manner described above as a waste heat utilization device of an internal combustion engine, has the advantage that the entire heat utilization device 1 can be dimensioned smaller, without suffering damage in certain situations due to overheating.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Wärmenutzungsvorrichtung (1), insbesondere eines Kraftfahrzeuges, wobei die Wärmenutzungsvorrichtung (1) ein Arbeitsfluid aufweist, das nach erfolgter Expansion in einer Expansionsmaschine (3) der Wärmenutzungsvorrichtung (1) durch einen Kondensator (5) der Wärmenutzungsvorrichtung (1) verflüssigt wird. Durch Öffnen eines Zuströmquerschnittes eines Arbeitsfluides der Abwärmenutzungsvorrichtung (1) auf eine Expansionsmaschine (3) der Wärmenutzungsvorrichtung (1) ist es möglich, durch ein sofortiges Ansteigen eines Niederdruckes (pU, pU*) des Arbeitsfluids im Bereich der Kondensators (5) und einer damit einhergehenden sofortigen Erhöhung der Kondensationstemperatur (TU, TU*) des Arbeitsfluides im Bereich des Kondensators (5) einen Wärmeübergangsstrom (dQ) von dem Arbeitsfluid auf die Kondensatorumgebung zu erhöhen und somit die vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluides im Kondensator (5) sicherzustellen.

Description

Wärmenutzungsvorrichtung und Betriebsverfahren
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Wärmenutzungsvorrichtung, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1. Außerdem betrifft die Erfindung eine Wärmenutzungsvorrichtung zur Verwendung als Abwärmenutzungsvorrichtung eines Verbrennungsmotors, insbesondere eines Kraftfahrzeugs.
Aus der US 5 327 987 ist ein Hybridfahrzeug mit einem eine erste Fahrzeugachse antreibenden Verbrennungsmotor, mit einem eine zweite Fahrzeugachse antreibenden Elektromotor und mit einer eine Abgaswärme und eine Verbrennungsmotorwärme nutzenden Abwärmenutzungsvorrichtung bekannt, bei der eine Druckregelungseinrichtung zur Regulierung eines Hochdruckes im Bereich eines wärmezuführenden Wärmetauschers der Abwärmenutzungsvorrichtung vorgesehen ist.
In der DE 10 2004 024 402 A1 wird eine Wärmekraftmaschine mit einer Expansionsmaschine und mit einer als Stromgenerator oder Elektromotor verwendbaren elektrischen Dreheinrichtung beschrieben. Eine zwischen der Expansionsmaschine und der elektrischen Dreheinrichtung angeordnete Kraftübertragungsvorrichtung ist als Planetengetriebe ausgebildet, wobei die Expansionsmaschine, die elektrische Dreheinrichtung und die Kraftübertragungsvorrichtung integral in einem Gehäuse untergebracht sind.
Eine in der DE 10 2007 024 894 A1 beschriebene, als Clausius-Rankine-Kreislauf ausgebildete Wärmenutzungsvorrichtung ist über einen Kondensator der Wärmenutzungsvorrichtung mit einem Kühlkreislauf verbunden, wobei beide Kreisläufe sowohl das Arbeitsfluid als auch den Kondensator gemeinsam nutzen. Dabei wird ein Arbeitsfluidmassenstrom des Clausius-Rankine-Kreislaufs reduziert, wenn ein vorausgesagter Gesamtarbeitsfluidmassenstrom beider Kreisläufe einen voreingestellten Schwellwert überschreitet. Die US 7 174 732 B2 beschreibt eine Wärmenutzungsvorrichtung mit einer Expansionsmaschine, einem Kondensator, einer Speisepumpe und einem Verdampfer, wobei aufgrund eines Signals eines nach der Expansionsmaschine und vor dem Kondensator angeordneten Drucksensors eine Drehung eines Ventilators des Kondensators geregelt wird. Durch die Steuerung des Ventilators wird der nach der Expansionsmaschine herrschende Druck geregelt.
