WO2018114332A1 - Fluidpumpe für ein abwärmerückgewinnungssystem - Google Patents

Fluidpumpe für ein abwärmerückgewinnungssystem Download PDF

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WO2018114332A1
WO2018114332A1 PCT/EP2017/081655 EP2017081655W WO2018114332A1 WO 2018114332 A1 WO2018114332 A1 WO 2018114332A1 EP 2017081655 W EP2017081655 W EP 2017081655W WO 2018114332 A1 WO2018114332 A1 WO 2018114332A1
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WO
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fluid pump
bearing
leakage
housing
pump
Prior art date
Application number
PCT/EP2017/081655
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English (en)
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Inventor
Guido Bredenfeld
Jakob Branczeisz
Matthias RIEDLE
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
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    • F01C21/02—Arrangements of bearings
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C15/0088—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0096—Heating; Cooling
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings
    • F04C2240/56—Bearing bushings or details thereof

Definitions

  • Fluid pump for waste heat recovery system The present invention relates to a fluid pump, particularly embodied as
  • Fluid pumps are widely known from the prior art, for example as external gear pumps from the published patent application DE 43 09 859 A1. Furthermore, the basic arrangement of Whywefluidpumpen within a waste heat recovery system of an internal combustion engine is known, for example from the published patent application DE 10 2013 205 648 A1. However, the known documents disclose how the feed fluid pump can be operated with aggressive working media of waste heat recovery systems, which have a very low viscosity, with the longest possible lifetime.
  • the fluid pump according to the invention has the advantage that it can be used for low-viscosity, poorly lubricating working media. Furthermore, the fluid pump is resistant to cavitation damage and can thus be used for operating temperatures close to the evaporation temperature of the working medium to be pumped. Therefore, the suitable Fluid pump in particular for waste heat recovery systems of
  • the fluid pump has a housing, wherein an inlet and an outlet are formed in the housing.
  • the housing delimits a working space, wherein in the working space a working medium can be conveyed by means of a conveying device from the inlet to the outlet.
  • the outlet opens into a
  • the conveyor is mounted by means of at least one bearing in the housing.
  • the bearing is fluidic with the leakage gap
  • the leakage gaps open outside the bearing into a leakage volume.
  • the leakage volume is used to form a
  • the fluid pump can thus be used as a kind of preheater for a downstream evaporator.
  • the leakage volume is arranged at least partially surrounding the high-pressure channel. As a result, the comparatively warm amount of leakage is promoted by the relatively cool
  • the wall of the high-pressure channel is preferably made of a material which has a very good thermal conductivity.
  • the corresponding convection surfaces of the heat exchanger are advantageously large.
  • the leakage volume is designed to be spiral-shaped, in particular circulating around the high-pressure channel several times.
  • the flow rate of the leakage amount is comparatively high, which results in a high heat transfer coefficient.
  • the heat exchanger is designed to be particularly effective.
  • the leakage volume is fluidly connected to the inlet by means of a return channel.
  • the cooled leakage quantity in the inlet is mixed with the aspirated working medium - from a component arranged upstream of the fluid pump. Due to the heat exchanger this will
  • the bearing is designed as a sliding bearing.
  • the bearing comprises a bearing bush.
  • the bearing can be flowed through well in the axial direction, so that the contact points of the bearing can be supplied with a lubricating film.
  • the housing comprises an end cover.
  • the end cover can limit the working space in the axial direction, or also position further parts of the fluid pump, for example a bearing goggle.
  • the end cover may also have connections for the inlet and / or for the outlet, for example the high-pressure channel.
  • the high-pressure channel is pressed into the housing, for example in the end cover.
  • the connection between the high-pressure channel and the housing is very strong and also media-tight. On seals between the high pressure passage and the housing can be dispensed with.
  • cooling ribs are arranged on the housing, for example on the end cover, in the area of the leakage volume.
  • the fluid pump is designed as an external gear pump.
  • the conveyor comprises a first gear arranged on a first shaft and a second gear arranged on a second shaft, wherein the shaft and the gear wheel can each also be formed in one piece. The two gears are meshing with each other in the
  • Both shafts each have at least one bearing, in other embodiments two bearings each.
  • all bearings are fluidly connected to the leakage volume described above, so that the leakage amounts of all bearings are cooled.
  • a plurality of leakage volumes may be formed in the fluid pump, which then each have their own heat exchanger.
  • At least one bearing gland is arranged in the housing.
  • a bearing of the two shafts is ever arranged.
  • the bearings may be formed as sliding bearings and each comprise a bearing bush.
  • two bearing bushes are then pressed into the bearing goggles.
  • Axially opposite another analogous designed bearing glasses can be arranged so that each gear is mounted to both end faces.
  • both arranged in the bearing girder bearings are fluidly connected by means of a respective leakage channel with the leakage volume.
  • the two leakage channels are formed in the housing, in particular in the end cover.
  • the fluid connection from the bearings to the leakage volume is designed to save space.
  • the above-described fluid pumps or external gear pumps are very well suited for use in waste heat recovery systems of
  • Waste heat recovery system comprises a working medium leading circuit, wherein the circuit in the flow direction of the working medium comprises a feed fluid pump, an evaporator, an expansion machine and a condenser.
  • the feed fluid pump is designed as a fluid pump according to an embodiment with the features described above.
  • Fig. 1 is an external gear pump of the prior art in a
  • Fig. 2 is a schematic sectional view through an external gear pump of the prior art.
  • FIG. 3 shows a schematic perspective view of a fluid pump according to the invention designed as an external gear pump, only the essential areas being illustrated.
  • FIG. 4 shows a section of a fluid pump according to the invention designed as an external gear pump in cross section, with only the essential areas being shown. a section of another inventive than
  • the external gear pump 1 comprises a housing 2, an end cover 3 and a cover flange 4.
  • Cover flange 4 are clamped together with the interposition of the housing 2 by not numbered in Figure 1 screws and optionally washers and aligned by positioning pins 5 to each other.
  • the housing 2, the end cover 3 and the cover flange 4 define a working space 6.
  • a first gear 1 1 and a second gear 12 are arranged in mesh with each other. Both gears 1 1, 12 in this case have a certain number of teeth.
  • the first gear 1 1 is mounted on a first shaft 21 and the second gear 12 on a first shaft 21 parallel to the second shaft 22. Alternatively, depending on a gear and a shaft also be made in one piece.
  • the first shaft 21 is used in the embodiment of Figure 1 as a drive shaft and is connected to a drive, not shown, for example, a crankshaft of an internal combustion engine. For this purpose, the first shaft 21 protrudes through the cover flange 4.
  • the two shafts 21, 22 each protrude through their associated gear 1 1, 12 and are firmly connected to this, for example, each by a press fit, or a one-piece design.
  • the shafts 21, 22 are mounted on both sides of the gears 1 1, 12, the shafts 21, 22 are mounted.
  • the storage is carried out by two bearing glasses 30, 40, wherein the bearing glasses 30, 40 are arranged in the working space 6: a
  • Bearing goggles 30 is arranged adjacent to the end cover 3 and another bearing gland 40 adjacent to the cover flange 4.
  • 40 are each two bushings 91, 92, 93, 94 pressed.
  • the bushings 92, 94 of the other bearing glasses 40 store the two shafts 21, 22 on the drive side and the bearing bushes 91, 93 of the bearing glasses 30 on the
  • the bushings 91, 92, 93, 94 thus form bearing 71, 72, 73, 74, in this embodiment sliding bearing 71, 72, 73, 74, for the two shafts 21, 22 from.
