CZ2015565A3 - A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part - Google Patents
A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part Download PDFInfo
- Publication number
- CZ2015565A3 CZ2015565A3 CZ2015-565A CZ2015565A CZ2015565A3 CZ 2015565 A3 CZ2015565 A3 CZ 2015565A3 CZ 2015565 A CZ2015565 A CZ 2015565A CZ 2015565 A3 CZ2015565 A3 CZ 2015565A3
- Authority
- CZ
- Czechia
- Prior art keywords
- rotor
- blades
- axial
- outlet portion
- bypass
- Prior art date
Links
- 230000002093 peripheral effect Effects 0.000 claims description 2
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 11
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 5
- 238000006243 chemical reaction Methods 0.000 description 2
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 description 2
- 238000005352 clarification Methods 0.000 description 1
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 1
- 238000007493 shaping process Methods 0.000 description 1
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 description 1
Landscapes
- Control Of Turbines (AREA)
Abstract
Vynález se týká radiálně axiální dostředivé turbíny se statorem (2) obsahující rotor (1) s lopatkami (3) rotoru (1), ukončenými ve směru průtoku axiální výstupní části (4) lopatek (3), která je opatřena otevíratelným obtokovým kanálem (9) axiální výstupní části (4) lopatek (3) rotoru (1), umístěným mezi vstupem proudu do lopatek (3) rotoru (1) a axiální výstupní částí (4) lopatek (3) rotoru (1). Otevíratelný obtokový kanál (9) je opatřen otevíracím orgánem.BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The invention relates to a radially axial centripetal turbine with a stator (2) comprising a rotor (1) with blades (3) of the rotor (1) terminated in the flow direction of the axial outlet portion (4) of the blades (3) provided with an openable bypass passage (9). ) an axial outlet portion (4) of the blades (3) of the rotor (1) located between the inlet of the blades (3) of the rotor (1) and the axial outlet portion (4) of the blades (3) of the rotor (1). The opening bypass channel (9) is provided with an opening member.
Description
Radiálně axiální dostředivá turbina s rotorem s variabilní výstupní částí Oblast techniky
<L
Vynález se týká radiálně axiální dostřediv&turbíny s rotorem s variabilní výstupní částí Současný stav techniky
Radiální dostředivé turbiny se běžně provádějí jako Francisovy, tedy s radiálním vstupem z rozváděčích lopatek do lopatek rotoru s kombinovaným radiálním průtokem na vstupu a výtokem v axiální výstupní části lopatek rotoru. Stator se pro turbinu s proměnlivým spádem obvykle provádí jako regulovatelný, tedy s natáčivými rozváděcimi lopatkami, umožňujícími změnu průřezu mezi nimi a směru výstupní rychlosti ze statoru.
Toto provedení je typické i pro radiálně axiální dostředivé plynové turbiny turbodmychadel pro přeplňování pístových spalovacích motorů, kde turbina na výfukové plyny pohání odstředivý kompresor, stlačující plnicí vzduch. V tomto případě je pro natáčení rozváděčích lopatek důvodem přizpůsobení průtokového průřezu turbiny různým průtokům výfukových plynů při změněných otáčkách spalovacího motoru, kdy je žádoucí mít možnost nastavit spád měrné entalpie výfukových plynů na turbině nezávisle na průtoku a dosáhnout tím možnost regulovat plnicí tlak motoru, tedy tlak na výstupu z kompresoru, hnaného turbinou, a to nezávisle na otáčkách motoru. Při změně nastavení úhlu a průtokového průřezu rozváděčích lopatek se ovšem mění i průtokové poměry v lopatkách rotoru, který má pevnou geometrii. Lopatky rotoru se navrhují pro určitá nastavení rozváděčích lopatek a určitý spád entalpie. Při změně nastavení rozváděčích lopatek spolu se změnou průtoku, spádu měrné entalpie nebo otáček turbiny mohou být lopatky rotoru v nevýhodném nastavení a účinnost turbiny pak klesá. To se týká zejména axiální výstupní části lopatek rotoru.