Problematisch an der Verwendung einer Wärmenutzungsvorrichtung in einem Gesamtsystem, wie z. B. in einem mit einem Verbrennungsmotor ausgestatteten Kraftfahrzeug, ist unter anderem eine Auslegung der Wärmenutzungsvorrichtung, die im Wesentlichen durch die limitierte Fähigkeit des Gesamtsystems, eine in einem Kondensator der Wärmenutzungsvorrichtung anfallende Abwärme abzuführen, bestimmt wird. Diese Problematik hat wiederum Einfluss auf die Auslegung des Gesamtsystems, da im Falle von einer durch den Kondensator nicht mehr abführbaren Menge an Abwärme die Wärmenutzungseinrichtung durch Überhitzung Schaden nehmen kann.
Die vorliegende Erfindung beschäftigt sich mit dem Problem, für ein Verfahren zum Betreiben einer Wärmenutzungsvorrichtung und für eine Wärmenutzungsvorrichtung zur Verwendung als Abwärmenutzungsvorrichtung eines Verbrennungsmotors eine verbesserte oder zumindest eine andere Ausführungsform anzugeben, die sich insbesondere dadurch auszeichnet, dass auch während eines Hochlastbetriebs einer Verdampfungswärmequelle der Wärmenutzungsvorrichtung die Wärmenutzungsvorrichtung durch Überhitzung keinen Schaden nehmen kann, ohne die Wärmenutzungsvorrichtung aufgrund dessen kostenintensiv überzudimensionieren.
Erfindungsgemäß wird dieses Problem durch die Gegenstände der unabhängigen Ansprüche gelöst. Vorteilhafte Ausführungsformen sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche.
Die Erfindung beruht auf dem allgemeinen Gedanken, die Kondensationstemperatur in einem Kondensator der Wärmenutzungsvorrichtung durch Anheben eines im Bereich des Kondensators herrschenden Niederdruckes so zu erhöhen, dass ein gasförmiges, von einer Expansionsmaschine der Wärmenutzungsvorrichtung kommendes Arbeitsfluid vollständig im Kondensator verflüssigt werden kann. Wird das Arbeitsfluid nicht vollständig im Kondensator verflüssigt, muss eine in einem Arbeitsfluidpfad nachfolgende Speisepumpe der Wärmenutzungsvorrichtung die Verflüssigung des teilweise gas- bzw. dampfförmigen Arbeitsfluids leisten. Entweder ist in diesem Fall die Speisepumpe mit hohem Kostenaufwand auf eine solche Leistung ausgelegt oder sie wird auf Dauer durch das zeitweise Auftreten von gas- bzw. dampfförmigem Arbeitsfluid zerstört. Dies kann durch Erhöhung einer Kondensationstemperatur im Kondensator vermieden werden und dadurch ist eine kostengünstige Auslegung der Wärmenutzungsvorrichtung ermöglicht.
Bevorzugt wird dies durch eine Reduzierung des Expansionsverhältnisses erreicht. Das Expansionsverhältnis ist definiert als das Verhältnis des Druckes vor der Expansion zu dem Druck nach der Expansion. Das Druckverhältnis bzw. Expansionsverhältnis steht in direktem Zusammenhang mit dem Volumenverhältnis, also dem Verhältnis des Volumens vor der Expansion zu dem Volumen nach der Expansion, der Expansionsmaschine. Dieses Volumenverhältnis kann reduziert werden durch Anpassung der Ventilsteuerzeiten bei Kolbenmaschinen oder bei schlitzgesteuerten Maschinen durch Anpassen der Schlitzsteuerzeiten oder einer variablen Turbinengeometrie. Alternativ oder zusätzlich dazu kann auch eine Drossel zum Einsatz kommen.
Eine Reduzierung des Expansionsverhältnisses kann durch eine Anhebung des Niederdrucks im Kreislauf, eine Absenkung des Hochdrucks oder eine Kombination von beidem erreicht werden.