  • two bearing bushes 91, 93 and 92, 94 can also be made in one piece with the bearing glasses 30 or with the other
  • the four bearing bushes 91, 92, 93, 94 each have a radial bearing function and each form a sliding bearing with their associated shaft 21, 22.
  • the thrust bearing function is achieved by the two bearing glasses 30, 40: For this purpose, the bearing glasses 30 frontally a stop surface 31 and the others
  • the stop surface 31 supports both gears 1 1, 12 oriented in the axial direction to the end cover 3; the further stop surface 42 supports both gears 1 1, 12 oriented in the axial direction to the cover flange 4.
  • the bearing of the two shafts 21, 22 may also be designed by means of roller bearings.
  • Both seals 28, 29 extend approximately annular over the circumference of the housing 2 and are usually arranged in corresponding grooves. Furthermore, a shaft sealing ring 27 is arranged on the shaft drive of the first shaft 21 between the cover flange 4 and the first shaft 21.
  • a first Axialfelddichtung 18 is disposed between the bearing glasses 30 and the end cap 3, and between the other bearing glasses 40 and the cover flange 4, a second Axialfelddichtung 19 is arranged.
  • the two Axialfelddichtonne 18, 19 provide for an axial bearing of the two
  • the end faces or backs of the two bearing glasses 30, 40 are thereby dependent on location either with the pressure level of the pressure range or with the pressure level of the suction, so that preferably no from the fluid forces no torque on the bearing glasses 30, 40 acts.
  • the shafts 21, 22 float in the bearings 71, 72, 73, 74 on a hydrodynamic lubricating wedge, which preferably permits operation of the external gear pump 1 in fluid friction.
  • Bushings 91, 92, 93, 94 are more often in a mixed friction region, which means increased heat input into the contact points.
  • the (resulting from the low viscosity of the working medium) comparatively worse volumetric efficiency of the external gear pump 1 ensures that less fresh, or cooler working fluid supplied to the external gear pump 1 and thus can cool.
  • 2 shows the operating principle of a known external gear pump 1 in a schematic sectional view.
  • an inlet 2a and an outlet 2b are formed, which on opposite sides in the
  • a delivery volume V of the working medium is thus conveyed on the housing wall of the housing 2 between the teeth of the two gear wheels 1 1, 12 from the inlet 2 a to the outlet 2 b.
  • the delivery volume V corresponds to the volume delivered in nominal operation of the external gear pump 1, that is, the volume delivered in essential operating points.
  • Pressure level - for example, 40 bar - off.
  • Pressure range depends on the following flow topology, for example, of one or more throttle points.
  • the amount of leakage or the fluid can thus deliver only a small amount of heat to the environment, which in the mixing of the inlet 2a of the
  • External gear pump 1 means an elevated temperature level. This is particularly troublesome in the working media of waste heat recovery systems because of the small distance to the vapor pressure. This results in poor lubrication properties and the risk of cavitation erosion.
  • this invention can be used with all fluid pumps, which have a leak, which is fed back to the inlet 2a.
  • an external gear pump 1 shows a section of a designed as external gear pump 1 fluid pump, with only the essential areas are shown. From the two bearings 71, 73, which are hidden in the present perspective view, the respective amount of leakage flows into an associated respective leakage channel 51, 53, which on the gears 1 1, 12
  • the two leakage channels 51, 53 are formed in the end cover 3 and open into a common, also formed in the end cover 3, leakage volume 50 a.
  • the leakage volume 50a is now at least partially surrounding the high pressure passage 20b.
  • the high pressure passage 20b and the leakage volume 50a are preferably separated from only a very thin wall of the end cover 3 or the high pressure passage 20b so as to realize a most effective heat exchanger 60.
  • Figure 3 is
  • a seal 61 is also disposed surrounding the high-pressure passage 20b, between the outlet 2b and the leakage volume 50a, thus sealing the leakage volume 50a in the axial direction to the higher pressure level of the outlet 2b.
  • a comparable seal may also seal the leakage volume 50a from the environment.
  • a heat flow thus flows from the comparatively cooled compressed working medium via the high-pressure passage 20b out of the external gear pump 1 to the comparatively warm working medium of the leakage volume 50a.
  • the leakage amount of the leakage volume 50a will now be over in the
  • Leakage volume 50b associated with the leakage volume 50a so that for the four bearings 71, 72, 73, 74, only a heat exchanger 60 between the
  • Working medium after passing through the fluid pump 1 is vaporized anyway in an evaporator.
  • the heat exchanger 60 thus already takes place a preheating of the working medium.
  • Delivering the pump waste heat to the outlet delivery volume V 0 so that the heat is quickly transported away from the fluid pump 1. It can thereby account for additional cooling measures such as cooling fins, cooling channels, or an external cooling to dissipate the heat.
  • FIG. 4 shows a section of a fluid pump 1 according to the invention, designed as an external gear pump, in cross section, with only the essential areas being illustrated.
  • the bearings 71, 72, 73, 74 of the two shafts 21, 22 are designed as plain bearings with bearing bushes 91, 92, 93, 94, which in the bearing glasses 30, 40 are arranged.
  • the high-pressure passage 20b is on the toothed wheels 1 1, 12 opposite side of the bearing glasses 30, 40 in the end cap third
  • the high-pressure passage 20b may alternatively also be formed in the cover flange 4 or in the housing 2.
  • High-pressure passage 20b is usually not in the same plane as the axes of the bearings 71, 72, 73, 74. Furthermore, in the illustration of Figure 4, the leakage channels 51, 52, 53, 54 from the bearings 71, 72, 73, 74 to the leakage volume 50 and the return channel 59 from the leakage volume 50 back into the inlet 2a not shown.
  • the leakage volume 50 is part of the
  • High-pressure channel 20b designed surrounding annular.
  • the leakage volume 50 is thereby limited directly by the high-pressure passage 20b or its wall.
  • the high pressure passage 20b is designed as a pipe and arranged within the end cover 3 and the cover flange 4 and passed therethrough. In this case, the leakage volume 50 is sealed in the axial direction on both sides, each with a seal 61, 62, so that no leakage occurs between the end cap 3 and the high-pressure passage 20b.
  • the heat exchanger 60 is between
  • Leakage volume 50 and high pressure channel 20b very effective.
  • the cooled leakage quantity of the working medium is then fed again to the suction side or the inlet 2a of the fluid pump 1 via the separate return channel 59.
  • the leakage volume 50 is designed to surround a section of the high-pressure passage 20b spirally.
  • one or more leakage channels 51, 52, 53, 54 from the bearings 71, 72, 73, 74 open into the leakage volume 50.
  • each bearing 71, 72, 73, 74 has a leakage channel, but would this increase the effectiveness of the heat exchanger 60.
  • the fluid pump 1 only has a return channel 59 from
  • Leakage volume 50 the leakage channels 51, 52, 53, 54 and / or the
  • Return channel 59 may advantageously be the 3D printing method as
  • Enddeckel 3 or the cover flange 4 in the region of the leakage channels 51, 52, 53, 54 and / or in the region of the leakage volume 50 and / or be provided in the region of the return channel 59 with cooling fins to another heat flow from the leakage amount to the ambient air Force fluid pump 1.
