WO2017097623A1 - Abwärmerückgewinnungssystem einer brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2017097623A1
WO2017097623A1 PCT/EP2016/079003 EP2016079003W WO2017097623A1 WO 2017097623 A1 WO2017097623 A1 WO 2017097623A1 EP 2016079003 W EP2016079003 W EP 2016079003W WO 2017097623 A1 WO2017097623 A1 WO 2017097623A1
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WO
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fluid
recovery system
heat recovery
waste heat
working fluid
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Application number
PCT/EP2016/079003
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English (en)
French (fr)
Inventor
Eberhard Maier
Daniel Schlingmeier
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Publication date
Application filed by Robert Bosch Gmbh filed Critical Robert Bosch Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/065—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle the combustion taking place in an internal combustion piston engine, e.g. a diesel engine

Definitions

  • the present invention relates to a waste heat recovery system of an internal combustion engine, wherein the waste heat recovery system a
  • Working fluid circuit having a fluid pump, with at least two in each case a fluid branch of the working fluid circuit arranged heat exchangers, an expansion machine and a condenser.
  • waste heat recovery system is known from DE 10 2013 211 875 AI.
  • the waste heat recovery system has a
  • Heat exchanger in an exhaust pipe of the internal combustion engine and a second heat exchanger in an exhaust gas recirculation line of the internal combustion engine is turned on.
  • the working fluid circuit also has a
  • Expansion machine a condenser and a fluid pump, wherein the working fluid circuit downstream of the fluid pump is divided into two fluid branches, each to the first heat exchanger and the second
  • Adjusting working fluids The adjustment of the heat exchangers to be supplied amount of the working fluid by means of a distribution valve is associated with flow losses.
  • the object of the invention is to provide a waste heat recovery system in which the adjustment of the volume flow of the working fluid assigned to each fluid branch is improved. Disclosure of the invention
  • the fluid pump has at least two oscillating displacers, and that each displacer with a
  • Fluid branch cooperates. This refinement is based on the knowledge that the adjustment of the volume flow of the working fluid to be metered or apportioned to each fluid branch by means of a distributor valve results in energy losses due to a throttle control by the distributor
  • the fluid pump can be easily configured with a corresponding number of displacers, so that each heat exchanger or each fluid branch with a heat exchanger at least one displacer assigned.
  • the fluid pump has at least two cooperating with a single fluid branch displacer.
  • a principle is used which oscillates two or more
  • Displacer and wherein at least one or more of the respective displacers promote in a fluid branch.
  • the displacer is an oscillating piston which can be moved in a cylinder.
  • This is the preferred embodiment, with such trained fluid pumps are basically known and, for example, in one-piece fuel injection systems for
  • the displacer is a membrane.
  • such designed fluid pumps are basically known and are installed, for example, to promote abrasive or aggressive media. In principle, however, any differently configured displacer can be used within the scope of the invention.
  • the fluid pump has a drive shaft, in particular an eccentric shaft or a camshaft.
  • Drive shaft can be driven for example by a variable speed electric motor or the drive shaft is of the
  • a displacement chamber is disposed on the fluid branch side of a displacer, which interacts via an inlet valve and an outlet valve with the fluid branch and on the input side directly with the working fluid circuit or with a fluid branch supply conduit departing from the working fluid circuit.
  • the inlet valve is a controlled valve.
  • This embodiment is particularly suitable for setting the volume flow Qi and Q2 of the working fluid to be metered into a fluid branch.
  • the controlled valve is an active valve, again in a further embodiment, the inlet valve is electrically actuated.
  • the outlet valve is a check valve. No special requirements are placed on this check valve, except that no working fluid from a fluid branch passes back into a displacer of a displacer. Both such electrically driven
  • Inlet valves as well as such check valves are available.
  • FIG 1 is a circuit diagram of an inventively designed
  • Waste heat recovery system with a working fluid circuit incorporating a fluid pump with two oscillating displacers
  • FIG. 2 shows a detailed view of a fluid pump according to FIG. 1 with a corresponding control
  • FIG. 3 diagrams a), b), c), the various operating conditions of
  • the waste heat recovery system shown schematically in Figure 1 has a working fluid circuit 1 with a first heat exchanger 2a and a second heat exchanger 2b.
  • the heat exchangers 2a, 2b are in this case designed as evaporators (very precisely preheaters, evaporators and superheaters in one component) or act as such and are connected to one another
  • the second heat exchanger 2b is in a conduit in the form of a
  • Exhaust gas recirculation line 6 or other heat transfer line used.
  • the exhaust stream 4 is a subset of exhaust gas taken and controlled via an exhaust gas recirculation line valve 7 a
  • Intake system 8 of the internal combustion engine 5 is supplied.
  • the intake system 8 can also be designed as a charge air line system. The two
  • Heat exchangers 2a, 2b may optionally not shown
  • the internal combustion engine 5 is supplied during operation of fuel and combustion air in combustion chambers of the internal combustion engine 5 to generate
  • the exhaust gas stream 4 is finally discharged through the exhaust pipe 3, from which the exhaust gas recirculation line 6 branches off, into the environment.
  • exhaust silencers 9 and devices 10 for aftertreatment of the exhaust gas in the form of, for example, a catalyst and / or a filter may be installed before and / or behind the first heat exchanger 2a.
  • the internal combustion engine 5 is
  • a self-igniting internal combustion engine which is operated with diesel fuel.
  • the diesel fuel is injected into the combustion chambers, for example by means of a common rail injection system.
  • Internal combustion engine may also be a spark-ignited gasoline-powered internal combustion engine, which may also have a common rail injection system.
  • the first heat exchanger 2a and the second heat exchanger 2b are, as stated above, in turn part of the working fluid circuit 1, in addition to the
  • Heat exchangers 2a, 2b at least one expansion machine 11, a
  • Condenser 12 a surge tank 13 and a fluid pump 14 has.