In einer Ausführungsform erfolgt dazu die Reduzierung des Expansionsverhältnisses durch eine Erhöhung eines Zuströmquerschnittes eines Zuströmpfades des Arbeitsfluides auf die Expansionsmaschine. Dabei kann der Niederdruck durch Öffnen des Zuströmquerschnittes des Arbeitsfluides auf die Expansionsmaschine erhöht werden. Daraufhin stellt sich durch das Öffnen des Zuströmquerschnittes ein Anwachsen des Niederdruckes in einem Niederdruckpfad des Arbeitsfluides nahezu gleichzeitig mit der Erhöhung der Kondensationstemperatur im Niederdruckpfad ein.
In einer weiteren Ausführungsform erfolgt die Reduzierung des Expansionsverhältnisses dadurch, dass der Niederdruck durch Verändern einer Drehzahl der Expansionsmaschine eingestellt wird.
In einer anderen Ausführungsform erfolgt die Reduzierung des Expansionsverhältnisses dadurch, dass der Niederdruck durch eine Schlitzsteuerung des Zuströmquerschnittes des Arbeitsfluides auf die Expansionsmaschine eingestellt wird.
Zusätzlich zu der Maßnahme der Erhöhung des Niederdruckes kann ebenfalls noch durch die Erhöhung eines Arbeitsfluidmassenstroms ein Wärmeübergangsstrom vom Arbeitsfluid auf eine Kondensatorumgebung vergrößert werden. Dies ist allerdings nur im Zusammenwirken mit der Erhöhung der Kondensationstemperatur ausreichend wirksam, da im Falle einer sehr geringen Temperaturdifferenz zwischen der Kondensationstemperatur und einer Umgebungstemperatur der Kondensatorumgebung der Wärmeübergangsstrom nahezu vernachlässigbar ist. Entsprechend bedingt eine Reduzierung des Arbeitsfluidmassenstroms eine Reduzierung des Wärmeübergangsstroms vom Arbeitsfluid auf eine Kondensatorumgebung. Dabei kann die Umgebungstemperatur zumindest teilweise durch die Temperatur eines Kühlmediums des Kondensators gebildet werden.
Weitere wichtige Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, aus den Zeichnungen und aus der zugehörigen Figurenbeschreibung anhand der Zeichnungen.
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert, wobei sich gleiche Bezugszeichen auf gleiche oder ähnliche oder funktional gleiche Bauteile beziehen.
Es zeigen, jeweils schematisch,
Fig. 1 ein Druck-Enthalpie-Diagramm eines Clausius-Rankine-Kreisprozesses im
Normalbetrieb,
Fig. 2 ein Druck-Enthalpie-Diagramm eines Clausius-Rankine-Kreisprozess im
Hochlastbetrieb mit erhöhtem Niederdruck und damit einhergehender ebenfalls erhöhter Kondensationstemperatur im Niederdruckpfad.
Gemäß Figur 1 weist eine Wärmenutzungsvorrichtung 1 eine Verdampfungswärmequelle 2, wie z. B. einen Verbrennungsmotor, als eine Hochtemperaturwärmequelle, eine Expansionsmaschine 3 mit einem Leistungswandler 4, einen Kondensator 5 als eine Niedertemperaturwärmequelle und eine Speisepumpe 6 auf. Somit wird von der Verdampfungswärmequelle 2 als Hochtemperaturwärmequelle Wärme zu dem Kondensator 5 als Niedertemperaturquelle transferiert und dadurch ein Teil der transferierten Wärme durch die Wärmenutzungsvorrichtung 1 in nutzbare mechanische Arbeit umgewandelt, während gleichzeitig durch den Transfer die Verdampfungswärmequelle 2 gekühlt und eine Kondensatorumgebung des Kondensators 5 erwärmt wird. Ebenfalls dargestellt ist eine Druck-Enthalpiekurve 7 eines Arbeitsfluides der Wärmenutzungsvorrichtung 1 , die zusammen mit einer x-Achse 8, auf der die Enthalpie h abgetragen ist, einen Bereich 9 umschließt, der ein gleichzeitiges Vorhandensein eines gasförmigen und eines flüssigen Aggregatzustandes des Arbeitsfluides kennzeichnet. Ein Bereich 10 zwischen der Druck-Enthalpiekurve 7 und einer y-Achse 11 , auf der der Druck p abgetragen ist, kennzeichnet das Vorhandensein ausschließlich des flüssigen Aggregatzustandes des Arbeitsfluids. Ein Bereich 12, der nach dem Bereich 9 in Richtung der x-Achse 8 angeordnet ist, kennzeichnet das ausschließliche Vorhandensein des gasförmiges Aggregatzustandes des Arbeitsfluids.