  • Seals 61, 62 of the high-pressure passage 20b of the high-pressure passage 20b are also pressed into the end cover 3 or into the cover flange 4 or into the housing 2.
  • the illustrated fluid pump 1 is very good for poorly lubricating
  • Waste heat recovery systems are used for internal combustion engines.
  • the fluid pump 1 according to the invention is therefore arranged in a waste heat recovery system of an internal combustion engine, the fluid pump not necessarily as
  • the internal combustion engine is supplied with oxygen via an air supply; the exhaust gas discharged after the combustion process is discharged from the engine through an exhaust pipe.
  • the waste heat recovery system comprises a circuit carrying a working medium comprising, in the flow direction of the working medium, a feed fluid pump, an evaporator, an expansion machine and a condenser.
  • the working medium can be made as needed via a spur line from a
  • Sump and a valve unit are fed into the circuit.
  • the collecting container can alternatively be integrated into the circulation.
  • the evaporator is connected to the exhaust pipe of the internal combustion engine, thus uses the heat energy of the exhaust gas of the internal combustion engine.
  • Liquid working fluid is conveyed through the feed fluid pump, possibly from the reservoir into the evaporator and there through the
  • Heat energy of the exhaust gas of the internal combustion engine evaporates.
  • the vaporized working medium is then in the expansion machine under release of mechanical energy, for example, to a generator, not shown, or to a non-illustrated transmission relaxed. Subsequently, the working medium in the condenser is liquefied again and returned to the collecting container or fed to the feed fluid pump.
  • the feed fluid pump of the waste heat recovery system is a fluid pump 1 according to one of the above embodiments. These are particularly good for a waste heat recovery system, as they are also bad
  • lubricating working media with very low viscosities are suitable.
  • the leakage quantities are cooled by the bearings 71, 72, 73, 74.
  • the mixing temperature of the working medium is thus lowered, so that the temporally subsequent leakage quantities are also cooled.
  • By cooling the working medium its viscosity is increased, which improves the lubricating properties in the bearings 71, 72, 73, 74.
  • the wear in the bearings 71, 72, 73, 74 is thereby reduced.
  • the risk of cavitation damage in the bearings 71, 72, 73, 74 is reduced due to the cooler working medium.
  • the fluid pump 1 is therefore also suitable for operating temperatures which are at the evaporation temperature of the working medium, since the

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Abstract

Fluidpumpe (1), insbesondere für ein Abwärmerückgewinnungssystem. Die Fluidpumpe (1) weist ein Gehäuse (2) auf, wobei in dem Gehäuse (2) ein Einlass (2a) und ein Auslass (2b) ausgebildetsind. Das Gehäuse (2) begrenzt einen Arbeitsraum (6), wobei in dem Arbeitsraum (6) ein Arbeitsmedium mittels einer Fördereinrichtung (11, 12) von dem Einlass (2a) zu dem Auslass (2b) förderbar ist. Der Auslass (2b) mündet in einen Hochdruckkanal (20b). Die Fördereinrichtung (11, 12) ist mittels zumindest eines Lagers (71, 72, 73, 74) in dem Gehäuse (2) gelagert. Das Lager (71, 72, 73, 74) ist über Leckagespalte fluidisch mit dem Arbeitsraum (6) verbunden. Die Leckagespalte münden außerhalb des Lagers (71, 72, 73, 74) in ein Leckagevolumen (50a, 50b, 50). Das Leckagevolumen (50a, 50b, 50) ist zur Ausbildung eines Wärmetauschers (60) dem Hochdruckkanal (20b) benachbart angeordnet.

Description

Beschreibung Titel
Fluidpumpe für ein Abwärmerückgewinnungssvstem Die vorliegende Erfindung betrifft eine Fluidpumpe, insbesondere ausgeführt als
Speisefluidpumpe eines Abwärmerückgewinnungssystems einer
Brennkraftmaschine.
Stand der Technik
Fluidpumpen sind vielfach aus dem Stand der Technik bekannt, beispielsweise als Außenzahnradpumpen aus der Offenlegungsschrift DE 43 09 859 A1. Weiterhin ist auch die prinzipielle Anordnung von Speisefluidpumpen innerhalb eines Abwärmerückgewinnungssystems einer Brennkraftmaschine bekannt, beispielsweise aus der Offenlegungsschrift DE 10 2013 205 648 A1. Jedoch lassen die bekannten Dokumente offen, wie die Speisefluidpumpe auch mit aggressiven Arbeitsmedien von Abwärmerückgewinnungssystemen, welche eine sehr niedrige Viskosität aufweisen, mit möglichst langer Lebensdauer betrieben werden kann.
Offenbarung der Erfindung
Die erfindungsgemäße Fluidpumpe hat demgegenüber den Vorteil, dass sie für niederviskose, schlecht schmierende Arbeitsmedien eingesetzt werden kann. Weiterhin ist die Fluidpumpe resistent gegenüber Kavitationsschäden und kann so auch für Betriebstemperaturen nahe an der Verdampfungstemperatur des zu fördernden Arbeitsmediums eingesetzt werden. Daher eignet sich die Fluidpumpe insbesondere für Abwärmerückgewinnungssysteme von
Brennkraftmaschinen, welche oft niederviskose Arbeitsmedien verwenden.
Dazu weist die Fluidpumpe ein Gehäuse auf, wobei in dem Gehäuse ein Einlass und ein Auslass ausgebildet sind. Das Gehäuse begrenzt einen Arbeitsraum, wobei in dem Arbeitsraum ein Arbeitsmedium mittels einer Fördereinrichtung von dem Einlass zu dem Auslass förderbar ist. Der Auslass mündet in einen
Hochdruckkanal. Die Fördereinrichtung ist mittels zumindest eines Lagers in dem Gehäuse gelagert. Das Lager ist über Leckagespalte fluidisch mit dem
Arbeitsraum verbunden. Die Leckagespalte münden außerhalb des Lagers in ein Leckagevolumen. Das Leckagevolumen ist zur Ausbildung eines
Wärmetauschers dem Hochdruckkanal benachbart angeordnet.
Dadurch wird die Leckagemenge des Arbeitsmediums, welche durch die
Leckagespalte und das zumindest eine Lager fließt, durch den Wärmetauscher abgekühlt. Gleichzeitig wird das durch den Hochdruckkanal aus der Fluidpumpe geförderte Arbeitsmedium erhitzt. Insbesondere in einem
Abwärmerückgewinnungssystem kann die Fluidpumpe somit als eine Art Vorerhitzer für einen nachgeschalteten Verdampfer verwendet werden.
In einer vorteilhaften Weiterbildung ist das Leckagevolumen den Hochdruckkanal zumindest teilweise umgebend angeordnet. Dadurch ist die vergleichsweise warme Leckagemenge von dem vergleichsweise kühlen geförderten
Arbeitsmedium nur durch die vorzugsweise dünne Wand des Hochdruckkanals getrennt, so dass der Wärmetauscher sehr effektiv ausgeführt ist. Die Wand des Hochdruckkanals ist vorzugsweise aus einem Material ausgeführt, welches eine sehr gute Wärmeleitfähigkeit besitzt. Die entsprechenden Konvektionsflächen des Wärmetauschers sind dabei vorteilhafterweise groß.