  • the working fluid circuit 1 On the output side of the fluid pump 14 is the working fluid circuit 1 in two
  • Fluid branches 15a, 15b branches, wherein the first fluid branch 15a with the first heat exchanger 2a and the second fluid branch 15b with the second
  • Heat exchanger 2b is connected in terms of flow. On the output side of the first heat exchanger 2 a and the second heat exchanger 2 b, the fluid branches 15 a, 15 b are brought together again to the working fluid circuit 1.
  • Expansion machine 11 for example, a piston engine or a Be a turbine. In the case of a turbine this is usually a
  • Downstream reduction gear to reduce the high turbine speeds and adapt them to the speeds of a downstream machine or other customer.
  • Work machine for example, a generator for generating electrical
  • the other customer can, for example, the
  • Internal combustion engine 5 be directly by the output shaft 18 in an appropriate manner with an output shaft, for example, the crankshaft of the
  • Internal combustion engine 5 is connected to these from the
  • Expansionsmaschine 11 generated additional drive power to deliver, since the expansion machine 11 supplied working fluid relaxes in this under the provision of mechanical wave work, the over a
  • Output shaft 18 is discharged. Thereafter, the relaxed, cooled steam is condensed in the condenser 12 and finally the again
  • Components such as sensors for determining temperatures and pressures in different sections of the working fluid circuit 1, be present.
  • the fluid pump 14 has two displacers 20a, 20b driven by a drive shaft 19, which is, for example, an eccentric shaft or a camshaft.
  • the displacers 20a, 20b are in the embodiment in cylinders 21a, 21b guided pistons 22a, 22b, the oscillating from the drive shaft 19 in the
  • Cylinders 21a, 21b are moved back and forth. Opposite the
  • Displacer 23a, 23b arranged, each on the one hand over
  • Fluid branches 15a, 15b are connected.
  • an inlet valve 25a, 25b in the form of a controlled valve is introduced into the fluid supply lines 24a, 24b, while in the fluid branches 15a, 15b on the output side from the displacement chamber 23a, 23b respectively an outlet valve 26a, 26b in the form of a simple
  • the working fluid circuit 1 can also so be configured, this opens directly into the displacement chambers 23a, 23b, in each case with the inclusion of the inlet valves 25a, 25b. By means of the inlet valves 25a, 25b, the amount to be supplied to the displacement chambers 23a, 23b
  • Displacement 23a, 23b passes.
  • compression springs 27 a, 27 b are arranged, which press the pistons 22 a, 22 b in a rotational movement of the drive shaft 19 against this.
  • roller tappet be arranged.
  • the displacer 20a, 20b can also be designed differently.
  • FIG. 2 shows a detailed view of the fluid pump 14 and its control. It is the basic description of the fluid pump 14 and the
  • the inlet valves 25a, 25b designed as controlled valves are connected via control lines to a control unit 28, which also controls further control of the
  • the control unit 28 is connected to a Drehwinkelaufillon 29 for receiving the drive shaft position ⁇ of the drive shaft 19.
  • the controller 28 for example, depending on the operating condition of the internal combustion engine 5 and / or the waste heat recovery system information supplied, the information about the fluid branches 15a, 15b to be metered volume flows Qisoii, Chsoii include the working fluid, wherein the fluid branch 15a, the volume flow Qi S0 n and the fluid branch 15b, the volume flow Chsoii of the working fluid is assigned. Based on this information, the inlet valves 25a, 25b are activated.
  • the inlet valves 25a, 25b are controlled valves in the form of active lockable and unlockable check valves.
  • the inlet valves 25a, 25b on passageways 31a, 31b, through which - as shown - the working fluid can flow freely in both directions through the inlet valves 25a, 25b.
  • check valve paths 30a, 30b are in the fluid branch supply line 24a, 24b to the respective displacement chamber 23a, 23b turned on.
  • the check valve paths 30a, 30b allow flow of the working fluid from the
  • the inlet valves 25a, 25b in the form of active lockable and unlockable check valves are, for example, de-energized, i.
  • the active check valve allows the fluid or the volume flow of the fluid in both directions, so that a displacement volume conveyed by the respective displacer 20a, 20b is displaced back and forth between the fluid branch supply lines 24a, 24b and the displacer spaces 23a, 23b and no pressure is built up in the fluid branches 15a, 15b and thus in the working fluid circuit 1.
  • the check valve function is activated by the check valve path 30a at the intake valve 25a in the bottom dead center position (UT position) of the piston 22a, during the rising movement (see also FIG.
  • Fluid branches 15a, 15b funded volume flow Qi, Q2 of the working fluid can be adjusted.
  • the controller 28 detects the current
  • Inlet valves 25a, 25b such that in the fluid branches 15a, 15b to be conveyed set volume flows Qi S0 n and Chsoii are set.
  • Qi S0 n the fluid branches 15a, 15b to be conveyed set volume flows
  • Chsoii the fluid branches 15a, 15b to be conveyed set volume flows.
  • Operating modes are the idle state shown in FIG. 3a, the partial stroke shown in FIG. 3b and the full stroke illustrated in FIG. 3c.
  • the current drive shaft position ⁇ of the drive shaft 19 is detected and generates an angle-synchronous Ventilan Kunststoffsequenz, which is illustrated in the diagrams shown in Figure 3.
  • Negative pressure in the respective displacer 23a, 23b This method, which is also referred to as suction throttling, has the advantage that in the idle state no unnecessary flow losses and no pulsations between the respective displacer 23a, 23b and the respective Fluidzweigzu113.