Pro plnicí výfuková turbodmychadla tento stav typicky nastává, pokud jsou lopatky rotoru navrženy na vysokou účinnost při nízkém průtoku a vysokém spádu měrné entalpie, tedy pro obvykle vyžadovaný vysoký plnící tlak při nízkých otáčkách motoru, zajišťujících vysoký moment pístového motoru při jeho nízkých otáčkách. Při zvýšení otáček a průtoku motorem jsou pak lopatky rotoru navrženy na příliš malý výstupní průřez kanálu, což je spojeno s velkou výstupní ztrátou kinetické energie a poklesem účinnosti turbiny. Při vyšších tlakových poměrech, obvyklých u dnešních plynových turbin turbodmychadel, dochází předčasně i k aerodynamickému ucpání axiální výstupní části lopatek rotoru vlivem dosažení rychlosti zvuku poblíž nejužšího výstupního průřezu a tedy k nedostatečnému využití tlakového poměru během expanze. Pokud je naopak axiální výstupní průřez navržen na příliš velikou hodnotu, dosahuje turbina vysoké účinnosti až při vyšším průtoku a v oblasti nízkých otáček motoru není možné dosáhnout vysoký plnicí tlak ani s ním spojený točivý moment. Při nízkých otáčkách přeplňovaných spalovacích motorů je tedy pro akceleraci motoru vysoká účinnost turbíny, zvyšující dosažitelný plnicí tlak, velmi žádoucí. Řešení s pohyblivými lopatkami oběžného kola není u radiálních turbin snadno proveditelné. Prakticky se uplatnilo jen u turbin čistě axiálních, tj. Kaplanova typu. U rozměrově velmi malých a za vysokých teplot výfukových plynů a s vysokými otáčkami pracujících radiálních dostředivých turbin turbodmychadel u pístových motorů naráží pak provedení pohyblivých lopatek rotoru na další problémy, spojené kromě konstrukčních těžkostí také s podstatným navýšením ceny tohoto stroje. Na druhé straně je natáčení rozváděčích lopatek v radiálních mřížích dobře zvládnuto a běžně se u turbin turbodmychadel i u vodních turbin používá.
Kromě tohoto řešení se pro zvětšení průtokového průřezu celé turbiny používá obtok celé turbiny, odvádějící část výfukových plynů ještě před vstupem do rozváděčích lopatek a spojující obtékající tok plynů s proudem plynů z axiální výstupní části lopatek rotoru až na výstupu z turbiny, tedy za axiální výstupní částí lopatek rotoru. Toto uspořádání odstraňuje nutnost použití pohyblivých rozváděčích lopatek a používá se zejména v případech, kdy je turbina navržena na malý průtok výfukových plynů při nízkých otáčkách motoru. Pak je obtok turbíny při nízkém průtoku uzavřen a otevírá se až při vysokém průtoku. Vlivem nevyužití části entalpického spádu na turbině v proudu plynů, obtékajícím turbinu, je ovšem tato regulace výkonu turbiny při otevřeném obtoku turbíny značně ztrátová.
Podstata vynálezu
Popsané nevýhody kombinace natáčivých lopatek statoru a pevných lopatek rotoru odstraňuje předmět dále popsaného vynálezu. Jeho podstatou je možnost zvětšení průřezu výstupní části lopatek rotoru, navržených na malý průtok turbinou, a to jejich otevíratelným obtokem, jehož vstup je umístěn až v blízkosti axiální výstupní částí lopatek rotoru, v níž dochází k podstatné redukci průřezu proudu. Až do místa vstupu do otevíratelného obtoku přitom proud expanduje v lopatkách rotoru obvyklým způsobem a přenáší na ně svou změnu momentu hybnosti, tedy vytváří moment působící na lopatky rotoru stejným způsobem jako při provozu bez obtoku axiální výstupní části lopatek rotoru.