In vorteilhaften Ausführungen ist das Leckagevolumen spiralförmig ausgeführt, insbesondere um den Hochdruckkanal mehrfach umlaufend. Dadurch ist die Strömungsgeschwindigkeit der Leckagemenge vergleichsweise hoch, was einen hohen Wärmeübergangskoeffizienten zur Folge hat. Weiterhin ergibt sich dadurch auch eine große Gesamtkonvektionsfläche des Wärmetauschers. Der Wärmetauscher ist damit besonders effektiv gestaltet. In vorteilhaften Ausführungen der Fluidpumpe ist das Leckagevolumen mittels eines Rückführkanals fluidisch mit dem Einlass verbunden. Dadurch wird die abgekühlte Leckagemenge im Einlass mit dem angesaugten Arbeitsmedium - aus einer der Fluidpumpe stromaufwärts angeordneten Komponente - durchmischt. Aufgrund des Wärmetauschers wird diese
Durchmischungstemperatur reduziert, was wiederum zur Folge hat, dass die vom Einlass in das Lager nachströmende Leckagemenge auch eine reduzierte Temperatur aufweist. Demzufolge erhöht sich die Viskosität des Arbeitsmediums im Lager und damit auch die Schmiereigenschaft. Gleichzeitig verringert sich das Risiko von Kavitationsschäden im Lager.
In vorteilhaften Ausführungen ist das Lager als Gleitlager ausgebildet.
Vorzugsweise umfasst das Lager dabei eine Lagerbuchse. Dadurch kann das Lager in axialer Richtung gut durchströmt werden, so dass die Kontaktstellen des Lagers mit einem Schmierfilm versorgt werden können. Weiterhin ist die
Ausführung als Gleitlager eine kostengünstige Lösung.
In vorteilhaften Weiterbildungen umfasst das Gehäuse einen Enddeckel. Der Enddeckel kann den Arbeitsraum in axialer Richtung begrenzen, oder auch weitere Teile der Fluidpumpe, beispielsweise eine Lagerbrille, positionieren. Weiterhin kann der Enddeckel auch Anschlüsse für den Einlass und/oder für den Auslass aufweisen, beispielsweise den Hochdruckkanal.
In vorteilhaften Ausführungen ist der Hochdruckkanal in das Gehäuse, beispielsweise in den Enddeckel, eingepresst. Dadurch ist die Verbindung zwischen dem Hochdruckkanal und dem Gehäuse sehr fest und auch mediendicht ausgeführt. Auf Abdichtungen zwischen dem Hochdruckkanal und dem Gehäuse kann damit verzichtet werden.
In vorteilhaften Weiterbildungen sind an dem Gehäuse, beispielsweise an dem Enddeckel, im Bereich des Leckagevolumens Kühlrippen angeordnet. Dadurch wird der Wärmefluss von der Leckagemenge an die Umgebung der Fluidpumpe - beispielsweise an die Umgebungsluft - erhöht. Dies hat eine noch bessere Abkühlung der Leckagemenge zur Folge. In vorteilhaften Ausführungen ist die Fluidpumpe als Außenzahnradpumpe gestaltet. Dazu umfasst die Fördereinrichtung ein auf einer ersten Welle angeordnetes erstes Zahnrad und ein auf einer zweiten Welle angeordnetes zweites Zahnrad, wobei Welle und Zahnrad auch jeweils einstückig ausgebildet sein können. Die beiden Zahnräder sind miteinander kämmend in dem
Arbeitsraum angeordnet. Beide Wellen weisen jeweils zumindest ein Lager auf, in anderen Ausführungen jeweils zwei Lager. Vorzugsweise sind dann alle Lager fluidisch mit dem oben beschriebenen Leckagevolumen verbunden, so dass die Leckagemengen aller Lager gekühlt werden. Dazu können auch mehrere Leckagevolumen in der Fluidpumpe ausgebildet sein, die dann jeweils einen eigenen Wärmetauscher aufweisen.
In vorteilhaften Weiterbildungen ist in dem Gehäuse zumindest eine Lagerbrille angeordnet. In der Lagerbrille ist je ein Lager der beiden Wellen angeordnet. Beispielsweise können die Lager als Gleitlager ausgebildet sein und je eine Lagerbuchse umfassen. Vorteilhafterweise sind in der Lagerbrille dann zwei Lagerbuchsen eingepresst. Axial gegenüberliegend kann eine weitere analog ausgeführte Lagerbrille angeordnet sein, so dass jedes Zahnrad zu beiden Stirnseiten gelagert ist. Durch die Abkühlung der Leckagemenge wird die Viskosität des Arbeitsmediums auf einem vergleichsweise hohen Niveau gehalten, so dass demzufolge die Gleitlagerung in den Lagerbuchsen vorzugsweise hydrodynamisch ausgeführt ist. Durch die Anordnung von zwei Lagern in einer Lagerbrille ist weiterhin die Positionierung der beiden Wellen zueinander, speziell die Parallelität, optimiert. Der Wirkungsgrad der
Außenzahnradpumpe wird dadurch erhöht, der Verschleiß an Zahnrädern und Lagern wird verringert.
In vorteilhaften Ausführungen sind beide in der Lagerbrille angeordneten Lager mittels je eines Leckagekanals mit dem Leckagevolumen fluidisch verbunden. Dadurch werden beide Leckagemengen zusammengeführt, so dass lediglich ein Wärmetauscher für beide Lager zusammen vorgesehen werden muss.
Vorzugsweise sind die beiden Leckagekanäle dabei in dem Gehäuse, insbesondere in dem Enddeckel, ausgebildet. Dadurch ist die Fluidverbindung von den Lagern zu dem Leckagevolumen bauraumsparend ausgeführt. Die oben beschriebenen Fluidpumpen bzw. Außenzahnradpumpen eignen sich sehr gut für die Anwendung in Abwärmerückgewinnungssystemen von
Brennkraftmaschinen. Derartige Abwärmerückgewinnungssysteme verwenden oft niederviskose, schlecht schmierende Arbeitsmedien, beispielsweise Organic- Rankine-Cycle-Arbeitsmedien. Die erfindungsgemäße Fluidpumpe ermöglicht eine gute Durchspülung und vor allem Kühlung ihrer Lager, so dass Verschleiß und Kavitation in den Lagern vermindert werden. Daher ist die
erfindungsgemäße Fluidpumpe sehr vorteilhaft in einem
Abwärmerückgewinnungssystem verwendbar. Das
Abwärmerückgewinnungssystem weist einen ein Arbeitsmedium führenden Kreislauf auf, wobei der Kreislauf in Flussrichtung des Arbeitsmediums eine Speisefluidpumpe, einen Verdampfer, eine Expansionsmaschine und einen Kondensator umfasst. Die Speisefluidpumpe ist dabei als Fluidpumpe nach einer Ausführung mit den vorhergehend beschriebenen Merkmalen ausgeführt.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Im Nachfolgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung unter
Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 eine Außenzahnradpumpe des Stands der Technik in einer
Schnittdarstellung, wobei nur die wesentlichen Bereich dargestellt sind.
Fig. 2 eine schematische Schnittdarstellung durch eine Außenzahnradpumpe aus dem Stand der Technik.
Fig. 3 eine schematische perspektivische Ansicht einer erfindungsgemäßen als Außenzahnradpumpe ausgeführten Fluidpumpe, wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind.
Fig. 4 einen Ausschnitt einer erfindungsgemäßen als Außenzahnradpumpe ausgeführten Fluidpumpe im Querschnitt, wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind. einen Ausschnitt einer weiteren erfindungsgemäßen als
Außenzahnradpumpe ausgeführten Fluidpumpe im Querschnitt, wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind.