Mehrere Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 stellen das Verhalten des Arbeitsfluids bei unterschiedlichen Temperaturen T0 , T0*, Tu*, Tu mit absinkendem Druck dar. Beginnend im Bereich 10 des flüssigen Aggregatzustandes des Arbeitsfluids zeigen die Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 ein nahezu isenthalpisches Verhalten. Mit abnehmendem Druck verlaufen dabei die Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 nahezu parallel zu der y-Achse 11 bis sie auf die Druck-Enthalpiekurve 7 in mehreren Kurvenpunkten 17, 18, 19, 20 treffen. In diesen Kurvenpunkten 17, 18, 19, 20 beginnt das Arbeitsfluid bei der jeweiligen Temperatur T0 , T0*, Tu*, Tu und bei einem durch den jeweiligen Kurvenpunkt 17, 18, 19, 20 definierten Druck p0 , Po*. Pu*. Pu von dem flüssigen in den gasförmigen Zustand überzugehen. Da dieser Prozess isobar erfolgt, sind die Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 im Bereich 9, der das Vorhandensein des flüssigen und des gasförmigen Aggregatzustandes des Arbeitsfluids kennzeichnet, parallel zur x-Achse 8. Die Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 treffen im Bereich 9 ein zweites Mal mit der Druck-Enthalpiekurve 7 in mehreren Punkten 17', 18', 19', 20' zusammen. Dem Kurvenverlauf der Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 ausgehend vom Bereich 10 folgend, ist in den Kurvenpunkten 17', 18', 19', 20' sämtliches Arbeitsfluid von dem flüssigen Aggregatzustand in den gasförmigen Aggregatzustand übergegangen. Der Kurvenverlauf der Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 im Bereich 12 des gasförmigen Aggregatzustandes des Arbeitsfluids zeigt somit das Verhalten des Arbeitsfluids im gasförmigen Aggregatzustand bei weiterer Druckverminderung. Gemäß des Verlaufes der Verdampfungskurven 13, 14, 15, 16 im Bereich 12 ist dieser Prozess nicht isenthalpisch.
Des Weiteren ist in Figur 1 ein Kreisprozess 21 dargestellt, der die verschiedenen Zustände A, B, C1 D des Arbeitsfluids in dem Kreisprozess 21 verdeutlicht. Im Punkt A, der im Bereich 12 des gasförmigen Aggregatzustandes angeordnet ist, liegt das Arbeitsfluid als überhitzter Dampf bzw. überhitztes Gas vor. Auf dem Weg von A nach B durchströmt das Gas die Expansionsmaschine 3, wobei das Arbeitsfluid einen Druckabfall und einen Temperaturabfall erfährt. Dabei wird eine Enthalpiedifferenz Δh durch die Expansionsmaschine 3 in nutzbare Arbeit gewandelt. Auf dem Weg von B nach C wird das Arbeitsfluid durch den Kondensator 5 verflüssigt. Anschließend durchströmt das Arbeitsfluid auf dem Weg von C nach D die Speisepumpe 6 und erfährt eine nahezu isenthalpische Druckerhöhung, da die Enthalpieerhöhung, im Falle eines isentropischen Prozesses ein Produkt aus Volumen und Druckdifferenz, bei Komprimierung von Flüssigkeiten im Vergleich zu anderen Enthalphiedifferenzen des Kreisprozesses 21 sehr gering ist. Auf dem Weg von D nach A wird in der Verdampfungswärmequelle 2 das verflüssigte Arbeitsfluid erst bis zur Verdampfungstemperatur erhitzt, dann verdampft und ein entstandener Dampf des Arbeitsfluides bis hin zum Punkt A durch die Abwärme der Verdampfungswärmequelle 2 überhitzt. Auf dem Weg von D nach A, also beim Durchströmen des Arbeitsfluides durch die Verdampfungswärmequelle 2, liegt eine Verdampfungstemperatur T0 des Arbeitsfluides vor. Diese Verdampfungstemperatur T0 stellt die Verdampfungstemperatur des Arbeitsfluides unter dem herrschenden Hochdruck Po dar. Auf dem Weg von B nach C, also beim Durchströmen des Arbeitsfluides durch den Kondensator 5 liegt eine Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides unter im Kondensator 5 herrschenden Niederdruck py vor.