  • the inlet valve 25a, 25b may be implemented as a "normally closed” construction instead of "normally open", resulting in the fluid pump 14 not being in the idle state but in the full lift in the non-energized state. This has advantages if, for example, if the point energy in a waste heat recovery system is lost, a volume flow for cooling the heat exchangers 2a, 2b has to be ensured.
  • the inlet valves 25a, 25b in the form of the active check valves may for example be designed as seat / plate or slide valves. The different types have specific advantages and disadvantages, but the respective design does not affect the concept presented here. Instead of
  • the check valve path 30a, 30b is formed as a check valve path, respectively. In such an embodiment, however, must be controlled by the
  • Control unit 28 to ensure that the respective inlet valve 25a, 25b is opened again at top dead center. If, on the other hand, the respective inlet valve 25a, 25b is used with the integrated non-return function described above, it may be possible to dispense with the angle-synchronous valve control and thus the rotational angle sensor 29 and, for example, via a Time proportion control of the metered volume flow Qi S0 n and Chsoii of the working fluid can be regulated. However, since the control is no longer angle-synchronized, pulsations are increased, but they can be accepted in sluggish systems with low dynamic requirements.
  • FIG. 3 shows, as has already been shown, various
  • Figure 3a shows the idle state of the fluid pump 14, in which no promotion takes place
  • Figure 3b shows a state in which a partial stroke is set with a partial funding
  • Figure 3c shows a state in which a full stroke is set with a full delivery of the working fluid.
  • the respective inlet valve 25 is closed over the angular range III and over the remaining angular range during the conveyor cycle I and the suction cycle II open.
  • this angular range III there is a buildup of pressure IV and a pressure reduction V in the working fluid circuit 1, which includes the actual delivery VI.
  • the pressure in the working fluid increases from a minimum value until reaching a maximum value and then drops back to the minimum value.
  • the respective inlet valve 25 is closed, and during the delivery VI, the respective outlet valve 26 is then additionally opened, this being closed during the rest of the time.
  • FIG. 3c shows the operating state of the full stroke, in which the
  • Qi S0 n and Chsoii selects the controller 28 and the incorporated therein control of the fluid pump 14 for each working cycle one of the operating conditions described and realized so the requirements.

Abstract

Abwärmerückgewinnungssystem einer Brennkraftmaschine (5), wobei das Abwärmerückgewinnungssystem einen Arbeitsfluidkreislauf (1) mit einer Fluidpumpe (14), mit zumindest zwei in jeweils einem Fluidzweig (15a, 15b) des Arbeitsfluidkreislaufs (1) angeordneten Wärmetauschern (2a, 2b), einer Expansionsmaschine (11) und einem Kondensator (12) aufweist. Erfindungsgemäß wird ein Abwärmerückgewinnungssystem bereitgestellt, bei dem die Einstellung der jedem Fluidzweig (15a, 15b) zuzumessenden Menge Q1 und Q2 des Arbeitsfluids verbessert ist. Erreicht wird dies dadurch, dass die Fluidpumpe (14) zumindest zwei oszillierende Verdränge (20a, 20b) aufweist, und dass jeder Verdränger (20a, 20b) mit einem Fluidzweig (15a, 15b) zusammenwirkt.

Description

Beschreibung Titel:
Abwärmerückgewinnungssystem einer Brennkraftmaschine
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Abwärmerückgewinnungssystem einer Brennkraftmaschine, wobei das Abwärmerückgewinnungssystem einen
Arbeitsfluidkreislauf mit einer Fluidpumpe, mit zumindest zwei in jeweils einem Fluidzweig des Arbeitsfluidkreislaufs angeordneten Wärmetauschern, einer Expansionsmaschine und einen Kondensator aufweist.
Stand der Technik
Ein derartiges Abwärmerückgewinnungssystem ist aus der DE 10 2013 211 875 AI bekannt. Das Abwärmerückgewinnungssystem weist einen
Arbeitsfluidkreislauf mit zwei Wärmetauschern auf, wobei ein erster
Wärmetauscher in einer Abgasleitung der Brennkraftmaschine und ein zweiter Wärmetauscher in einer Abgasrückführleitung der Brennkraftmaschine eingeschaltet ist. Der Arbeitsfluidkreislauf weist weiterhin eine
Expansionsmaschine, einen Kondensator und eine Fluidpumpe auf, wobei der Arbeitsfluidkreislauf stromabwärts der Fluidpumpe in zwei Fluidzweige aufgeteilt wird, die jeweils zu dem ersten Wärmetauscher und dem zweiten
Wärmetauscher führen. In die Fluidzweige ist eingangs ein Verteilerventil eingesetzt, das der den Wärmetauscher zugeführte Volumenstrom des
Arbeitsfluids einstellt. Die Einstellung der den Wärmetauschern zuzuführende Menge des Arbeitsfluids mittels eines Verteilerventils ist mit Strömungsverlusten verbunden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, ein Abwärmerückgewinnungssystem bereit zu stellen, bei dem die Einstellung des jedem Fluidzweig zugemessenen Volumenstroms des Arbeitsfluids verbessert ist. Offenbarung der Erfindung
Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, dass die Fluidpumpe zumindest zwei oszillierende Verdränger aufweist, und dass jeder Verdränger mit einem
Fluidzweig zusammenwirkt. Dieser Ausgestaltung liegt die Erkenntnis zu Grunde, dass die Einstellung des jedem Fluidzweig zuzumessenden beziehungsweise zugemessenden Volumenstroms des Arbeitsfluids mittels eines Verteilerventils zu Energieverlusten bedingt durch eine Drosselsteuerung durch das
Verteilerventil führt und die Genauigkeit der Steuerung nicht so gut ist. Dadurch, dass erfindungsgemäß auf ein Verteilerventil verzichtet wird und der jedem Fluidzweig zugemessene Volumenstrom des Arbeitsfluids durch die Fluidpumpe selbst eingestellt wird, treten keine zusätzlichen Energieverluste auf. Weiterhin ist - wie nachfolgend noch ausgeführt wird - die Fluidpumpe mit zumindest zwei oszillierenden Verdrängern vorzugsweise über eine Ventilsteuerung einstellbar, so dass quasi ohne Strömungsverluste der den Fluidzweigen zuzumessende Volumenstrom des Arbeitsfluids einstellbar ist. In diesem Zusammenhang wird darauf hingewiesen, dass für den Fall, dass in den Arbeitsfluidkreislauf mehr als zwei Wärmetauscher eingesetzt sind, die Fluidpumpe problemlos mit einer dementsprechenden Anzahl von Verdrängern ausgestaltet werden kann, so dass jedem Wärmetauscher bzw. jedem Fluidzweig mit einem Wärmetauscher zumindest ein Verdränger zugeordnet ist.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung weist die Fluidpumpe zumindest zwei mit einem einzigen Fluidzweig zusammenwirkende Verdränger auf. Mit anderen Worten wird ein Prinzip eingesetzt, welches zwei oder mehr oszillierende
Verdränger aufweist und wobei mindestens einer oder mehrere der jeweiligen Verdränger in einen Fluidzweig fördern.
