BESCHREIBUNG
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschinenanlage mit einer einen Abgasturbolader aufweisenden Hubkolbenbrennkraftmaschine und einer parallel zur Laderturbine angeordneten Nutzturbine, der zum Betrieb der Laderturbine nicht benötigtes Abgas zuführbar ist und die ihre Leistung über ein Untersetzungsgetriebe abgibt.
Derartige Anordnungen sind beispielsweise aus der EP-PS 00 91139 oder der DE-PS 33 35 856 bekannt. Während die erstgenannte Schrift keine Hinweise auf die Ausgestaltung der Nutzturbine gibt, soll nach der zweitgenannten Schrift eine baureihenkleinere Laderturbine verwendet werden, die durch die Charakteristik des Verdichters bedingt, mit hohen Drehzahlen läuft.
Auch die aus DE-OS 35 14814 bekannte Nutzturbine ist für hohe Drehzahlen ausgelegt.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Nutzturbine zu schaffen, die mit einfachen Massnahmen an die besonderen Anforderungen ihres Einsatzes in einer gattungsgemässen Anlage angepasst ist, so dass ein möglichst grosser Leistungsgewinn aus dem für den Betrieb der Hubkolbenbrennkraftmaschine nicht benötigten Abgas erzielt wird.
Erfindungsgemäss wird dies durch Anwendung der Merkmale des Kennzeichens des Anspruchs 1 erreicht.
Bei Anwendung der Erfindung ergibt sich zum einen der Vorteil, dass die Nutzturbine relativ langsam läuft. Dies ermöglicht ein vorteilhafter Weise ein kleines Untersetzungsverhältnis im nachgeschalteten Getriebe. Zum anderen nimmt bei einer erfindungsgemäss ausgebildeten Nutzturbine der Durchsatz bei konstanter Drehzahl verhältnismässig rasch ab. Die Nutzturbine kann daher auch bereits in einem Punkt des Teillastbereichs der Hubkolbenbrennkraftmaschine zugeschaltet werden, in dem nur sehr wenig nicht zum Betrieb der Laderturbine benötigtes Abgas zur Verfügung steht.
Anhand der Zeichnung sind zwei Ausführungsbeispiele der Erfindung beschrieben. Es zeigt
Figur 1 einen Schnitt durch eine erfindungsgemässe Nutzturbine und
Figur 2 eine schematische Darstellung einer erfindungsgemässen Brennkraftmaschinenanlage.
Die in Figur 1 dargestellte Nutzturbine 1 ist als Radialturbine ausgebildet, wird also in radialer Richtung angeströmt. Sie weist ein Laufrad 2 mit mehreren Schaufeln 3 auf. Fest mit dem Laufrad 2 ist eine Welle 4 verbunden, die in einem Lager 5 einer Gehäusestimwand 6 sowie einem weiteren nicht dargestellten Lager gelagert ist.
Die Schaufeln 3 des Laufrades 2 sind so ausgebildet, dass sich der mittlere Eintrittsdurchmesser Dlm zum mittleren Austrittsdurchmesser D2m 1,6 bis 1,8 zu 1 verhält Diese Auslegung ergibt im Vergleich zu den bei Turbinen im Abgasturboladerbau üblicherweise verwendeten kleineren Durchmesserverhältnissen, bei gleichem Durchsatz, eine niedrigere Drehzahl der Turbine. Sofern die Ein- oder Austrittskante der Schaufeln nicht parallel zur Achse des Laufrades verläuft, wie dies beim Ausführungsbeispiel für die Austrittskante der Schaufeln 3 der Fall ist, ist der mittlere Durchmesser nach der Formel zu ermitteln. Hierin ist D2 der Innendurchmesser und D2a der Aussendurchmesser einer Austrittskante einer Schaufel 3.