Na rozdíl od současně známých řešení, u nichž je měněna pouze poloha rozváděčích lopatek statoru, tzv. turbíny s variabilní geometrií nebo variabilními tryskami, je vynálezem ovlivňována i průtočnost rotoru, který se tím může přizpůsobit změněnému průřezu rozváděčích lopatek statoru. Tím lze zvýšit účinnost turbíny, jejíž hodnota na sladění průtočnosti statoru a rotoru závisí, tedy eliminovat nežádoucí změny rozdělení energetického - entalpického spádu mezi statorem a rotorem, tzv. reakce turbíny. Snížení účinnosti u současných turbín s variabilní geometrií statoru je významné a z větší části pochází právě ze změněné reakce. Na druhé straně vynález zabraňuje ztrátám energie výfukových plynů, způsobeným u jiné známé regulace průtočnosti turbíny jejím obtokem, spojujícím část skříně před rozváděcími lopatkami statoru s výstupní částí skříně za nebo vedle výstupní části rotoru turbíny. Ve vyústění obtoku se sice u některých provedení turbín umisťuje koaxiální ejektor, využívající kinetickou energii obtékajícího proudu, který jinak míjí turbínu bez konání práce, avšak jeho účinnost je nízká a konstrukční provedení problematické. Proti tomuto řešení s vysokými energetickými ztrátami přináší vynález odpouštění plynu až po jeho částečné expanzi skonáním práce na rotoru turbíny, přičemž i velká část zbylé energie odpouštěného plynu může být vhodným tvarováním lopatek rotoru v místě obtoku využita pro konání práce.
Objasnění
Radiálně axiální dostředivá turbína podle tohoto vynálezu bude podrobněji popsána na konkrétních příkladech provedení s pomocí přiložených výkresů, kde na ®br. 1a je znázorněno běžné provedení <S <y turbíny s uzavřenými otevíracími lopatkami v nárysu a na ®br. 1b v bokorysu. Na ®br. 2 je znázorněno ó toto provedení s otevřenými otevíracími lopatkami v nárysu. Na &br. 3a je podrobněji znázorněna axiální d výstupní část lopatek rotoru v nárysu a na ®br. 3b v bokorysu. Na obr. 4 je znázorněno v nárysu jiné a provedení otevíratelného kanálu obtoku s pohyblivým kruhovým šoupátkem v uzavřené poloze a na íjbr. a 5a v nárysu a na ®br. 5b v bokorysu v otevřené poloze.. Na obr. 6 je v nárysu znázorněno další <3 provedení s axiálně pohyblivým šoupátkem, na Obr. 7 je znázorněno to provedení v bokorysu v uzavřené or poloze a na $br. 8 v bokorysu v otevřené poloze. Na obr. 9 je znázorněn v nárysu odtok tekutiny tf obtokovým kanálem v rotoru, který je na straně hřídele rotoru opatřen otvory. Na ®br. 10 je v bokorysu <s axiálně pohyblivý ventil v uzavřené poloze a na ®br. 11 je v bokorysu v otevřené poloze. Příklady uskutečnění vynálezu Běžné provedení turbíny, znázorněné na obr. 1 až 5 obsahuje rotor 1, který je umístěn ve statoru 2, opatřeném rozváděcími lopatkami, které směrují radiální dostředivý proud 5 tekutiny do tangenciálního směru ve smyslu rotace 7 rotoru 1. Rotor i je opatřen lopatkami 3, majícími ve své vstupní části zhruba radiální směr a přecházejícími plynule do axiální výstupní části 4Jopatek rotoru 1, v němž jsou lopatky 3 rotoru 1 zahnuty do tangenciálního směru 6 vedoucího tekutinu proti smyslu rotace 7. Mezilopatkové kanály rotoru 1 jsou směrem od osy rotoru 1 u jeho hřídele k protilehlé stěně statoru 2 otevřeny a přetoku mezi jednotlivými kanály se do značné míry zabrání právě blízkostí stěny statoru 2.