Ausführungsformen der Erfindung
In Fig.1 ist eine Außenzahnradpumpe 1 aus dem Stand der Technik in einer Schnittdarstellung gezeigt. Die Außenzahnradpumpe 1 umfasst ein Gehäuse 2, einen Enddeckel 3 und einen Deckelflansch 4. Der Enddeckel 3 und der
Deckelflansch 4 sind unter Zwischenlage des Gehäuses 2 durch in der Fig.1 nicht nummerierte Schrauben und gegebenenfalls Unterlegscheiben miteinander verspannt und durch Positionierstifte 5 zueinander ausgerichtet. Das Gehäuse 2, der Enddeckel 3 und der Deckelflansch 4 begrenzen einen Arbeitsraum 6.
In dem Arbeitsraum 6 sind ein erstes Zahnrad 1 1 und ein zweites Zahnrad 12 kämmend miteinander angeordnet. Beide Zahnräder 1 1 , 12 weisen dabei eine gewisse Anzahl von Zähnen auf. Das erste Zahnrad 1 1 ist auf einer ersten Welle 21 befestigt und das zweite Zahnrad 12 auf einer zur ersten Welle 21 parallelen zweiten Welle 22. Alternativ können je ein Zahnrad und je eine Welle auch einteilig ausgeführt sein. Die erste Welle 21 dient in der Ausführung der Fig.1 als Antriebswelle und ist mit einem nicht dargestellten Antrieb verbunden, beispielsweise einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors. Dazu ragt die erste Welle 21 durch den Deckelflansch 4.
Die beiden Wellen 21 , 22 ragen jeweils durch das ihnen zugeordnete Zahnrad 1 1 , 12 und sind mit diesem fest verbunden, beispielsweise durch je einen Pressverband, oder eine einstückige Ausführung. Beiderseits der Zahnräder 1 1 , 12 sind die Wellen 21 , 22 gelagert. Die Lagerung erfolgt durch zwei Lagerbrillen 30, 40, wobei die Lagerbrillen 30, 40 in dem Arbeitsraum 6 angeordnet sind: eine
Lagerbrille 30 ist benachbart zum Enddeckel 3 angeordnet und eine weitere Lagerbrille 40 benachbart zum Deckelflansch 4. In beiden Lagerbrillen 30, 40 sind jeweils zwei Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 eingepresst. Die Lagerbuchsen 92, 94 der weiteren Lagerbrille 40 lagern die beiden Wellen 21 , 22 antriebsseitig und die Lagerbuchsen 91 , 93 der Lagerbrille 30 auf der dazu
gegenüberliegenden Seite der Zahnräder 1 1 , 12. Die Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 bilden somit Lager 71 , 72, 73, 74, in dieser Ausführung Gleitlager 71 , 72, 73, 74, für die beiden Wellen 21 , 22 aus. Alternativ können je zwei Lagerbuchsen 91 , 93 bzw. 92, 94 auch einteilig mit der Lagerbrille 30 bzw. mit der weiteren
Lagerbrille 40 ausgeführt werden.
Die vier Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 haben jeweils eine Radiallagerfunktion und bilden jeweils ein Gleitlager mit der ihnen zugeordneten Welle 21 , 22. Die Axiallagerfunktion wird durch die beiden Lagerbrillen 30, 40 erreicht: Dazu weist die Lagerbrille 30 stirnseitig eine Anschlagfläche 31 auf und die weitere
Lagerbrille 40 stirnseitig eine weitere Anschlagfläche 42. Beide Anschlagflächen
31 , 42 wirken mit beiden Zahnrädern 1 1 , 12 zusammen. Die Anschlagfläche 31 lagert beide Zahnräder 1 1 , 12 in der axialen Richtung zum Enddeckel 3 orientiert; die weitere Anschlagfläche 42 lagert beide Zahnräder 1 1 , 12 in der axialen Richtung zum Deckelflansch 4 orientiert.
Alternativ zur Gleitlagerung kann die Lagerung der beiden Wellen 21 , 22 auch mittels Wälzlager ausgeführt sein.
Zur Abdichtung des Arbeitsraums 6 zur Umgebung sind zwei Dichtungen am Gehäuse 2 angeordnet: Eine Dichtung 28 zwischen dem Gehäuse 2 und dem
Enddeckel 3, und eine weitere Dichtung 29 zwischen dem Gehäuse 2 und dem Deckelflansch 4. Beide Dichtungen 28, 29 verlaufen etwa ringförmig über den Umfang des Gehäuses 2 und sind üblicherweise in entsprechenden Nuten angeordnet. Weiterhin ist ein Wellendichtring 27 am Wellendurchtrieb der ersten Welle 21 zwischen dem Deckelflansch 4 und der ersten Welle 21 angeordnet.
Weiterhin ist zwischen der Lagerbrille 30 und dem Enddeckel 3 eine erste Axialfelddichtung 18 angeordnet, und zwischen der weiteren Lagerbrille 40 und dem Deckelflansch 4 ist eine zweite Axialfelddichtung 19 angeordnet. Die beiden Axialfelddichtungen 18, 19 stellen zum einen eine axiale Lagerung der beiden
Lagerbrillen 30, 40 innerhalb des Gehäuses 2 dar. Zum anderen werden die Stirnseiten bzw. Rückseiten der beiden Lagerbrillen 30, 40 dadurch ortsabhängig entweder mit dem Druckniveau des Druckbereichs oder mit dem Druckniveau des Saugbereichs beaufschlagt, so dass vorzugsweise kein aus den fluidischen Kräften kein Drehmoment auf die Lagerbrillen 30, 40 wirkt. Im Betrieb der Außenzahnradpumpe 1 schwimmen die Wellen 21 , 22 in den Lagern 71 , 72, 73, 74 auf einem hydrodynamischen Schmierkeil, welcher vorzugsweise ein Betreiben der Außenzahnradpumpe 1 in Flüssigkeitsreibung ermöglicht. Bei geringem Eintrag von mechanischer Verlustleistung (Grenz- oder Mischreibung) hält sich der Wärmeeintrag aus den Kontaktstellen zwischen den
Wellen 21 , 22 und den Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 in das Lager 71 , 72, 73, 74 in Grenzen, bzw. die entstehende Wärme kann zum einen relativ gut über die Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 abgeführt werden und zum anderen sorgt ein relativ hoher volumetrischer Wirkungsgrad dafür, dass die Außenzahnradpumpe 1 permanent mit kühlerem Arbeitsmedium aus dem Saugtrakt versorgt wird, welches beim Durchströmen der Lager 71 , 72, 73, 74 ebenfalls für eine Kühlung der Lagerstellen bzw. der Lager 71 , 72, 73, 74 sorgt.