Der oben beschriebene Kreislauf mit den Zuständen A, B, C, D des Arbeitsfluids stellt im Wesentlichen einen idealen Kreislauf dar. Es ist aber auch denkbar, dass der Zustandspunkt B nicht genau auf der Druck- Enthalpiekurve 7 liegt. Wird nämlich das Arbeitsfluid während des Durchströmens der Expansionsmaschine 3 teilweise schon verflüssigt, so liegt der Zustandspunkt B innerhalb des Bereiches 9. In diesem Fall ist die Enthalpiedifferenz Δh und somit die Energieausbeute an nutzbarer mechanischer Arbeit erhöht. Muss während des Durchströmens des Kondensators 5 das dampfförmige Arbeitsfluid noch abgekühlt werden, bevor es verflüssigt werden kann, so ist der Zustandspunkt B im Bereich 12 angeordnet. Auch ist es möglich, dass der Zustandspunkt C ebenfalls nicht auf der Druck-Enthalpiekurve 7 liegt. Wird nämlich durch den Kondensator 5 so stark abgekühlt, dass das Arbeitsfluid über die Verflüssigung hinaus unterkühlt wird, so liegt der Zustandspunkt C im Bereich 10. Schafft der Kondensator 5 keine vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluides, so liegt der Zustandspunkt C innerhalb des Bereiches 9.
Eine Temperaturdifferenz ΔT zwischen der Umgebungstemperatur der Kondensatorumgebung und der Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides ist maßgeblich für die Größe des Wärmeübergangsstromes dQ zwischen dem Arbeitsfluid und der Kondensatorumgebung verantwortlich. Dabei erfolgt der Wärmeübergang zwischen der Kondensatorumgebung und dem Arbeitsfluid nach folgender Formel:
dQ = a - A AT dt
Dabei ist:
A die Fläche des Wärmeübergangs,
ΔT die Temperaturdifferenz zwischen der Umgebungstemperatur des
Kondensators 5 und der Kondensationstemperatur Ty des Arbeitsfluides a der Wärmeübergangskoeffizient, der unter anderem abhängig vom
Arbeitsfluidmassenstrom des Arbeitsfluides ist.
Wie aus obiger Formel ersichtlich ist, kann die Höhe des Wärmeübergangsstromes dQ ebenfalls durch einen Arbeitsfluidmassenstrom vergrößert werden, da der Wärmeübergangskoeffizient a von dem Arbeitsfluidmassenstrom abhängig ist und umso größer wird, je größer der Arbeitsfluidmassenstrom ist.