Turbina je podle tohoto vynálezu doplněna o otevíratelný kanál 9 obtoku se vstupní radiální částí, opatřený otevíracími lopatkami 8 obtoku, které se v uzavřeném stavu těsně překrývají a uzavírají otevíratelný kanál 9 obtoku, jak ukazuje obr. 1 a 2. Otevírací lopatky 8 obtoku jsou natáčivé kolem čepů 10. Má-li se kanál 9 uvést v činnost, otevírací lopatky 8 obtoku se ve smyslu šipky 14 pootočí kolem čepů 10 a část proudu odtéká z rotoru 1 turbiny otevíratelným kanálem 9 obtoku, aniž by prošla axiální výstupní částí 4 lopatek rotoru 1. Otevírací lopatky 8 obtoku se natáčejí tak, aby sledovaly s malou ztrátou směr výstupní rychlosti 13 proudu vůči statoru 2. Tato výstupní rychlost 13 proudu se přitom vektorově skládá z rychlosti H proudu vůči rotujícímu prostoru rotoru 1, která je obvykle téměř radiální, a obvodové rychlosti lijrotace rotoru 1. S ohledem na málo využitou tangenciální složku výstupní rychlosti 13 proudu je vhodné axiální výstupní část 4 lopatek rotoru 1 tvarovat v závislosti na jejich poloměru tak, aby byly zahnuty proti směru rychlosti 12 rotace rotoru i, jak ukazuje obr. 3a. Axiální výstupní část 4 lopatek rotoru je v řezu rovinou kolmou k ose rotoru zahnuta proti směru rychlosti 12 rotace rptoru. Rychlost H proudu vůči rotujícímu prostoru rotoru i je pak na rozdíl od situace, kterou ukazujft l
a 2, skloněna proti směru rychlosti 12 rotace rotoru i. Tím se dosáhne zhruba radiálního směru výstupní rychlosti 13 proudu vůči statoru 2 a účinnost turbiny se dále zlepší vlivem absence nevyužité kinetické energie v otevíratelném kanálu 9 obtoku.
Jiné provedení otevíratelného kanálu 9 obtoku turbíny ukazují obr. 4 a 5. Zde se otevření obtoku dosahuje pootočením pohyblivého kruhového šoupátka 16 v tangenciálním směru. Pohyb otevře otvory ve stojícím prstenci 15 a umožní odtok tekutiny do otevíratelného kanálu 9 obtoku.
Další provedení otevíratelného kanálu 9 obtoku turbíny s axiálně pohyblivým šoupátkem 17 ukazují obr. 6 až 8. Zde se pro otevření otevíratelného kanálu 9 obtoku odsouvá axiálně pohyblivé šoupátko 17, kryjící v uzavřeném stavu axiální výstupní část 4 lopatek rotoru 1. Odsunutím se uvolní průtok do otevíratelného 9 kanálu obtoku.
Je možné využít i odtoku tekutiny obtokovým kanálem 18 v rotoru 1 který je na straně hřídele rotoru 1 opatřen otvory 21, jak je znázorněno na obr. 9 až 11. V tomto případě se otevření obtokového kanálu 18 rotoru 1 zajistí axiálně pohyblivým ventilem 19, jehož vedení prochází stěnou 20 výstupního hrdla turbiny.
Průmyslová využitelnost
Radiálně axiální dostředivá turbína s rotorem s variabilní výstupní částí podle tohoto vynálezu nalezne uplatnění především v automobilovém průmyslu.
Radially Centrifugal Centrifugal Turbine with Variable Output Rotor Rotor Technical Field
<L
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a radially axial centered rotor &
Radial Centrifugal Turbines are commonly performed as Francis, that is, with radial inlet from the guide vanes to the rotor blades with combined radial flow at the inlet and outlet at the axial outlet portion of the rotor blades. Typically, the stator is provided as a controllable variable-rate turbine, with swiveling guide vanes, allowing the stator to vary the cross-section between them and the direction of the exit velocity.
This embodiment is also typical for radially axial centripetal gas turbines of turbochargers for piston combustion engines, where an exhaust gas turbine drives a centrifugal compressor compressing the charge air. In this case, for rotating the guide vanes, the cause of the turbine flow cross-section is adjusted to the different exhaust flow rates at the changed engine speed, where it is desirable to be able to adjust the exhaust enthalpy gradient of the turbine independently of the flow rate and thereby be able to regulate the engine's filling pressure, that is, the pressure at the outlet of the turbine driven compressor, independent of engine speed. However, when changing the angle and flow cross-section of the guide vanes, the flow ratios of the rotor blades, which have a fixed geometry, also change. The rotor blades are designed for certain setting of the guide vanes and a certain enthalpy gradient. When changing the setting of the guide vanes along with the change in flow, gradient of specific enthalpy, or speed of the turbine, the rotor blades may be in a disadvantageous setting and the efficiency of the turbine then decreases. This applies in particular to the axial outlet portion of the rotor blades.