In Weiterbildung der Erfindung ist der Verdränger ein in einem Zylinder oszillierend bewegbarer Kolben. Dies ist die bevorzugte Ausgestaltungsform, wobei solchermaßen ausgebildete Fluidpumpen grundsätzlich bekannt sind und beispielsweise bei einzweigigen Kraftstoffeinspritzsystemen für
Brennkraftmaschinen verbaut werden. In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist der Verdränger eine Membran. Auch derartig ausgestaltete Fluidpumpen sind grundsätzlich bekannt und werden beispielsweise zur Förderung von abrasiven oder aggressiven Medien verbaut. Grundsätzlich sind im Rahmen der Erfindung aber auch beliebige anders ausgestaltete Verdränger verwendbar.
In Weiterbildung der Erfindung weist die Fluidpumpe eine Antriebswelle, insbesondere eine Exzenterwelle oder eine Nockenwelle auf. Diese
Antriebswelle kann beispielsweise von einem Elektromotor mit variabler Drehzahl angetrieben werden oder aber die Antriebswelle wird von der
Brennkraftmaschine direkt, insbesondere gegebenenfalls unter Einbezug eines Getriebes, angetrieben. Durch diese Ausgestaltung kann die (Gesamt)- Förderleistung der Fluidpumpe entsprechend den Erfordernissen eingestellt werden. Grundsätzlich ist aber im Rahmen der Erfindung auch ein
Konstantantrieb der Antriebswelle denkbar.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist fluidzweigseitig eines Verdrängers ein Verdrängerraum angeordnet, der über ein Einlassventil und ein Auslassventil mit dem Fluidzweig sowie eingangsseitig direkt mit dem Arbeitsfluidkreislauf oder einer von dem Arbeitsfluidkreislauf abgehenden Fluidzweigzuführleitung zusammenwirkt. Diese Ausgestaltung ermöglicht die Steuerung bzw. Regelung des den einzelnen Fluidzweigen zuzumessenden Volumenstroms Qi und Q2 des Arbeitsfluids.
In Weiterbildung der Erfindung ist das Einlassventil ein gesteuertes Ventil. Diese Ausgestaltung ist für die Einstellung des einem Fluidzweig zuzumessenden Volumenstroms Qi und Q2 des Arbeitsfluids besonders geeignet.
In Weiterbildung der Erfindung ist das gesteuerte Ventil ein aktives Ventil, wobei wiederum in weiterer Ausgestaltung das Einlassventil elektrisch angesteuert ist. Eine derartige Ausgestaltung eignet sich in besonders vorteilhafterweise für die Einstellung des jedem Fluidzweig zuzumessenden Volumenstroms Qi und Q2 des Arbeitsfluids. In Weiterbildung der Erfindung ist das Auslassventil ein Rückschlagventil. An diesem Rückschlagventil sind keine besonderen Anforderungen gestellt, außer dass kein Arbeitsfluid aus einem Fluidzweig zurück in einen Verdrängerraum eines Verdrängers gelangt. Sowohl derartige elektrisch angesteuerte
Einlassventile, als auch derartige Rückschlagventile stehen bereit.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der
Zeichnungsbeschreibung zu entnehmen, in der ein in den Figuren dargestelltes Ausführungsbeispiel näher beschrieben ist.
Es zeigen:
Figur 1 ein Schaltbild eines erfindungsgemäß ausgestalteten
Abwärmerückgewinnungssystems mit einem Arbeitsfluidkreislauf unter Einbezug einer Fluidpumpe mit zwei oszillierenden Verdrängern,
Figur 2 eine Detailansicht einer Fluidpumpe gemäß Figur 1 mit einer entsprechenden Ansteuerung und
Figur 3 Diagramme a), b), c), die verschiedene Betriebszustände der
Fluidpumpe wiedergeben.