In einer bevorzugten Ausführungsform eines Betriebsverfahrens für eine Wärmenutzungsvorrichtung 1 , bei dem der Kondensator 5 eine Verflüssigung des Arbeitsfluides leisten muss, kann es in bestimmten Situationen vorteilhaft sein, die Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides im Kondensator 5 anzuheben. Da infolge dessen die Temperaturdifferenz ΔT vergrößert wird, ist gemäß obiger Formel ein erhöhter Wärmeübergangsstrom dQ von dem Arbeitsfluid auf die Kondensatorumgebung erreicht. Eine solche Erhöhung der Kondensationstemperatur Ty gelingt durch Anheben des Niederdruckes py. Wird eine solche Anhebung des Niederdruckes Pu zu pu* vorgenommen, so wird der Kreisprozess 21 in einem Streckenabschnitt B/C gemäß einer Richtung 23 verschoben. Gleichzeitig dazu kann die Verdampfungstemperatur T0 und der Hochdruck p0, der im Arbeitsfluid z. B. bei Durchströmen der Expansionsmaschine 2 herrscht, erniedrigt werden. Durch dieses Absenken des Hochdruckes p0 und der Verdampfungstemperatur T0 wird der Kreisprozess 21 in einem Streckenabschnitt D/A in einer Richtung 22 verschoben. Die Absenkung des Hochdruckes ist keine zwangsläufige Folge, ist aber typischerweise abhängig von einer Systemfüllmenge an Arbeitsfluid, der Gestaltung der Expansionsmaschine und deren Betriebsstrategie als auch einer Pumpenfördermenge.
In Figur 2 ist das Resultat einer solchen Erhöhung des Niederdruckes von pu zu Pu* bzgl. des Kreisprozesses 21 dargestellt. Gemäß Figur 2 weist das Arbeitsfluid während z. B. des Durchströmens der Verdampfungswärmequelle 2 somit einen verminderten Hochdruck p0 * und eine verminderte Verdampfungstemperatur T0 * auf. Gleichzeitig ist der Niederdruck pu* und die Kondensationstemperatur Ty * des Arbeitsfluides z. B. beim Durchströmen des Kondensators 5 erhöht. Durch eine solche Maßnahme ist die vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluids im Kondensator 5 erleichtert.
Die Änderung des Niederdruckes von pu zu pu* ist durch Reduzierung des Expansionsverhältnisses, z.B. durch Verändern eines Zuströmquerschnittes eines Zuströmpfades des Arbeitsfluides auf die Expansionsmaschine 3 der Wärmenutzungsvorrichtung 1 möglich. Der Zuströmquerschnitt wird in einer zweckmäßigen Ausführungsform durch eine Drosseleinrichtung 24 in Form z. B. eines Drosselventils, einer variablen Turbinengeometrie oder dergleichen auf Bedarf verringert oder vergrößert. Dabei stellt sich automatisch und gleichzeitig durch das Vergrößern des Zuströmquerschnittes eine Erhöhung des Niederdruckes pu und der Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluids im Bereich des Kondensators 5 mit einer ebenfalls gleichzeitig eintretenden Erhöhung des Hochdruckes p0 und der Verdampfungstemperatur To im Bereich der Verdampfungswärmequelle 2 ein. Somit ist es möglich, sofort auf eine Lastspitze, insbesondere in einem transienten Hochlastbereich, durch Erhöhen der Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides zu reagieren und die Wärmenutzungsvorrichtung vor Schaden durch Überhitzung zu schützen. Vorteilhaft daran ist, dass durch ein solches Regelungsverfahren der Lastbereich, insbesondere im Hochlastbetrieb, weniger stark durch das Wärmeabgabevermögen des Kondensators 5 in Einbaulage limitiert ist. Ebenfalls durch ein Verändern einer Drehzahl der Expansionsmaschine 3 kann der Niederdruck pu und somit auch die Kondensationstemperatur Tu an die jeweilige Situation angepasst werden.
In einer weiterentwickelten Ausführungsform kann zusätzlich zur Erhöhung der Kondensationstemperatur Tu durch Verändern einer Pumpendrehzahl der Arbeitsfluidmas- senstrom durch z. B. die Speisepumpe 6 erhöht werden. Eine Erhöhung des Arbeitsfluid- massenstroms führt über die Vergrößerung des Wärmeübergangskoeffizienten α zu einem erhöhten Wärmeübergangsstrom dQ von dem Arbeitsfluid auf die Kondensatorumgebung.