Typically, when filling exhaust turbochargers are present, the rotor blades are designed for high efficiency at low flow and high specific enthalpy, that is, typically the required high fill pressure at low engine speed, providing high torque at low engine speed. When the engine speed and flow are increased, the rotor blades are then designed for too small a channel outlet cross section, which is associated with high output loss of kinetic energy and a drop in turbine efficiency. At higher pressure ratios common to today's turbocharger gas turbines, the aerodynamic clogging of the axial outlet portion of the rotor blades prematurely occurs due to the achievement of a sound velocity near the narrowest outlet cross section and thus insufficient utilization of the pressure ratio during expansion. Conversely, if the axial outlet cross section is designed to be too high, the turbine achieves high efficiency at higher flow rates, and a high boost pressure or torque associated with it is not achievable in the low engine speed range. Thus, at low revolutions of supercharged combustion engines, the high efficiency of the turbine, increasing the available filling pressure, is highly desirable for accelerating the engine. The solution with movable impeller blades is not easy to implement with radial turbines. It was practically applied only in turbines of purely axial, ie Kaplan type. In the case of very small, high-temperature exhaust gas and high-speed radial centrifugal turbochargers in piston engines, the design of the movable rotor blades encounters other problems, coupled with a significant increase in the cost of this machine. On the other hand, the rotation of the guide vanes in the radial grilles is well controlled and is commonly used in turbochargers and turbines.
In addition to this solution, a bypass of the entire turbine is used to increase the flow cross section of the entire turbine, removing some of the exhaust gas before it enters the guide vanes and connecting the bypass gas flow to the gas stream from the axial outlet portion of the rotor blades to the turbine outlet, that is, beyond the axial outlet portion rotor blades. This arrangement eliminates the need to use movable guide vanes and is particularly useful when the turbine is designed for low exhaust flow at low engine speeds. Then the bypass of the turbine is closed at low flow and only opens at high flow. However, due to the non-utilization of the enthalpy gradient on the turbine in the gas stream flowing through the turbine, this turbine power control is considerably loss-making when the turbine bypass is open.
SUMMARY OF THE INVENTION
The described disadvantages of the combination of the swiveling stator blades and the fixed rotor blades obviate the object of the invention described below. The essence of this is the possibility of increasing the cross-section of the rotor blades designed for a small flow through the turbine by their opening bypass, the inlet of which is located close to the axial outlet portion of the rotor blades, in which the current cross-section is substantially reduced. Up to the point of entry into the openable bypass, the current expands in the rotor blades in the usual manner and transmits to it its angular momentum change, thus creating a moment acting on the rotor blades in the same way as in operation without bypassing the rotor blades.
Unlike currently known solutions where only the position of the stator guide vanes, the so-called variable geometry turbine or variable nozzles, is varied, the invention also influences the rotor flow rate, which can thereby be adapted to the changed cross section of the stator guide vanes. This can increase the efficiency of the turbine, whose value to match the flow of the stator and rotor, thus eliminating undesirable changes in the distribution of the energy-enthalpy gradient between the stator and the rotor, the so-called turbine reaction. Reducing the efficiency of current variable stator geometry turbines is significant and largely comes from the changed reaction. On the other hand, the invention prevents the loss of energy of the exhaust gases caused by another known turbine flow control bypassing it, connecting the housing part in front of the stator vanes with the outlet portion of the housing behind or adjacent to the turbine rotor outlet portion. Although in some embodiments, a coaxial ejector is utilized in the bypass outlet, utilizing the kinetic energy bypassing the current that otherwise passes the turbine without operating the work, but its efficiency is low and the design problematic. Against this solution with high energy losses, the invention provides gas discharge to its partial expansion by stopping the turbine rotor, and even a large part of the exhaust gas remaining can be used to carry out the work by appropriate shaping of the rotor blades at the bypass site.