Das in Figur 1 schematisch dargestellte Abwärmerückgewinnungssystem weist einen Arbeitsfluidkreislauf 1 mit einem ersten Wärmetauscher 2a und einem zweiten Wärmetauscher 2b auf. Die Wärmetauscher 2a, 2b sind dabei als Verdampfer (ganz genau genommen Vorwärmer, Verdampfer und Überhitzer in einem Bauteil) ausgebildet bzw. fungieren als solche und sind an einer
Brennkraftmaschine 5 zur Rückgewinnung von beim Betrieb der
Brennkraftmaschine 5 erzeugter Abwärme adaptiert. Dabei ist der erste
Wärmetauscher 2a von einem in einer Abgasleitung 3 der Brennkraftmaschine geführten und einen Abwärmestrom bildenden Abgasstrom 4 der
Brennkraftmaschine durchströmt. Zusätzlich zu dem ersten Wärmetauscher 2a ist der zweite Wärmetauscher 2b in einer Leitung in Form einer
Abgasrückführleitung 6 oder einer sonstigen Wärmeträgerleitung eingesetzt. Über die Abgasrückführleitung 6 wird dem Abgasstrom 4 eine Teilmenge Abgas entnommen und gesteuert über ein Abgasrückführleitungsventil 7 einem
Ansaugsystem 8 der Brennkraftmaschine 5 zugeführt. Das Ansaugsystem 8 kann dabei auch als Ladeluftleitungssystem ausgebildet sein. Die beiden
Wärmetauscher 2a, 2b können ggf. über nicht dargestellte
Wärmeträgerbypassleitungen bei bestimmten Betriebszuständen der
Brennkraftmaschine 5 eines Fahrzeugs, in das die Brennkraftmaschine eingebaut ist, umgehbar sein.
Der Brennkraftmaschine 5 wird beim Betrieb Brennstoff und Brennluft zugeführt, die in Brennräumen der Brennkraftmaschine 5 unter Erzeugung von
Arbeitsleistung zu heißem Abgas, das bei einem Betrieb der Brennkraftmaschine 5 den Abgasstrom 4 bildet, verbrennen. Dabei wird der Abgasstrom 4 durch die Abgasleitung 3, von der auch die Abgasrückführleitung 6 abzweigt, letztendlich in die Umgebung abgeführt. In der Abgasleitung 3 können vor und/oder hinter dem ersten Wärmetauscher 2a Abgasschalldämpfer 9 sowie Einrichtungen 10 zur Nachbehandlung des Abgases in Form von beispielsweise einem Katalysator und/oder einem Filter eingebaut sein. Die Brennkraftmaschine 5 ist
beispielsweise eine selbstzündende Brennkraftmaschine, die mit Dieselkraftstoff betrieben wird. Dabei wird der Dieselkraftstoff beispielsweise mittels eines Common- Rail-Einspritzsystems in die Brennräume eingespritzt. Die
Brennkraftmaschine kann aber auch eine fremdgezündete mit Benzin betriebene Brennkraftmaschine sein, die ebenfalls über ein Common- Rail-Einspritzsystem verfügen kann.
Der erste Wärmetauscher 2a und der zweite Wärmetauscher 2b sind, wie zuvor ausgeführt, ihrerseits Teil des Arbeitsfluidkreislaufs 1, der neben den
Wärmetauschern 2a, 2b zumindest eine Expansionsmaschine 11, einen
Kondensator 12, einen Ausgleichsbehälter 13 und eine Fluidpumpe 14 aufweist. Ausgangsseitig der Fluidpumpe 14 ist der Arbeitsfluidkreislauf 1 in zwei
Fluidzweige 15a, 15b verzweigt, wobei der erste Fluidzweig 15a mit dem ersten Wärmetauscher 2a und der zweite Fluidzweig 15b mit dem zweiten
Wärmetauscher 2b strömungsmäßig verschaltet ist. Ausgangsseitig des ersten Wärmetauschers 2a und des zweiten Wärmetauschers 2b sind die Fluidzweige 15a, 15b wieder zu dem Arbeitsfluidkreislauf 1 zusammengeführt. Die
Expansionsmaschine 11 kann beispielsweise eine Kolbenmaschine oder eine Turbine sein. Im Falle einer Turbine ist dieser normalerweise ein
Reduktionsgetriebe nachgeschaltet, um die hohen Turbinendrehzahlen zu reduzieren und diese an die Drehzahlen einer nachgeschalteten Arbeitsmaschine oder eines sonstigen Abnehmers anzupassen. Die nachgeschaltete
Arbeitsmaschine kann beispielsweise ein Generator zur Erzeugung elektrischer
Energie sein. Der sonstige Abnehmer kann beispielsweise die
Brennkraftmaschine 5 direkt sein, indem die Abtriebswelle 18 in geeigneter Weise mit einer Ausgangswelle, beispielsweise der Kurbelwelle der
Brennkraftmaschine 5 verbunden ist, um an diese die von der
Expansionsmaschine 11 generierte zusätzliche Antriebsleistung abzugeben, da das der Expansionsmaschine 11 zugeführte Arbeitsfluid sich in dieser unter Erbringung von mechanischer Wellenarbeit entspannt, die über eine
Abtriebswelle 18 abgeführt wird. Danach der wird der entspannte, abgekühlte Dampf in dem Kondensator 12 kondensiert und letztendlich wieder der
Fluidpumpe 14 zugeführt. In die Verbindungsleitung zwischen dem Kondensator
12 und der Fluidpumpe 14 ist der Ausgleichsbehälter 13 eingeschaltet. Neben den zuvor beschriebenen Komponenten könnten noch beliebige weitere
Komponenten, beispielsweise Sensoren zur Ermittlung von Temperaturen und Drücken in verschiedenen Abschnitten des Arbeitsfluidkreislaufs 1, vorhanden sein.