Am Gehäuse 6 ist ein Einlasskanal 7 befestigt, der seinerseits einen Auslasskanal 8 trägt. Der Einlasskanal 7 umfasst weiterhin eine Abdeckung 9 für die Schaufeln 3 des Laufrades 2 und ein daran anschliessendes Auslasskanalteilstück 10. Dabei bildet ein Abschnitt des Auslasskanals 8 zusammen mit dem gegenüberliegenden Auslasskanalteilstück 10 einen ringlörmigen Abgasdiffusor 11 mit einer axial angeströmten Einlassöffnung und einer etwa in radialer Richtung durchströmten Auslassöffnung. Während die Lage der Eintrittsöffnung durch die Lage der Austrittskanten der Schaufeln 3 bestimmt ist, führt eine etwa in radialer Richtung durchströmte Austrittsöffnung zu einer kurzen axialen Baulänge der Nutzturbine 1.
Da die Schaufeln 3 des Laufrades 2 nur für einen Betriebspunkt optimal auf einen parallel zur Längsachse des Laufrades verlaufenden Gasaustritt ausgelegt werden können, entsteht in anderen Betriebspunkten ein Drall, dessen Umfangskomponente als Verlust verlorengeht. Durch den nachgeschalteten Diffusor 11 wird diese Umfangskomponente des vom Laufrad 2 abströmenden Abgases durch Vergrösserung des Durchmessers im Abgasdiffusor nach dem Drallgesetz verzögert und mit sehr hohem Wff- kungsgrad in Druckrückgewinn umgesetzt. Auch die Axialkomponente des Abgases wird durch die Fiächenerweiterung des Diffusors 11 in einen Druckrückgewinn umgesetzt.
Da der Druck am Austritt des Diffusors etwa dem Umgebungsdruck entspricht, besteht hierdurch die Möglichkeit, das für die Nutzturbine 1 zur Verfügung stehende Gefälle zu erhöhen, da hinter dem Laufrad 2 ein unterhalb des Umgebungsdruckes liegender Druck möglich wird.
Zwischen dem Einlasskanal und den Schauffeln 3 sind weiterhin Einlassleitschaufeln 12 vorgesehen. Im einfachsten Fall können fest eingebaute Einlassleitschaufeln 12 Verwendung finden.
Wenngleich derartige Einlassleitschaufeln nicht zwingend notwendig sind, ist es zweckmässig sie vorzusehen. Hierdurch kann die gleiche Nutzturbine an unterschiedliche maximale Abgasmengen verschiedener Brennkraftmaschinenanlagen angepasst werden.
Es besteht jedoch auch die Möglichkeit, wie beim Ausführungsbeispiel gezeigt, die Einlassleitschaufeln 12 mittels Zapfen 13 drehbar zu lagern. Aufjeden Zapfen 13 ist dann ein Zahnrad 14 aufgesetzt, das mit einer Innenverzahnung eines Stellringes 15 kämmt. Am Stellring 15 ist eine Stellstange 16 angelenkt, die einen Hydraulikkolben 17 trägt. Über den Hydraulikkolben 17 kann die Stellstange 16 bewegt und damit der Stellring 15 gedreht werden. Dies führt zu einer Schwenkung der Einlassleitschaufeln
12 und damit zu einer Vergrösserung bzw. Verkleinerung der freien Durchtrittsfläche für das Abgas. Hierdurch kann die Nutz turbine an die jeweils zur Verfügung stehende Abgasmenge, die der Abgasturbolader der Hubkolbenbrennkraftmaschine nicht benötigt, angepasst werden.
Es besteht jedoch auch die Möglichkeit, die verstellbaren Einlassleitschaufeln dazu zu benutzen, die Leistung der Nutzturbine in Abhängigkeit vom Strombedarf eines Stromnetzes, dessen Generator von der Nutzturbine angetrieben wird, anzupassen.
Bei der Anordnung gemäss Figur 2 ist eine Hubkolbenbrennkraftmaschine 20 vorgesehen, von deren Abgassammelleitung 21 eine Leitung 22 zu einer Laderturbine 23 abzweigt, die einen Verdichter 24 antreibt. Dabei bilden die Laderturbine 23 und der Verdichter 24 den Abgasturbolader.