Clarification
The radially axial centripetal turbine of the present invention will be described in more detail with reference to the accompanying drawings, in which: FIG. 1a shows a conventional embodiment of the turbine with closed opening blades in front view and FIG. 1b in side view. On ®br. 2, this embodiment is shown with the opening blades open. &Amp; br. 3a, the axial d outlet portion of the rotor blades is shown in more detail in FIG. 3b in side view. FIG. 4 is a plan view of another embodiment of an openable bypass channel with a movable slider in the closed position; and 5a in front view, and in FIG. Fig. 5b is a side elevational view of an open position. Fig. 6 is a front view of another embodiment with an axially movable slide; 7 is a side elevational view of the closed or closed position; 8 in an open position. Fig. 9 is a front elevational view of the fluid discharge tf through the bypass passage in the rotor provided with openings on the rotor shaft side. On ®br. 10 is a side view of the axially movable valve in the closed position; 11 is in a side view in an open position. DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS A conventional embodiment of the turbine shown in FIGS. 1 to 5 comprises a rotor 1 disposed in a stator 2 provided with guide vanes that direct radial fluid flow 5 to a tangential direction in the sense of rotation 7 of the rotor. the blades 3 having in their inlet a radially radial direction and passing continuously into the axial outlet portion 4 of the rotor 1, in which the blades 3 of the rotor 1 are bent into the tangential direction 6 leading the fluid against the direction of rotation 7. The bladed channels of the rotor 1 are away from the rotor axis 1 at its shaft to the opposite wall of the stator 2, and the flow between the individual channels is largely prevented by the proximity of the stator wall 2.
In accordance with the present invention, the turbine is complemented by an openable bypass channel 9 with an inlet radial portion provided with bypass opening blades 8 which, in the closed state, closely overlap and close the opening bypass channel 9 as shown in FIGS. around the pins 10. If the channel 9 is to be actuated, the bypass blades 8 in the sense of arrow 14 will rotate about pins 10 and some of the flow will flow from the turbine rotor 1 through the bypass opening 9 without passing through the axial outlet portion 4 of the rotor blades 1 Bypass opening blades 8 are rotated so as to follow with little loss the direction of flow current 13 to the stator 2. This current output speed 13 is thereby vectorially composed of the current velocity H relative to the rotating space of the rotor 1, which is usually almost radial, and peripheral Rotor Loss Rate 1. With regard to the low utilization of the tangential component of Pr It is desirable to shape the axial outlet portion 4 of the rotor blades 1 as a function of their radius so as to be bent upstream of the rotor rotation speed 12 as shown in FIG. 3a. The axial outlet portion 4 of the rotor blades is bent in a cross sectional plane perpendicular to the rotor axis opposite the rotation speed 12 of the rotor. The velocity H of the current relative to the rotating space of the rotor is then in contrast to the situation it shows
and 2, inclined in the direction of rotation 12 of the rotor 1. This results in a roughly radial direction of the output flow velocity 13 to the stator 2 and the efficiency of the turbine is further improved by the absence of unused kinetic energy in the openable bypass channel 9.
Another embodiment of the turbine bypass opening 9 is shown in FIGS. 4 and 5. Here, the bypass opening is achieved by rotating the movable slider 16 in a tangential direction. The movement opens the openings in the standing ring 15 and allows fluid to drain into the bypass channel 9.
Further embodiments of the opening turbine bypass channel 9 with the axially movable slide 17 are shown in FIGS. 6 to 8. Here, an axially movable slide 17, covering the axial outlet portion 4 of the rotor blades 1, is displaced to open the bypass opening 9. openable bypass channel.
It is also possible to utilize the fluid outflow through the bypass passage 18 in the rotor 1 which is provided with holes 21 on the rotor shaft 1, as shown in FIGS. 9 to 11. In this case, the bypass passage 18 of the rotor 1 is secured by an axially movable valve 19 of which the conduit extends through the wall 20 of the turbine outlet.
Industrial usability
The radially variable axial centrifugal turbine with variable output rotor according to the invention finds application primarily in the automotive industry.