Durch den Einsatz eines niederviskosen Arbeitsmediums mit geringer bis keiner Schmierfähigkeit, beispielsweise Ethanol, Cyclopenthan oder ein Kältemittel, gestaltet sich der Aufbau eines hydrodynamischen Schmierkeils wesentlich schwieriger. Die Kontaktstellen zwischen den Wellen 21 , 22 und den
Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 befinden sich öfter in einem Mischreibungsbereich, welcher einen erhöhten Wärmeeintrag in die Kontaktstellen bedeutet. Auch der (resultierend aus der niedrigen Viskosität des Arbeitsmediums) vergleichsweise schlechtere volumetrische Wirkungsgrad der Außenzahnradpumpe 1 sorgt dafür, dass weniger frisches, bzw. kühleres Arbeitsmedium die Außenzahnradpumpe 1 versorgt und somit abkühlen kann. Fig.2 zeigt das Wirkprinzip einer bekannten Außenzahnradpumpe 1 in einer schematischen Schnittdarstellung. In dem Gehäuse 2 sind ein Einlass 2a und ein Auslass 2b ausgebildet, welche an gegenüberliegenden Seiten in den
Arbeitsraum 6 münden. Ein Fördervolumen V des Arbeitsmediums wird so an der Gehäusewand des Gehäuses 2 zwischen den Zähnen der beiden Zahnräder 1 1 , 12 vom Einlass 2a zum Auslass 2b gefördert. Das Fördervolumen V entspricht dabei dem geförderten Volumen im Nennbetrieb der Außenzahnradpumpe 1 , das heißt dem geförderten Volumen in wesentlichen Betriebspunkten.
Im Bereich des Einlasses 2a bildet sich dadurch der Saugbereich der
Außenzahnradpumpe 1 mit einem niedrigen ersten Druckniveau - beispielsweise Atmosphärendruck - aus, und im Bereich des Auslasses 2b bildet sich der Druckbereich der Außenzahnradpumpe 1 mit einem höheren zweiten
Druckniveau - beispielsweise 40 bar - aus. Das zweite Druckniveau des
Druckbereichs hängt dabei von der nachfolgenden Strömungstopologie ab, beispielsweise von einer oder mehreren Drosselstellen.
Bei genauerer Betrachtung ist das Auslass-Fördervolumen V0, welches den Auslass 2b durchströmt geringer als das Einlass-Fördervolumen V,, welches durch den Einlass 2a strömt. Dies liegt an der Leckage zwischen den Zahnrädern 1 1 , 12, den Lagerbrillen 30, 40 und dem Gehäuse 2. In den Konstruktionen bekannter Außenzahnradpumpen 1 wird die Leckage, welche über die
Leckagespalte zwischen den Zahnrädern 1 1 , 12 und den Lagerbrillen 30, 40 in die Lager 71 , 72, 73, 74 fließt, über Nuten in den Lagerbrillen 30, 40 bzw. in den Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 direkt im Inneren der Außenzahnradpumpe 1 wieder dem angesaugtem Fluid, also dem Einlass 2a, zugeführt.
Die Leckagemenge bzw. das Fluid kann somit nur eine geringe Wärmemenge an die Umgebung abgeben, was bei der Durchmischung am Einlass 2a der
Außenzahnradpumpe 1 ein erhöhtes Temperaturniveau bedeutet. Dies ist insbesondere bei den Arbeitsmedien von Abwärmerückgewinnungssystemen wegen des geringen Abstandes zum Dampfdruck störend. Es ergeben sich schlechte Schmiereigenschaften und die Gefahr von Kavitationserosion.
Erfindungsgemäß wird nun die Leckage des Arbeitsmediums durch die Lager 71 , 72, 73, 74 am jeweiligen Lagergrund über einen Wärmetauscher an das aus der Außenzahnradpumpe 1 geförderte Arbeitsmedium, also an das aus dem Auslass
2b strömende Auslass-Fördervolumen V0, abgegeben. Erst im Anschluss an diesen Wärmetauscher erfolgt die Wiedereinspeisung der Leckagemenge in das angesaugte Arbeitsmedium, also in den Einlass 2a. Die Durchmischung des Arbeitsmediums im Einlass 2a erfolgt somit auf einem wesentlich niedrigeren Temperaturniveau als bei den aus dem Stand der Technik bekannten
Außenzahnradpumpen 1 .
Prinzipiell ist diese Erfindung bei allen Fluidpumpen einsetzbar, welche eine Leckage aufweisen, die wieder dem Einlass 2a zugeführt wird. Im Folgenden wird die Funktionsweise der Erfindung anhand einer Außenzahnradpumpe 1 dargestellt. Fig.3 zeigt einen Ausschnitt einer als Außenzahnradpumpe 1 ausgeführten Fluidpumpe, wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind. Aus den beiden Lagern 71 , 73, die in der vorliegenden perspektivischen Ansicht verdeckt sind, strömt die jeweilige Leckagemenge in einen zugeordneten jeweiligen Leckagekanal 51 , 53, welcher auf der den Zahnrädern 1 1 , 12
gegenüberliegenden Seite der Lagerbrille 30 angeordnet ist. Vorteilhafterweise sind die beiden Leckagekanäle 51 , 53 in dem Enddeckel 3 ausgebildet und münden in ein gemeinsames, ebenfalls in dem Enddeckel 3 ausgebildetes, Leckagevolumen 50a.
Vom Auslass 2b der Außenzahnradpumpe 1 zweigt ein Hochdruckkanal 20b ab, welcher in dem Enddeckel 3 ausgebildet ist und zu weiterführenden
Strömungskomponenten, beispielsweise einer Expansionsmaschine führt. Das Leckagevolumen 50a ist nun den Hochdruckkanal 20b zumindest teilweise umgebend angeordnet. Der Hochdruckkanal 20b und das Leckagevolumen 50a sind dabei vorzugsweise von einer nur sehr dünnen Wand des Enddeckels 3 oder des Hochdruckkanals 20b getrennt, um so einen möglichst effektiven Wärmetauscher 60 zu realisieren. In der Ausführung der Fig.3 ist das
Leckagevolumen 50a den zylindrischen Hochdruckkanal 20b ringförmig umgebend angeordnet. Eine Abdichtung 61 ist den Hochdruckkanal 20b ebenfalls umgebend angeordnet, und zwar zwischen dem Auslass 2b und dem Leckagevolumen 50a, und dichtet so das Leckagevolumen 50a in axialer Richtung zum höheren Druckniveau des Auslasses 2b ab. Eine vergleichbare Abdichtung kann auch das Leckagevolumen 50a gegenüber der Umgebung abdichten.
Es fließt somit ein Wärmestrom von dem vergleichsweise kühlen verdichteten Arbeitsmedium über den Hochdruckkanal 20b aus der Außenzahnradpumpe 1 zu dem vergleichsweise warmen Arbeitsmedium des Leckagevolumens 50a. Die Leckagemenge des Leckagevolumens 50a wird nun über einen in dem
Enddeckel 3 ausgebildeten Rückführkanal 59 wieder dem Einlass 2a der Außenzahnradpumpe 1 zugeführt. Analoge Anordnungen können für die Lager 72, 74 in der weiteren Lagerbrille 40 bzw. in dem Deckelflansch 4 ausgeführt werden. Demzufolge würden dort die Leckagen aus den Lagern 72, 74 über Leckagekanäle 52, 54 zu einem
gemeinsamen Leckagevolumen 50b geleitet. Vorzugsweise ist dieses
Leckagevolumen 50b mit dem Leckagevolumen 50a vereinigt, so dass für die vier Lager 71 , 72, 73, 74 nur ein Wärmetauscher 60 zwischen dem
gemeinsamen Leckagevolumen 50 und dem Hochdruckkanal 20b realisiert werden muss.
