DE102004038903A1

DE102004038903A1 - Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine

Info

Publication number: DE102004038903A1
Application number: DE200410038903
Authority: DE
Inventors: Wolfram Dipl.-Ing. Schmid; Siegfried Dipl.-Ing. Sumser
Original assignee: DaimlerChrysler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2004-08-11
Filing date: 2004-08-11
Publication date: 2006-02-23
Also published as: WO2006018189A1

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine mit einem Verdichter im Ansaugtrakt und einer Turbine im Abgastrakt der Brennkraftmaschine, wobei der Verdichter mit der Turbine über eine drehfeste Welle verbunden ist. Die wahre Länge der Turbinenradeintrittskante und der Turbinenradeintrittsdurchmesser der Turbine sowie die wahre Länge der Turbinenradeintrittskante und die Höhe der Leitschaufeln stehen jeweils in einem bestimmten Verhältnis zueinander und weisen einen die Steifigkeit und die Festigkeit des Turbinenrades sichernden minimalen Wert auf.

Description

Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Aus der gattungsgemäßen Druckschrift DE 102 12 032 A1 geht ein Abgasturbolader mit einem Leitgitter hervor. Das Leitgitter umfasst eine Mehrzahl über den Umfang des Leitgitters verteilte Leitschaufeln. Die Turbinenschaufeln des Turbinenrades sind in der Weise ausgebildet, dass die erste Eigenfrequenz jeder Turbinenschaufel in Abhängigkeit der Anzahl der Leitschaufeln des Leitgitters und der maximalen Laderdrehzahl einer Ungleichung folgt und einen bestimmten Grenzwert nicht überschreitet. Damit ist sichergestellt, dass die erste Eigenfrequenz jeder Turbinenschaufel einen ausreichenden Abstand zur Anregungsfrequenz aufweist, welche durch Multiplikation der Schaufelanzahl am Leitgitter und der maximalen Laderdrehzahl im Motorbremsbetrieb berechnet wird. Dieser Abstand zwischen Eigenfrequenz und Anregungsfrequenz stellt sicher, dass bei maximaler Motorbremsleistung, bei der die thermodynamische Belastung des Turbinenrades ein Maximum erreicht, keine zusätzliche Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln stattfindet. Die Bruchgefahr ist somit deutlich reduziert und damit die Lebensdauer des Turbinenrades erhöht.

Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, einen Abgasturbolader mit einem Leitgitter oder einer freien Ringdüse ohne Leitgitter und mit einem dünnschaufeligen Turbinenrad zu schaffen, welches eine hohe Steifigkeit und eine hohe Festigkeit aufweist.

Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche enthalten zweckmäßige Weiterbildungen.

Grundsätzlich wird bei der Entwicklung der Abgasturbolader darauf geachtet eine erste Eigenfrequenz der Turbinenradbeschaufelung, den sogenannten Grundton, über die maximale Betriebsdrehzahl des Abgasturboladers im Motorbremsbetrieb zu legen. Erfolgt der Betrieb des Abgasturboladers in Resonanz zu dieser Eigenfrequenz, kann dies zu Schäden durch Schwingungsbrüche sowohl im Austrittsbereich der Schaufel an einer Turbinenradaustrittskante als auch im Eintrittsbereich an einer Turbinenradeintrittskante führen. Zur Problemlösung wird vorgeschlagen, eine wahre Länge der Turbinenradeintrittskante zum Durchmesser eines Turbinenradeintritts in ein Verhältnis zueinander zu setzen, wobei das Verhältnis größer ist als 0,25.

Des Weiteren wird die wahre Länge der Turbinenradeintrittskante zu einer Schaufelhöhe einer Leitschaufel eines Leitgitters oder einer Düsenhöhe einer freien Ringdüse in ein Verhältnis zueinander gesetzt, wobei dieses Verhältnis größer ist als 2,0. Mit Hilfe dieser Beziehungen ist sichergestellt, dass mindestens die erste Eigenfrequenz der Turbinenradbeschaufelung bei der maximalen Drehzahl des Abgasturboladers bei niederen Anregungsintensitäten überschritten wird. Dadurch sind dünnschaufelige Turbinenräder einsetzbar, die unter sehr hohen Belastungen schadensfrei betreibbar sind.

In einer weiterführenden Ausgestaltung nach Anspruch 2 liegt ein Verhältnis eines Rückwanddurchmessers des Turbinenrades zum Turbinenradeintrittsdurchmesser innerhalb eines bestimmten Bereiches, wodurch bei einer Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln eine Relativbewegung der Turbinenradschaufeln zueinander ermöglicht wird. Des Weiteren ergibt sich aufgrund der nicht bis zum Turbinenradeintritt hochgezogenen Rückwand des Turbinenrades ein vorteilhafter Einfluss auf die Dämpfungseigenschaften des Turbinenrades.