Die Fluidpumpe 14 weist zwei von einer Antriebswelle 19, die beispielsweise eine Exzenterwelle oder einen Nockenwelle ist, angetriebene Verdränger 20a, 20b auf. Die Verdränger 20a, 20b sind in dem Ausführungsbeispiel in Zylindern 21a, 21b geführte Kolben 22a, 22b, die von der Antriebswelle 19 oszillierend in den
Zylindern 21a, 21b hin und her bewegt werden. Gegenüberliegend der
Antriebswellenseite der Kolben 22a, 22b sind in den Zylindern 21a, 21b
Verdrängerräume 23a, 23b angeordnet, die jeweils einerseits über
Fluidzweigzuführleitungen 24a, 24b mit dem Arbeitsfluidkreislauf 1
ausgangsseitig des Ausgleichsbehälters 13 und andererseits mit den
Fluidzweigen 15a, 15b verbunden sind. In die Fluidzuführleitungen 24a, 24b ist jeweils ein Einlassventil 25a, 25b in Form eines gesteuerten Ventils eingelassen, während in die Fluidzweige 15a, 15b ausgangsseitig aus dem Verdrängerraum 23a, 23b jeweils ein Auslassventil 26a, 26b in Form eines einfachen
Rückschlagventils eingesetzt sind. Der Arbeitsfluidkreislauf 1 kann auch so ausgestaltet sein, das dieser direkt jeweils unter Einbezug der Einlassventile 25a, 25b in die Verdrängerräume 23a, 23b einmündet. Mittels der Einlassventile 25a, 25b wird die den Verdrängerräumen 23a, 23b zuzuführende Menge des
Arbeitsfluids eingestellt, während das jeweilige Auslassventil 26a, 26b verhindert, dass aus dem jeweiligen Fluidzweig 15a, 15b Arbeitsfluid zurück in den
Verdrängerraum 23a, 23b gelangt. Die genaue Steuerung wird nachfolgend unter der Figurenbeschreibung zu Figur 2 beschrieben. In den Verdrängerräumen 23a, 23b sind Druckfedern 27a, 27b angeordnet, die die Kolben 22a, 22b bei einer Drehbewegung der Antriebswelle 19 gegen diese drücken. Zwischen der Antriebswelle 19 und den Kolben 22a, 22b kann zusätzlich jeweils ein
Rollenstößel angeordnet sein. Grundsätzlich kann der Verdränger 20a, 20b aber auch beliebig anders ausgestaltet sein.
Figur 2 zeigt eine Detailansicht der Fluidpumpe 14 und deren Steuerung. Dabei wird zur grundsätzlichen Beschreibung der Fluidpumpe 14 und dem
Zusammenwirken mit dem Arbeitsfluidkreislauf 1 bzw. den Fluidzweigen 15a, 15b auf die Beschreibung zu Figur 1 verwiesen. Die als gesteuerte Ventile ausgebildeten Einlassventile 25a, 25b sind über Steuerleitungen mit einem Steuergerät 28, das auch weitere Steuerungsaufgaben für das
Abwärmerückgewinnungssystem und/oder die gesamte Brennkraftmaschine 5 übernehmen kann, verbunden. Weiterhin ist das Steuergerät 28 mit einem Drehwinkelaufnehmer 29 zur Aufnahme der Antriebswellenposition φ der Antriebswelle 19 verbunden. Dem Steuergerät 28 werden beispielsweise in Abhängigkeit von dem Betriebszustand der Brennkraftmaschine 5 und/oder des Abwärmerückgewinnungssystems Informationen zugeführt, die Angaben über den Fluidzweigen 15a, 15b zuzumessende Volumenströme Qisoii, Chsoii des Arbeitsfluids beinhalten, wobei dem Fluidzweig 15a der Volumenstrom QiS0n und dem Fluidzweig 15b der Volumenstrom Chsoii des Arbeitsfluids zugewiesen wird. Anhand dieser Informationen werden die Einlassventile 25a, 25b angesteuert. Beispielsweise sind die Einlassventile 25a, 25b gesteuerte Ventile in Form von aktiven sperrbaren und entsperrbaren Rückschlagventilen. Dabei weisen die Einlassventile 25a, 25b Durchlasspfade 31a, 31b auf, durch die - wie dargestellt - das Arbeitsfluid ungehindert in beide Richtungen durch die Einlassventile 25a, 25b strömen kann. In der zweiten Schaltstellung der Einlassventile 25a, 25b sind Rückschlagventilpfade 30a, 30b in die Fluidzweigzuführleitung 24a, 24b zu dem jeweiligen Verdrängerraum 23a, 23b eingeschaltet. Die Rückschlagventilpfade 30a, 30b ermöglichen eine Strömung des Arbeitsfluids von den
Fluidzweigzuführungen 24a, 24b in Richtung zu den Verdrängerräumen 23a, 23b. Entsprechend der jeweiligen Schaltstellung der Einlassventile 25a, 25b kann somit die in die jeweiligen Verdrängerräume 23a, 23b zugeführte und in die Fluidzweige 15a, 15b geförderte Menge des Arbeitsfluids eingestellt werden. Die Einlassventile 25a, 25b in Form von aktiven sperrbaren und entsperrbaren Rückschlagventilen sind beispielsweise stromlos geöffnet, d.h. im nicht- angesteuerten Zustand lässt das aktive Rückschlagventil das Fluid bzw. den Volumenstrom des Fluids in beide Richtung durch, so dass ein von dem jeweiligen Verdränger 20a, 20b gefördertes Verdrängungsvolumen zwischen dem Fluidzweigzuführleitungen 24a, 24b und den Verdrängerräumen 23a, 23b hin und her geschoben wird und kein Druck in den Fluidzweigen 15a, 15b und somit in dem Arbeitsfluidkreislauf 1 aufgebaut wird. Wird beispielsweise an dem Einlassventil 25a in der unteren Totpunktstellung (UT-Stellung) des Kolbens 22a, die Rückschlagfunktion durch den Rückschlagventilpfad 30a aktiviert, baut sich bei der ansteigenden Bewegung (siehe auch Figur 3) des Kolbens 22a zwischen dem unteren Totpunkt (UT) und dem oberen Totpunkt (OT) im Verdrängerraum 23a Druck auf und es wird der Volumenstrom Qi des Arbeitsfluids über das Auslassventil 26a in Richtung des Fluidzweigs 15a gefördert. Über das zyklische zuschalten bzw. abschalten der Einlassventile 25a, 25b kann der in die