Von der Abgassammelleitung 21 zweigt eine weitere Leitung 25 ab, die sich in zwei Teilleitungen 26, 27 aufteilt. Die Teilleitung 26 führt zu einer ersten Nutzturbine 28 und nimmt ein Absperrelement 29 auf. Die Teilleitung 27 führt zu einer zweiten Nutzturbine 30 und nimmt ebenfalls ein Absperrelement 31 auf. Beide Nutzturbinen 28, 30 sind entsprechend dem Ausführungsbeispiel gemäss Figur 1 ausgebildet. Jeder der beiden Nutzturbinen 28, 30 ist ein Untersetzungsgetriebe 32, 33 nachgeschaltet. Die Ausgangswellen der beiden Untersetzungsgetriebe 32, 33 stehen über ein Sammelgetriebe 34 mit der Kurbelwelle 35 der Hubkolbenbrennkraftmaschine 20 in Verbindung.
Liefert die Hubkolbenbrennkraftmaschine 20 nur wenig überschüssiges Abgas, das die Laderturbine 23 zur Aufrechterhaltung der Luftversorgung nicht benötigt, so wird lediglich das Absperrelement 29 geöffnet und damit die Nutzturbine 28 beaufschlagt.
Diese Nutzturbine kann daher optimal für einen sehr kleinen Abgasdurchsatz ausgelegt werden. Steigt die von der Hubkolbenbrennkraftmaschine 20 zur Aufladung nicht mehr benötigte Abgasmenge, so wird zusätzlich das Absperrelement 31 geöffnet und damit die Nutzturbine 30 beaufschlagt. Bei Aufteilung des überschüssigen Abgases auf zwei Turbinen ergibt sich somit eine besonders gute Ausnutzung der Energie geringer Abgasüberschussmengen. Ausserdem kann noch eher als bei Verwendung von nur einer Nutzturbine auf verstellbare Einlassleitschaufeln verzichtet werden.
DESCRIPTION
The invention relates to an internal combustion engine system with a reciprocating piston internal combustion engine having an exhaust gas turbocharger and a utility turbine arranged parallel to the supercharger turbine, which exhaust gas which is not required for operating the supercharger turbine can be supplied and which outputs its power via a reduction gear.
Such arrangements are known for example from EP-PS 00 91139 or DE-PS 33 35 856. While the first-mentioned document does not provide any information on the design of the utility turbine, after the second-mentioned document a smaller-sized turbocharger turbine is to be used which, due to the characteristics of the compressor, runs at high speeds.
The utility turbine known from DE-OS 35 14814 is also designed for high speeds.
The invention has for its object to provide a utility turbine that is adapted to the special requirements of its use in a generic system with simple measures, so that the greatest possible gain in performance is achieved from the exhaust gas not required for the operation of the reciprocating piston internal combustion engine.
According to the invention, this is achieved by applying the features of the characterizing part of claim 1.
On the one hand, using the invention results in the advantage that the utility turbine runs relatively slowly. This advantageously enables a small reduction ratio in the downstream transmission. On the other hand, in a utility turbine designed according to the invention, the throughput decreases relatively rapidly at constant speed. The utility turbine can therefore also be switched on at a point in the partial load range of the reciprocating piston internal combustion engine in which only very little exhaust gas which is not required for operating the supercharger turbine is available.
Two exemplary embodiments of the invention are described with reference to the drawing. It shows
1 shows a section through an inventive turbine and
Figure 2 is a schematic representation of an internal combustion engine system according to the invention.
The utility turbine 1 shown in FIG. 1 is designed as a radial turbine, that is to say the flow is in the radial direction. It has an impeller 2 with several blades 3. A shaft 4 is fixedly connected to the impeller 2 and is mounted in a bearing 5 of a housing end wall 6 and a further bearing, not shown.
The blades 3 of the impeller 2 are designed such that the mean inlet diameter Dlm is 1.6 to 1.8 to 1 relative to the mean outlet diameter D2m. This design results in comparison with the smaller diameter ratios commonly used in turbines in exhaust gas turbocharger construction, with the same throughput, a lower turbine speed. If the leading or trailing edge of the blades does not run parallel to the axis of the impeller, as is the case in the exemplary embodiment for the trailing edge of the blades 3, the mean diameter is to be determined using the formula. Herein, D2 is the inside diameter and D2a is the outside diameter of a trailing edge of a blade 3.