Claims (7)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CZ2015-565A CZ306689B6 (en) | 2015-08-20 | 2015-08-20 | A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CZ2015-565A CZ306689B6 (en) | 2015-08-20 | 2015-08-20 | A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| CZ2015565A3 true CZ2015565A3 (en) | 2017-05-10 |
| CZ306689B6 CZ306689B6 (en) | 2017-05-10 |
Family
ID=58699655
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| CZ2015-565A CZ306689B6 (en) | 2015-08-20 | 2015-08-20 | A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| CZ (1) | CZ306689B6 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP3301277A1 (en) * | 2016-09-30 | 2018-04-04 | Honeywell International Inc. | Turbocharger with ported turbine shroud |
Family Cites Families (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5856337Y2 (en) * | 1978-11-22 | 1983-12-26 | 株式会社小松製作所 | turbo charger |
| DE2855666A1 (en) * | 1978-12-22 | 1980-07-03 | Volkswagenwerk Ag | IC engine exhaust gas driven turbocharger - has gas turbine with unit consisting of rotor, shaft and axially shiftable compressor impeller |
| DE19618311A1 (en) * | 1996-05-08 | 1997-11-13 | Asea Brown Boveri | Axial flow turbine for IC-engine turbocharger |
| US7475540B2 (en) * | 2002-11-19 | 2009-01-13 | Holset Engineering Co., Limited | Variable geometry turbine |
| EP1433937A1 (en) * | 2002-12-23 | 2004-06-30 | BorgWarner Inc. | Exhaust gas turbocharger with a bypass channel integrated in the casing and a method for manufacturing the same |
| DE102010044683A1 (en) * | 2010-09-08 | 2012-03-08 | Volkswagen Ag | Exhaust gas turbocharger with a bypass valve |
-
2015
- 2015-08-20 CZ CZ2015-565A patent/CZ306689B6/en not_active IP Right Cessation
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP3301277A1 (en) * | 2016-09-30 | 2018-04-04 | Honeywell International Inc. | Turbocharger with ported turbine shroud |
| US10760437B2 (en) | 2016-09-30 | 2020-09-01 | Garrett Transportation I Inc. | Turbocharger with ported turbine shroud |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| CZ306689B6 (en) | 2017-05-10 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US5855117A (en) | Exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine | |
| US3313518A (en) | Turbine control | |
| US8037684B2 (en) | Variable flow turbocharger | |
| US4776168A (en) | Variable geometry turbocharger turbine | |
| US8191368B2 (en) | Variable geometry turbine with wastegate | |
| US9157366B2 (en) | Adaptive fan with cold turbine | |
| CN102061948B (en) | Turbine assembly for an exhaust gas-driven turbocharger having a variable nozzle | |
| EP3044416B1 (en) | Airfoil component with groups of showerhead cooling holes | |
| US5215436A (en) | Inlet casing for steam turbine | |
| JP6780714B2 (en) | Supercharger | |
| JP2016050494A5 (en) | ||
| EP3173584A1 (en) | On-off valve device and rotary machine | |
| JP2016121690A (en) | Engine and method of operating engine | |
| NZ602493A (en) | Turbine with radial inlet and outlet rotor for use in bi-directional flows | |
| JP2017190776A (en) | Turbine engine airfoil bleed pumping | |
| CN109252900B (en) | Combined type turbine | |
| CN102661180A (en) | Dual-zone turbine for turbocharging | |
| US20160265425A1 (en) | Turbine with variable inlet cross-sectional area | |
| JPS61192814A (en) | Exhaust turbo overcharger for internal combustion engine | |
| CN215633160U (en) | Turbine cooling seal air supply structure and aircraft engine | |
| CZ2015565A3 (en) | A radially axial centripetal turbine with a rotor with a variable output part | |
| US9850822B2 (en) | Shroudless adaptive fan with free turbine | |
| RU2615391C1 (en) | Gas turbine engine cooled turbine | |
| EP2527617B1 (en) | A vortex reducer | |
| JP2008546939A (en) | Variable vane turbine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | Patent lapsed due to non-payment of fee |
Effective date: 20230820 |