Fluidzweige 15a, 15b geförderte Volumenstrom Qi, Q2 des Arbeitsfluids eingestellt werden. Das Steuergerät 28 erfasst die aktuelle
Antriebswellenposition φ der Antriebswelle 19 und somit zumindest implizit das aktuelle Volumen in den Verdrängerräumen 23a, 23b und steuert die
Einlassventile 25a, 25b derart an, dass in die Fluidzweige 15a, 15b zu fördernde Sollvolumenströme QiS0n und Chsoii eingestellt werden. Hierfür sind grundsätzlich drei verschiedene Betriebsmodi je Verdränger 20a, 20b möglich. Diese
Betriebsmodi sind der in Figur 3a dargestellte Ruhezustand, der in Figur 3b dargestellte Teilhub und der in Figur 3c dargestellte Vollhub. Dabei wird die aktuelle Antriebswellenposition φ der Antriebswelle 19 erfasst und eine winkelsynchrone Ventilansteuersequenz erzeugt, die in den Diagrammen gemäß Abbildung 3 veranschaulicht dargestellt ist. Alternativ zu der in Abbildung 2 dargestellten Lösung können auch mehrere Verdränger pro Fluidzweigzuführleitung 24a, 24b und Fluidzweig 15a, 15b vorhanden sein. Sofern die Verdrängerräume 23a, 23b der Verdränger 20a, 20b phasensynchron laufen, können die zugehörigen Einlassventile 25a, 25b und Auslassventile 26a, 26b gemeinsam genutzt werden. Anstelle des zuvor beschriebenen Ruhezustands, bei dem der Volumenstrom drucklos zwischen den jeweiligen Verdrängerraum 23a, 23b und der Fluidzweigzuführleitung 24a, 24b pendelt, kann auch ein Einlassventil 25a, 25b verwendet werden, welches im stromlosen Zustand nicht öffnet, sondern den jeweiligen Verdrängerraum 23a, 23b von der jeweiligen Fluidzweigzuführleitung 24a, 24b trennt. In diesem Fall entsteht zwischen dem oberen Totpunkt und dem unteren Totpunkt ein
Unterdruck in dem jeweiligen Verdrängerraum 23a, 23b. Dieses Verfahren, das auch als Saugdrosselung bezeichnet wird, hat den Vorteil, dass im Ruhezustand keine unnötigen Strömungsverluste und keine Pulsationen zwischen dem jeweiligen Verdrängerraum 23a, 23b und der jeweiligen Fluidzweigzuführleitung
24a, 24b auftreten. Alternativ kann das Einlassventil 25a, 25b anstelle von „normal offene" als„normal geschlossene" Konstruktion ausgeführt werden, was dazu führt, dass sich die Fluidpumpe 14 im nicht angesteuerten Zustand nicht in dem Ruhezustand, sondern in dem Vollhub befindet. Dies hat Vorteile, wenn zum Beispiel bei Verlust der Stellenergie in einem Abwärmerückgewinnungssystem ein Volumenstrom zur Kühlung der Wärmetauscher 2a, 2b sichergestellt werden muss. Die Einlassventile 25a, 25b in Form der aktiven Rückschlagventile können beispielsweise als Sitz-/Teller- oder Schieberventile ausgebildet sein. Die verschiedenen Bauarten haben spezifische Vorteile und Nachteile, jedoch berührt die jeweilige Bauart nicht das hier vorgestellte Konzept. Anstelle der
Ausbildung der Einlassventile 25a, 25b so, dass im angesteuerten Zustand eine Rückschlagventilfunktion durch den Rückschlagventilpfad 30a, 30b gegeben ist, kann auch ein dicht schließendes Ventil verwendet werden. In diesem Fall ist der Rückschlagventilpfad 30a, 30b jeweils als Sperrventilpfad ausgebildet. Bei einer solchen Ausgestaltung muss allerdings von Seiten der Steuerung durch das
Steuergerät 28 sichergestellt sein, dass das jeweilige Einlassventil 25a, 25b im oberen Totpunkt wieder geöffnet wird. Falls dagegen das jeweilige Einlassventil 25a, 25b mit der zuvor beschriebenen integrierten Rückschlagfunktion verwendet wird, kann ggf. auf die winkelsynchrone Ventilansteuerung und damit dem Drehwinkelaufnehmer 29 verzichtet werden und beispielsweise über eine Zeitanteilssteuerung der zuzumessende Volumenstrom QiS0n und Chsoii des Arbeitsfluids reguliert werden. Da die Ansteuerung dabei allerdings nicht mehr winkelsynchron ist, kommt es zu erhöhten Pulsationen, die aber bei trägen Systemen mit geringen Dynamikanforderungen akzeptiert werden können.
Figur 3 zeigt, wie zuvor schon dargestellt worden ist, verschiedene
Betriebszustandsmodi der Verdränger 20a, 20b der Fluidpumpe 14 sowie die zugehörigen Positionen der Einlassventile 25a, 25b und die entsprechenden Ansteuersignale. Figur 3a zeigt den Ruhezustand der Fluidpumpe 14, bei dem keine Förderung stattfindet, Figur 3b zeigt einen Zustand, bei der ein Teilhub mit einer Teilförderung eingestellt ist und Figur 3c zeigt einen Zustand, bei der ein Vollhub mit einer Vollförderung des Arbeitsfluids eingestellt ist.