Ungünstig an einer Erhöhung des Arbeitsfluidmassenstromes ist die Tatsache, dass trotz einer Erhöhung des Wärmeübergangkoeffizienten und der übertragenen Wärme die zur vollständigen Kondensation des Arbeitsfluids abzuführende Wärmemenge zunimmt.
Aus diesem Grund ist es vorteilhaft, bei einem erhöhten Niederdruck pu* gleichzeitig auch den Arbeitsfluidmassenstrom zu reduzieren, da die insgesamt zu übertragene Wärmeleistung im Kondensator, die zumindest proportional zum Massenstrom ist, verringert. Demgegenüber fällt der Nachteil einer geringfügigen Reduzierung der abführbaren Leistung kaum ins Gewicht.
Eine bevorzugte Ausführungsform berücksichtigt, dass gerade in einem Hochlastbetrieb der Verdampfungswärmequelle 2 der Wärmenutzungsvorrichtung 1 eventuell der Kondensator 5 die anfallende Wärmemenge nicht mehr vollständig abführen kann und aufgrund dessen eine vollständige Kondensation des Arbeitsfluides nicht mehr sichergestellt ist. Besonders in diesem Fall gelingt durch Erhöhen der Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides eine Anhebung des Wärmeübergangsstromes dQ. Da nun mehr Wärme vom Arbeitsfluid auf die Kondensatorumgebung übertragen werden kann, ist eine vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluides wieder sichergestellt.
Dabei wird in einer weiterentwickelten Ausführungsform auch die Umgebungstemperatur der Kondensatorumgebung berücksichtigt und gegebenenfalls auch in einem Normallastbetrieb die Kondensationstemperatur Tu des Arbeitsfluides angepasst. Dies kann bei sehr hohen Umgebungstemperaturen z. B. im Sommer notwendig werden, um eine vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluides zu gewährleisten.
Dazu kann eine vorteilhafte Ausführungsform mit einer Sensoreinrichtung ausgestattet sein, die den Druck und/oder die Temperatur an zumindest einer Stelle des Kreisprozesses 21 ermittelt. Aufgrund des zumindest einen ermittelten Messwertes wird dann der Niederdruck pu angepasst. Aus diesem Grund kann es vorteilhaft sein, den Druck und/oder die Temperatur im Kondensator 5, kurz nach der Expansionsmaschine 3 und in der Verdampfungswärmequelle zu bestimmen. Ebenfalls vorteilhaft ist die Bestimmung des Arbeitsfluidmassenstroms.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist der Kreisprozess 21 als Clausius-Rankine- Kreisprozess ausgestaltet. Ebenfalls denkbar ist aber auch die Ausgestaltung als Carnot- Kreisprozess, als Stirling-Kreisprozess oder dergleichen.
Eine Wärmenutzungsvorrichtung 1 , die in der oben beschriebenen Art und Weise als Abwärmenutzungsvorrichtung eines Verbrennungsmotors eingesetzt wird, hat zum Vorteil, dass die gesamte Wärmenutzungsvorrichtung 1 geringer dimensioniert werden kann, ohne in bestimmten Situationen durch Überhitzung einen Schaden zu erleiden.