Durch den erfindungsgemäßen Einsatz des Wärmetauschers 60 zwischen dem Leckagevolumen 50a und dem Hochdruckkanal 20b ergeben sich die folgenden Vorteile für die Fluidpumpe 1 :
Gezielte Kühlung der durch die Lager 71 , 73 fließenden Leckagemenge durch die„Umleitung" des Arbeitsmediums über den Wärmetauscher 60 zum Einlass 2a mit dem Effekt, dass die Temperatur des Arbeitsmediums nach dem Durchmischen reduziert ist.
Abgabe der sonst ungenutzten Wärme aus dem Inneren der Fluidpumpe 1 an das Auslass-Fördervolumen V0 auf der Druckseite der Fluidpumpe 1 .
Insbesondere bei dem Einsatz der Fluidpumpe 1 in einem
Abwärmerückgewinnungssystem ist dies sehr effizient, da das
Arbeitsmedium nach dem Durchlaufen der Fluidpumpe 1 ohnehin in einem Verdampfer verdampft wird. In dem Wärmetauscher 60 findet somit schon eine Vorwärmung des Arbeitsmediums statt.
Abgabe der Pumpenabwärme in das druckseitige Arbeitsmedium im
Hochdruckkanal 20b. Dadurch ist eine sehr effektive Kühlung der Fluidpumpe 1 realisiert, da die Wärme schnell von der Fluidpumpe 1 weg transportiert wird und somit keine ungewollte Aufheizung der Fluidpumpe 1 , insbesondere im Ansaugbereich des Einlasses 2a, stattfindet.
Abgabe der Pumpenabwärme an das Auslass-Fördervolumen V0, so dass die Wärme schnell von der Fluidpumpe 1 weg transportiert wird. Es können dadurch zusätzliche Kühlmaßnahmen wie beispielsweise Kühlrippen, Kühlkanäle, oder eine externe Kühlung zur Abfuhr der Wärme entfallen.
Fig.4 zeigt einen Ausschnitt einer erfindungsgemäßen, als Außenzahnradpumpe ausgeführten Fluidpumpe 1 im Querschnitt, wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind. Die Lager 71 , 72, 73, 74 der beiden Wellen 21 , 22 sind als Gleitlager mit Lagerbuchsen 91 , 92, 93, 94 gestaltet, welche in der Lagerbrille 30, 40 angeordnet sind. Der Hochdruckkanal 20b ist an der den Zahnrädern 1 1 , 12 gegenüberliegenden Seite der Lagerbrille 30, 40 in dem Enddeckel 3
ausgebildet. Der Hochdruckkanal 20b kann alternativ auch in dem Deckelflansch 4 oder in dem Gehäuse 2 ausgebildet sein.
Die Schnittdarstellung der Fig.4 ist nur schematisch, die Achse des
Hochdruckkanals 20b liegt üblicherweise nicht in der gleichen Ebene wie die Achsen der Lager 71 , 72, 73, 74. Weiterhin sind in der Darstellung der Fig.4 auch die Leckagekanäle 51 , 52, 53, 54 aus den Lagern 71 , 72, 73, 74 zum Leckagevolumen 50 und der Rückführkanal 59 vom Leckagevolumen 50 zurück in den Einlass 2a nicht gezeigt.
In der Ausführung der Fig.4 ist das Leckagevolumen 50 einen Teil des
Hochdruckkanals 20b ringförmig umgebend gestaltet. Das Leckagevolumen 50 wird dabei unmittelbar von dem Hochdruckkanal 20b bzw. dessen Wand begrenzt. Der Hochdruckkanal 20b ist als Rohrleitung gestaltet und innerhalb des Enddeckels 3 bzw. des Deckelflanschs 4 angeordnet bzw. durch diesen hindurchgeführt. Dabei wird das Leckagevolumen 50 in axialer Richtung beidseitig mit jeweils einer Abdichtung 61 , 62 abgedichtet, so das zwischen dem Enddeckel 3 und dem Hochdruckkanal 20b keine Leckströmung entsteht.
Dadurch bleibt der volumetrische Wirkungsgrad der Fluidpumpe 1 erhalten, und es wird eine weitere Erhitzung des im Einlass 2a angesaugten Arbeitsmediums durch die sich auf Saugdruck entspannende Hochdruckleckage vermieden. Durch die ringförmige Ausführung des Leckagevolumens 50 ist die
entsprechende Konvektionsfläche zum Hochdruckkanal 20b vergleichsweise groß gestaltet. Entsprechend ist der Wärmetauscher 60 zwischen
Leckagevolumen 50 und Hochdruckkanal 20b sehr effektiv. Die abgekühlte Leckagemenge des Arbeitsmediums wird anschließend wieder der Saugseite bzw. dem Einlass 2a der Fluidpumpe 1 über den separaten Rückführkanal 59 zugeführt.
Fig.5 zeigt eine weitere Ausführung des Leckagevolumens 50 in einem
Ausschnitt einer als Außenzahnradpumpe ausgeführten Fluidpumpe 1 , wobei nur die wesentlichen Bereiche dargestellt sind. Das Leckagevolumen 50 ist dabei einen Teilabschnitt des Hochdruckkanals 20b spiralförmig umgebend gestaltet. Dabei münden in das Leckagevolumen 50 einer oder mehrere Leckagekanäle 51 , 52, 53, 54 aus den Lagern 71 , 72, 73, 74. Hierbei ist nicht zwangsweise erforderlich, dass jedes Lager 71 , 72, 73, 74 einen Leckagekanal aufweist, jedoch würde dies die Effektivität des Wärmetauschers 60 erhöhen.
Vorzugsweise weist die Fluidpumpe 1 nur einen Rückführkanal 59 vom
Leckagevolumen 50 in den Einlass 2a auf. In der Ausführung der Fig.5 sind keine Abdichtungen 61 , 62 gezeigt, jedoch könnten diese optional verwendet werden. Insbesondere bei geometrisch aufwändigen Formgebungen des
Leckagevolumens 50, der Leckagekanäle 51 , 52, 53, 54 und/oder des
Rückführkanals 59 kann vorteilhafterweise das 3D-Druck-Verfahren als
Fertigungsverfahren verwendet werden. In weiterbildenden Ausführungen der Fluidpumpe 1 kann beispielsweise der
Enddeckel 3 bzw. der Deckelflansch 4 im Bereich der Leckagekanäle 51 , 52, 53, 54 und/oder im Bereich des Leckagevolumens 50 und/oder im Bereich des Rückführkanals 59 mit Kühlrippen versehen sein, um einen weiteren Wärmefluss von der Leckagemenge an die Umgebungsluft der Fluidpumpe 1 zu erzwingen.
Weiterhin kann alternativ oder ergänzend zu den Ausführungen mit den
Abdichtungen 61 , 62 des Hochdruckkanals 20b der Hochdruckkanal 20b auch in den Enddeckel 3 bzw. in den Deckelflansch 4 oder in das Gehäuse 2 eingepresst werden.