An inlet duct 7 is attached to the housing 6 and in turn carries an outlet duct 8. The inlet duct 7 further comprises a cover 9 for the blades 3 of the impeller 2 and an adjoining outlet duct section 10. In this case, a section of the outlet duct 8 together with the opposite outlet duct section 10 forms an annular exhaust gas diffuser 11 with an axially flowed inlet opening and approximately in a radial direction flowed through outlet opening. While the position of the inlet opening is determined by the position of the outlet edges of the blades 3, an outlet opening through which flow flows approximately in the radial direction leads to a short axial length of the useful turbine 1.
Since the blades 3 of the impeller 2 can be designed optimally for a gas outlet running parallel to the longitudinal axis of the impeller only for one operating point, a swirl occurs in other operating points, the circumferential component of which is lost as a loss. By means of the downstream diffuser 11, this circumferential component of the exhaust gas flowing out of the impeller 2 is delayed by increasing the diameter in the exhaust gas diffuser in accordance with the swirl law and converted into pressure recovery with a very high degree of efficiency. The axial component of the exhaust gas is also converted into a pressure recovery by expanding the area of the diffuser 11.
Since the pressure at the outlet of the diffuser corresponds approximately to the ambient pressure, this makes it possible to increase the gradient available for the power turbine 1, since a pressure below the ambient pressure is possible behind the impeller 2.
Inlet guide vanes 12 are also provided between the inlet duct and the blades 3. In the simplest case, permanently installed inlet guide vanes 12 can be used.
Although such inlet guide vanes are not absolutely necessary, it is advisable to provide them. As a result, the same utility turbine can be adapted to different maximum exhaust gas quantities from different internal combustion engine systems.
However, there is also the possibility, as shown in the exemplary embodiment, of mounting the inlet guide vanes 12 rotatably by means of pins 13. A gearwheel 14, which meshes with an internal toothing of an adjusting ring 15, is then placed on each pin 13. An actuating rod 16, which carries a hydraulic piston 17, is articulated on the adjusting ring 15. The adjusting rod 16 can be moved via the hydraulic piston 17 and the adjusting ring 15 can thus be rotated. This causes the inlet guide vanes to pivot
12 and thus to an enlargement or reduction of the free passage area for the exhaust gas. As a result, the utility turbine can be adapted to the amount of exhaust gas available in each case, which the exhaust gas turbocharger of the reciprocating piston internal combustion engine does not require.
However, there is also the possibility of using the adjustable inlet guide vanes to adapt the power of the utility turbine as a function of the power requirement of a power network whose generator is driven by the utility turbine.
In the arrangement according to FIG. 2, a reciprocating piston internal combustion engine 20 is provided, from the exhaust manifold 21 of which a line 22 branches off to a supercharger turbine 23, which drives a compressor 24. The supercharger turbine 23 and the compressor 24 form the exhaust gas turbocharger.
A further line 25 branches off from the exhaust gas collecting line 21 and is divided into two partial lines 26, 27. The partial line 26 leads to a first utility turbine 28 and receives a shut-off element 29. The sub-line 27 leads to a second utility turbine 30 and also receives a shut-off element 31. Both utility turbines 28, 30 are designed in accordance with the exemplary embodiment according to FIG. 1. A reduction gear 32, 33 is connected downstream of each of the two utility turbines 28, 30. The output shafts of the two reduction gears 32, 33 are connected to the crankshaft 35 of the reciprocating piston internal combustion engine 20 via a collective gear 34.
If the reciprocating piston internal combustion engine 20 supplies only a little excess exhaust gas, which the charger turbine 23 does not need to maintain the air supply, then only the shut-off element 29 is opened and the useful turbine 28 is thus acted upon.
This utility turbine can therefore be optimally designed for a very small exhaust gas throughput. If the amount of exhaust gas no longer required by the reciprocating piston internal combustion engine 20 for charging increases, the shut-off element 31 is additionally opened and the useful turbine 30 is thus acted upon. When the excess exhaust gas is divided between two turbines, this results in a particularly good utilization of the energy of small excess amounts of exhaust gas. In addition, adjustable inlet guide vanes can be dispensed with even more than when using only one utility turbine.