Daimler AG
Bezugszeichenliste
1 Abwärmenutzungsvorrichtung
2 Verdampfungswärmequelle
3 Expansionsmaschine
4 Leistungswandler
5 Kondensator
6 Speisepumpe
7 Druck-Entalpie-Kurve
8 x-Achse
9 Bereich
10 Bereich
11 v-Achse
12 Bereich
13 Verdampfungskurve Tu
14 Verdampfungskurve Tu*
15 Verdampfungskurve T0 *
16 Verdampfungskurve T0
17, 17' Kurvenpunkt
18, 18' Kurvenpunkt
19, 19' Kurvenpunkt
20, 20' Kurvenpunkt
21 Kreisprozess
22 Richtung
23 Richtung
24 Drosseleinrichtung
A Zustandspunkt des Arbeitsfluides
B Zustandspunkt des Arbeitsfluides
C Zustandspunkt des Arbeitsfluides
D Zustandspunkt des Arbeitsfluides To, T0* Verdampfungstemperatur
Tu, Tu* Kondensationstemperatur
Po, Po* Hochdruck
Pu, Pu* "Niederdruck
Δh Entalpiedifferenz H Entalpie

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zum Betreiben einer Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) in einem Kraftfahrzeug, wobei die Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) ein Arbeitsfluid aufweist, das nach erfolgter Expansion in einer Expansionsmaschine (3) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) durch einen Kondensator (5) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) verflüssigt wird, dadurch gekennzeichnet, dass durch Verändern eines Expansionsverhältnisses der
Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) zumindest eine Kondensationstemperatur (Tu, T0 ) des Arbeitsfluides so eingestellt wird, dass eine vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) stattfindet.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass durch Verändern eines Niederdruckes (pu) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) die Kondensationstemperatur (Tu) des Arbeitsfluides so eingestellt wird, dass die vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) stattfindet.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruck (pu) durch Verändern eines Zuströmquerschnittes eines Zuströmpfades des Arbeitsfluids auf die Expansionsmaschine (3) eingestellt wird.
4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruck (pu) durch Verändern des Zuströmquerschnittes des Zuströmpfades des Arbeitsfluids auf die Expansionsmaschine (3) mittels einer Schlitzsteuerung eingestellt wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruck (pu) durch Verändern einer Drehzahl der Expansionsmaschine (3) eingestellt wird.
6. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass durch Verändern eines Hochdruckes (po) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) die Kondensationstemperatur (Tu) des Arbeitsfluides so eingestellt wird, dass die vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) stattfindet.
7. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass durch Verändern eines Arbeitsfluidmassenstroms des Arbeitsfluids der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) eine Kondensationstemperatur (Tu) des Arbeitsfluides so eingestellt wird, dass die vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) stattfindet.
8. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Wärmeübergangsstrom (dQ) von dem Kondensator (5) auf das Arbeitsfluid durch Veränderung der Kondensationstemperatur (Tu) eingestellt wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Hochlastbetrieb einer Verdampfungswärmequelle (2) der Wärmenutzungsvorrichtung (1) die Kondensationstemperatur (Tu) des Arbeitsfluids im Kondensator (5) erhöht wird, um den Wärmeübergangsstrom (dQ) zu erhöhen und damit auch in dem Hochlastbetrieb eine vollständige Verflüssigung des Arbeitsfluids in dem Kondensator (5) sicherzustellen.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmeübergangsstrom (dQ) zusätzlich durch den Arbeitsfluidmassenstrom eingestellt wird.
11. Verfahren nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Arbeitsfluidmassenstrom durch Verändern einer Fördermenge einer Speisepumpe (6) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) eingestellt wird.
12. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass aufgrund einer Umgebungstemperatur des Kondensators (5) die Kondensationstemperatur (Ty) des Arbeitsfluids angepasst wird, um die vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) sicherzustellen.
13. Verfahren nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass aufgrund der Umgebungstemperatur des Kondensators (5) der Arbeitsfluidmassenstrom angepasst wird, um die vollständige Kondensation des Arbeitsfluids im Kondensator (5) sicherzustellen.
14. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Kreisprozess (21 ) der Wärmenutzungsvorrichtung (1 ) als Carnot- Kreisprozess, als Clausius-Rankine-Kreisprozess, als Stirling-Kreisprozess oder dergleichen ausgestaltet ist.
15. Verfahren nach dem Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass durch eine Sensoreinrichtung der Druck und/oder die Temperatur des Arbeitsfluids an zumindest einer Stelle des Kreisprozesses (21 ) gemessen werden/wird und aufgrund des zumindest einen Messwertes der Niederdruck (pu) angepasst wird.
16. Wärmenutzungsvorrichtung zur Verwendung als Abwärmenutzungsvorrichtung eines Verbrennungsmotors, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, die so ausgebildet ist, dass sie zur Durchführung eines Verfahrens nach einem der vorhergehenden Ansprüche geeignet ist.
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