In den Kreiszyklusdarstellungen links neben den rechten Diagrammen, in denen die Fördermenge Q bzw. der Kolbenweg x über den Drehwinkel φ aufgezeigt ist, ist auf der linken Seite der mit I kenntlich gemachte Kolbenweg I
beziehungsweise der Fördertakt I des Kolbens beginnend beim unteren Totpunkt UT ansteigend bis zu einem oberen Totpunkt OT und auf der rechten Seite der Kolbenweg II beziehungsweise der Saugtakt II abfallend von dem oberen Totpunkt OT bis zu dem unteren Totpunkt UT dargestellt. Da in dem in Figur 3a dargestellten Ruhezustand die Einlassventile 25a, 25b auf Durchlass geschaltet sind, also offen sind, erfolgt ein kontinuierlicher Ausgleich zwischen dem jeweiligen Verdrängerraum und der jeweiligen Fluidzweigzuführleitung. Dies ist durch die schraffierten Flächen des Fördertaktes I und des Saugtaktes II des jeweiligen Kolbens in dem rechten Diagramm dargestellt. Entsprechend stellt sich in dem Arbeitsfluidkreislauf 1 ein unterhalb des rechten Diagramms dargestellter durchgehend niedriger Arbeitsfluiddruck p ein, weil das jeweilige Einlassventil 25 durchgehend offen ist, was ebenfalls durch die unterhalb des Arbeitsfluiddrucks p dargestellte durchgehende Linie wiedergegeben ist.
Dementsprechend ist das jeweilige Auslassventil 26 durchgehend geschlossen
(dargestellt durch die unterhalb der der Einlassventillinie 25 angeordnete durchgehende Linie), da kein Druckaufbau in dem jeweiligen Fluidzweig erfolgt.
Bei dem in Figur 3b dargestellten Teilhub ist das jeweilige Einlassventil 25 über den Winkelbereich III geschlossen und über dem restlichen Winkelbereich während des Fördertaktes I und des Saugtaktes II offen. Während dieses Winkelbereichs III erfolgt ein Druckaufbau IV und ein Druckabbau V in dem Arbeitsfluidkreislauf 1, der die eigentliche Förderung VI einschließt. Während des Winkelbereichs III steigt der Druck in dem Arbeitsfluid von einem Minimalwert bis zum Erreichen eines Maximalwertes an und fällt anschließend wieder auf den Minimalwert ab. Während des gesamten Winkelbereichs III ist das jeweilige Einlassventil 25 geschlossen und während der Förderung VI ist dann zusätzlich das jeweilige Auslassventil 26 geöffnet, wobei dieses während der übrigen Zeit geschlossen ist.
Figur 3c zeigt den Betriebszustand des Vollhubes, bei dem sich der
Winkelbereich III von kurz vor dem unteren Totpunkt UT bis kurz nach
Überschreiten des oberen Totpunkts OT erstreckt. Während dieses
Winkelbereichs III ist das entsprechende Einlassventil 25 geschlossen und es erfolgt wieder anfangs die Phase des Druckaufbaus IV in dem Arbeitsfluid und anschließend an die Förderung VI die Phase des Druckabbaus V in dem
Arbeitsfluid. Während der Phase der Förderung VI ist wiederum das
entsprechende Auslassventil 26 geöffnet, während es in der übrigen
Winkelphase geschlossen ist.
Abhängig von den geforderten Volumenströmen QiS0n und Chsoii wählt das Steuergerät 28 beziehungsweise die darin eingebundene Steuerung der Fluidpumpe 14 für jeden Arbeitstakt einen der beschriebenen Betriebszustände aus und realisiert so die gestellten Anforderungen.

Claims

Ansprüche
1. Abwärmerückgewinnungssystem einer Brennkraftmaschine (5), wobei das Abwärmerückgewinnungssystem einen Arbeitsfluidkreislauf (1) mit einer Fluidpumpe (14), mit zumindest zwei in jeweils einem Fluidzweig (15a, 15b) des Arbeitsfluidkreislaufs (1) angeordneten Wärmetauschern (2a, 2b), einer
Expansionsmaschine (11) und einem Kondensator (12) aufweist,
dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidpumpe (14) zumindest zwei
oszillierende Verdränger (20a, 20b) aufweist, und dass jeder Verdränger (20a, 20b) mit einem Fluidzweig (15a, 15b) zusammenwirkt.
2. Abwärmerückgewinnungssystem nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidpumpe (14) zumindest zwei mit einem einzigen Fluidzweig (15a, 15b) zusammenwirkende Verdränger (20a, 20b) aufweist.
3. Abwärmerückgewinnungssystem nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass der Verdränger (20a, 20b) ein in einem Zylinder (21a, 21b) oszillierend bewegbarer Kolben (22a, 22b) ist.
4. Abwärmerückgewinnungssystem nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdränger (20a, 20b) eine Membran ist.
5. Abwärmerückgewinnungssystem nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidpumpe (14) eine Antriebswelle (19), insbesondere eine Exzenterwelle oder eine Nockenwelle aufweist.
6. Abwärmerückgewinnungssystem nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass fluidzweigseitig eines Verdrängers (20a, 20b) ein Verdrängerraum (23a, 23b) angeordnet ist, der über ein Einlassventil (25a, 25b) und ein Auslassventil (26a, 26b) mit dem Arbeitsfluidkreislauf 1 bzw. einer Fluidzweigzuführleitung (24a, 24b) und dem Fluidzweig (15a, 15b)
zusammenwirkt.
7. Abwärmerückgewinnungssystem nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet, dass das Einlassventil (25a, 25b) ein gesteuertes Ventil ist.
8. Abwärmerückgewinnungssystem nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, dass das gesteuerte Ventil ein aktives sperrbares und entsperrbares Rückschlagventil ist.
9. Abwärmerückgewinnungssystem nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Einlassventil (25a, 25b) elektrisch angesteuert ist.
10. Abwärmerückgewinnungssystem nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet, dass das Auslassventil (26a, 26b) ein
Rückschlagventil ist.
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