In einer weiterführenden Ausgestaltung nach Anspruch 3 steht der Turbinenraddurchmesser in einem optimierten Brennkraftmaschinen-Turboladersystem vorteilhaft in einem bestimmten Größenverhältnis zum Hubvolumen der Brennkraftmaschine. Unter zusätzlicher Berücksichtigung eines freien Strömungsquerschnitts, welcher sich in einem Übergang von einem Spiralkanal der Turbine auf das Turbinenrad befindet, ergibt sich ein Turbobremsfaktor, der sich bei maximaler Bremsleistung im Motorbremsbetrieb aus einer Multiplikation des freien Strömungsquerschnitts mit dem Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und Division mit dem Hubvolumen der Brennkraftmaschine errechnet, der insbesondere kleiner ist als 0,006, gegebenenfalls sogar kleiner ist als 0,003. Bei diesem optimierten Wert des Turbobremsfaktors ist sichergestellt, dass bei maximal erreichbarer Motorbremsleistung die thermische Belastung der Brennkraftmaschine und des Abgasturboladers vergleichsweise gering ist. Die bei diesen Turbobremsfaktoren auftretenden hohen Motorbremsleistungen und damit einhergehenden thermischen und mechanischen Belastungen können von dem Turbinenrad schadensfrei aufgenommen werden.

Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungen der Erfindung sind den Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Dabei zeigen:
1 eine schematisierte Darstellung eines Ausschnitts eines Turbinenrades und einer Leitschaufel eines erfindungsgemäßen Abgasturboladers,
2 eine schematisierte Draufsicht auf das Turbinenrad des erfindungsgemäßen Abgasturboladers,
3 ein Turbinenrad des erfindungsgemäßen Abgasturboladers und
4 eine zweiflutige Turbine des erfindungsgemäßen Abgasturboladers.
In 1 ist eine schematisierte Darstellung eines Ausschnitts eines Turbinenrades 1 einer in 4 dargestellten Turbine 14 eines nicht näher dargestellten Abgasturboladers in einem nicht näher dargestellten Abgastrakt einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine, welche zum Beispiel ein Otto- oder ein Dieselmotor ist, abgebildet.
Das Turbinenrad 1 mit einem Turbinenradeintrittsdurchmesser D_T weist eine Turbinenradnabe 2 auf. Über eine nicht näher dargestellte Welle, welche mit der Turbinenradnabe 2 eine drehfeste Verbindung bildet, ist das Turbinenrad 1 mit einem nicht näher dargestellten Verdichter in einem nicht näher dargestellten Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine drehfest gekoppelt und wird vom Turbinenrad 1 angetrieben. Der Verdichter komprimiert angesaugte Verbrennungsluft, welche über nicht näher dargestellte Einlasskanäle der Brennkraftmaschine zugeführt wird. Das Turbinenrad 1 wird von einem Turbinengehäuse 4 begrenzt.
Um den Umfang der Turbinenradnabe 2 sind in gleichmäßigen Abständen etwa radial von der Turbinenradnabe 2 abstehende Turbinenschaufeln 3 angeordnet, wobei in 1 exemplarisch nur eine Turbinenschaufel 3 abgebildet ist.
Die Turbinenradnabe 2 weist an ihrem durchmessergrößeren Ende eine Turbinenradrückwand 5 mit einem Durchmesser D_S auf. Eine Turbinenradeintrittskante 6 der Turbinenschaufel 3 befindet sich senkrecht zur Turbinenradrückwand 5 in einem Abstand H vom Durchmesser D_S der Turbinenradrückwand 5.
Im Turbinengehäuse 4 ist stromauf der Turbinenradeintrittskante 6 der Turbinenschaufel 3 ein Leitgitter 7 mit einer Schaufelhöhe h_Le einer nicht näher dargestellten Leitschaufel und einer Leitgitteraustrittskante 8 angeordnet. Das Leitgitter 7 ist verstellbar, so dass über das Leitgitter 7 ein freier Strömungsquerschnitt A_T, welcher sich in einem Übergang von einem in 4 dargestellten Spiralkanal 15 der Turbine 14 auf das Turbinenrad 1 befindet einstellbar ist. Dieser freie Strömungsquerschnitt A_T bestimmt die Geschwindigkeit eines Strömungsmediums und damit eine Eintrittsgeschwindigkeit des Strömungsmediums in das Turbinenrad 1 und damit auch die Auftrittsgeschwindigkeit auf eine Turbinenschaufel 3 des Turbinenrades 1. Ein Pfeil 9 stellt die Strömungsrichtung des Strömungsmediums dar.
Über einen entsprechend angelegten Spiralkanal 15 mit einer freien Ringdüse, also ohne Leitgitter 7, ist eine analoge Wirkung in der Turbine 14 auf die Geschwindigkeit des Strömungsmediums erzielbar.
2 zeigt die schematische Draufsicht auf eine Turbinenschaufel 3 des Turbinenrads 1 des erfindungsgemäßen Abgasturboladers. Um eine schlagähnliche Beanspruchung der Turbinenschaufel 3 zu verringern, schließt eine Tangente 10 der Turbinenschaufel 3 mit einer Ebene der Turbinenradrückwand 5 einen Winkel, den so genannten Rakewinkel γ ein. Dieser Rakewinkel γ ist vorteilhaft kleiner als 50°. Entlang der Tangente 10 der Turbinenschaufel 3 verläuft eine wahre Länge S_ER der Turbinenradeintrittskante 6. Die Rotation des Turbinenrades 1 erfolgt in Drehrichtung 12.
Die wahre Länge S_ER der Turbinenradeintrittskante 6 weist erfindungsgemäß einen Wert von mindestens einem Viertel des Turbinenraddurchmessers D_T auf und ist mindestens doppelt so groß wie die Schaufelhöhe h_Le oder bei einer freien Ringdüse die Höhe der freien Ringdüse. Je größer das Verhältnis der wahren Länge der Turbinenradeintrittskante S_ER zur Schaufelhöhe h_Le ist, umso mehr wird eine Druckspitze einer Strömung des Strömungsmediums auf die Turbinenschaufel 3 abgebaut.
Mit Hilfe dieser Beziehungen ist sichergestellt, dass mindestens die erste Eigenfrequenz einer Turbinenradbeschaufelung bei einer maximalen Drehzahl des Abgasturboladers überschritten wird. Vorteilhafterweise sind dadurch dünne Turbinenschaufeln 3 einsetzbar, die unter sehr hohen Belastungen schadensfrei betreibbar sind.
Um bei einer Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln 3 infolge einer bestimmten Abgasturboladerdrehzahl eine Relativbewegung der Turbinenschaufeln 3 zueinander zu ermöglichen ist ein Verhältnis DD des Durchmessers D_S der Turbinenradrückwand 5 zu dem Turbineradeintrittsdurchmesser D_T innerhalb eines Wertebereiches zu legen, der als minimales Verhältnis den Wert 0,6 und als maximales Verhältnis den Wert 0,95 aufweist.
In 3 ist zur weiteren Veranschaulichung des erfindungsgemäßen Abgasturboladers das Turbinenrad 1 des Abgasturboladers dargestellt.
In 4 ist die Turbine 14 als eine zweiflutige asymmetrische Turbine ausgebildet. Alternativ zu der zweiflutigen asymmetrischen Bauweise der Turbine 14, kann die Turbine auch als eine einflutige Turbine oder eine symmetrische mehrflutige Turbine ausgebildet sein.
Um die Turbinenradbelastung, insbesondere die thermische Belastung, im Motorbremsbetrieb unter Verwendung von Abgasturbinen mit variabler Turbinengeometrie nicht zu überschreiten, kann eine Dimensionierungsregel berücksichtigt werden. Diese Dimensionierungsregel unterstützt die Auslegung des freien Strömungsquerschnitts A_T und des Eintrittsdurchmessers D_T des Turbinenrades 1 in Abhängigkeit eines Hubvolumens der Brennkraftmaschine, welches als Summe der Differenzvolumina zwischen kleinstem und größtem Volumen der Brennräume der Brennkraftmaschine, insbesondere eine Hubkolben-Brennkraftmaschine errechenbar ist. Entsprechend dieser Dimensionierungsregel wird im Bremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine ein Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
ermittelt, der zur Erreichung hoher Bremsleistungen bei gleichzeitiger Einhaltung zulässiger Belastungsgrenzen kleiner als 0,006, insbesondere kleiner als 0,003 ist.