Die dargestellte Fluidpumpe 1 ist sehr gut für schlecht schmierende,
niederviskose Arbeitsmedien geeignet, wie sie beispielsweise in
Abwärmerückgewinnungssystemen für Brennkraftmaschinen verwendet werden. In besonders vorteilhaften Ausführungen ist die erfindungsgemäße Fluidpumpe 1 demzufolge in einem Abwärmerückgewinnungssystem einer Brennkraftmaschine angeordnet, wobei die Fluidpumpe dazu nicht notwendigerweise als
Außenzahnradpumpe ausgeführt sein muss. Der Brennkraftmaschine wird Sauerstoff über eine Luftzufuhr zugeführt; das nach dem Verbrennungsvorgang ausgestoßene Abgas wird durch eine Abgasleitung aus der Brennkraftmaschine abgeführt. Das Abwärmerückgewinnungssystem weist einen ein Arbeitsmedium führenden Kreislauf auf, der in Flussrichtung des Arbeitsmediums eine Speisefluidpumpe, einen Verdampfer, eine Expansionsmaschine und einen Kondensator umfasst. Das Arbeitsmedium kann nach Bedarf über eine Stichleitung aus einem
Sammelbehälter und eine Ventileinheit in den Kreislauf eingespeist werden. Der Sammelbehälter kann dabei alternativ auch in den Kreislauf eingebunden sein.
Der Verdampfer ist an die Abgasleitung der Brennkraftmaschine angeschlossen, nutzt also die Wärmeenergie des Abgases der Brennkraftmaschine.
Flüssiges Arbeitsmedium wird durch die Speisefluidpumpe, gegebenenfalls aus dem Sammelbehälter, in den Verdampfer gefördert und dort durch die
Wärmeenergie des Abgases der Brennkraftmaschine verdampft. Das verdampfte Arbeitsmedium wird anschließend in der Expansionsmaschine unter Abgabe mechanischer Energie, beispielsweise an einen nicht dargestellten Generator oder an ein nicht dargestelltes Getriebe, entspannt. Anschließend wird das Arbeitsmedium im Kondensator wieder verflüssigt und in den Sammelbehälter zurückgeführt bzw. der Speisefluidpumpe zugeführt.
Die Speisefluidpumpe des Abwärmerückgewinnungssystems ist dabei eine Fluidpumpe 1 nach einer der obigen Ausführungen. Diese eignen sich besonders gut für ein Abwärmerückgewinnungssystem, da sie auch für schlecht
schmierende Arbeitsmedien mit sehr niedrigen Viskositäten geeignet sind. Durch den Wärmetauscher werden die Leckagemengen durch die Lager 71, 72, 73, 74 gekühlt. Die Durchmischungstemperatur des Arbeitsmediums wird damit abgesenkt, so dass die sich zeitlich anschließenden Leckagemengen auch gekühlt sind. Durch die Kühlung des Arbeitsmediums wird dessen Viskosität erhöht, was die Schmiereigenschaften in den Lagern 71, 72, 73, 74 verbessert. Der Verschleiß in den Lagern 71, 72, 73, 74 wird dadurch reduziert. Weiterhin wird aufgrund des kühleren Arbeitsmediums das Risiko von Kavitationsschäden in den Lagern 71, 72, 73, 74 verringert.
Die Fluidpumpe 1 ist somit auch für Betriebstemperaturen geeignet, welche an der Verdampfungstemperatur des Arbeitsmediums liegen, da die
Durchspülung der Lager 71, 72, 73, 74 mit gekühltem Arbeitsmedium eine Temperaturerhöhung auf Verdampfungstemperatur unterbindet und somit auch die Gefahr von Kavitationserosion in den Lagern 71, 72, 73, 74 minimiert.

Claims

Ansprüche
Fluidpumpe (1) mit einem Gehäuse (2), wobei in dem Gehäuse (2) ein Einlass (2a) und ein Auslass (2b) ausgebildet sind, wobei das Gehäuse (2) einen Arbeitsraum (6) begrenzt, wobei in dem Arbeitsraum (6) ein Arbeitsmedium mittels einer Fördereinrichtung (11, 12) von dem Einlass (2a) zu dem Auslass (2b) förderbar ist, wobei der Auslass (2b) in einen Hochdruckkanal (20b) mündet, wobei die Fördereinrichtung (11, 12) mittels zumindest eines Lagers (71, 72, 73, 74) in dem Gehäuse (2) gelagert ist, wobei das Lager (71, 72, 73, 74) über Leckagespalte fluidisch mit dem Arbeitsraum (6) verbunden ist, wobei die Leckagespalte außerhalb des Lagers (71, 72, 73, 74) in ein Leckagevolumen (50a, 50b, 50) münden,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Leckagevolumen (50a, 50b, 50) zur Ausbildung eines
Wärmetauschers (60) dem Hochdruckkanal (20b) benachbart angeordnet ist.
Fluidpumpe (1) nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
das Leckagevolumen (50a, 50b, 50c) den Hochdruckkanal (20b) zumindest teilweise umgebend angeordnet ist.
Fluidpumpe (1) nach Anspruch 2
dadurch gekennzeichnet, dass
das Leckagevolumen (50a, 50b, 50c) spiralförmig ausgeführt ist.
Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3
dadurch gekennzeichnet, dass
das Leckagevolumen (50a, 50b, 50c) mittels eines Rückführkanals (59) fluidisch mit dem Einlass (2a) verbunden ist.
5. Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4 dadurch gekennzeichnet, dass
das Lager (71, 72, 73, 74) als Gleitlager ausgebildet ist und vorzugsweise eine Lagerbuchse (91, 92, 93, 94) umfasst.
6. Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5
dadurch gekennzeichnet, dass
das Gehäuse (2) einen Enddeckel (3) umfasst.
7. Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 6
dadurch gekennzeichnet, dass
der Hochdruckkanal (20b) in das Gehäuse (2), insbesondere in den Enddeckel (3), eingepresst ist.
8. Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7
dadurch gekennzeichnet, dass
an dem Gehäuse (2) im Bereich des Leckagevolumens (50a, 50b, 50) Kühlrippen angeordnet sind.
9. Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 8
dadurch gekennzeichnet, dass
die Fluidpumpe (1) als Außenzahnradpumpe (1) ausgeführt ist, wobei die Fördereinrichtung ein auf einer ersten Welle (21) angeordnetes erstes Zahnrad (11) und ein auf einer zweiten Welle (22) angeordnetes zweites Zahnrad (12) umfasst, wobei die beiden Zahnräder (11, 12) miteinander kämmend in dem Arbeitsraum (6) angeordnet sind.
10. Außenzahnradpumpe (1) nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
in dem Gehäuse (2) zumindest eine Lagerbrille (30, 40) angeordnet ist, wobei in der Lagerbrille (30, 40) je ein Lager (71, 72, 73, 74) der beiden Wellen (21, 22) angeordnet ist.
11. Außenzahnradpumpe (1) nach Anspruch 10
dadurch gekennzeichnet, dass beide Lager (71, 72, 73, 74) mittels je eines Leckagekanals (51 , 52, 53, 54) mit dem Leckagevolumen (50a, 50b, 50) fluidisch verbunden sind.
12. Außenzahnradpumpe (1) nach Anspruch 11
dadurch gekennzeichnet, dass
beide Leckagekanäle (51 , 52, 53, 54) in dem Gehäuse (2), insbesondere in dem Enddeckel (3), ausgebildet sind.
13. Abwärmerückgewinnungssystem mit einem ein Arbeitsmedium führenden Kreislauf, wobei der Kreislauf in Flussrichtung des Arbeitsmediums eine Speisefluidpumpe, einen Verdampfer, eine Expansionsmaschine und einen Kondensator umfasst,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Speisefluidpumpe als Fluidpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 12 ausgeführt ist.
PCT/EP2017/081655 2016-12-21 2017-12-06 Fluidpumpe für ein abwärmerückgewinnungssystem WO2018114332A1 (de)

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