Claims

Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine, mit einem im Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine angeordneten Verdichter und einer im Abgasstrang der Brennkraftmaschine angeordneten Turbine (14), welche Turbinenschaufeln (3) und ein Leitgitter (7) mit Leitschaufeln mit einer Schaufelhöhe (h_Le) oder eine freie Ringdüse ohne Leitschaufeln mit einer Düsenhöhe (h_Le) aufweist, wobei die Turbine (14) einen Turbinenradeintrittsdurchmesser (D_T) sowie eine wahre Länge (S_ER) einer Turbinenradeintrittskante (6) besitzt, dadurch gekennzeichnet, dass die wahre Länge (S_ER) der Turbinenradeintrittskante (6) zu dem Turbinenradeintrittsdurchmesser (D_T) der Turbine (14) ein Verhältnis SD gemäß der Beziehung
aufweist und SD größer ist als 0,25 und die wahre Länge (S_ER) der Turbinenradeintrittskante (6) mit der Schaufelhöhe (h_Le) der Leitschaufel des Leitgitters (7) oder der Düsenhöhe (h_Le) der freien Ringdüse ein Verhältnis Sh gemäß der Beziehung
aufweist und Sh größer ist als 2,0.
Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchmesser (D_S) der Turbinenradrückwand (5) des Turbinenrades (1) mit dem Turbinenradeintrittsdurchmesser (D_T) ein Verhältnis DD gemäß der Beziehung
bildet und DD in folgendem Wertebereich liegt: 0,6 < DD < 0,95
Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass im Bremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine ein freier Strömungsquerschnitt (A_T), welcher sich in einem Übergang von einem Spiralkanal (15) der Turbine (14) auf das Turbinenrad (1) befindet, der Turbinenradeintrittsdurchmesser (D_T) und ein Hubvolumen (V_H) der Brennkraftmaschine in folgender Beziehung zueinander stehen und einen Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
bilden, wobei der Turbobremsfaktor TBF kleiner als 0,006 ist.