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Die Erfindung betrifft eine Turbine für einen Abgasturbolader gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
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Heutige moderne Verbrennungskraftmaschinen für Kraftwagen, insbesondere Personenkraftwagen, sind mit Abgasturboladern ausgestattet, die ein jeweiliges Verdichterrad und ein jeweiliges Turbinenrad aufweisen. Zur Darstellung hoher Anfahrmomente und sehr guter Agilität weisen die Verdichter- und Turbinenräder, welche auch als Laufräder bezeichnet werden, relativ kleine Laufraddurchmesser und somit geringe polare Massenträgheitsmomente auf.
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Diese hochdrehenden Laufräder ermöglichen zwar die Darstellung eines sehr schnellen Ansprechverhaltens, so dass das sogenannte Turboloch vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann. Jedoch haben sie einen grundlegenden Nachteil, der sich in hohen sogenannten Abblaseraten äußert. Im Rahmen des sogenannten Abblasens bei Turbinen von Abgasturboladern wird das jeweilige Turbinenrad über wenigstens einen Umgehungskanal umgangen, so dass das den korrespondierenden Umgehungskanal durchströmende Abgas das Turbinenrad nicht antreibt. Im Abgas enthaltene Energie kann somit nicht genutzt werden.
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Die Abblaseraten herkömmlicher Abgasturbolader für Ottomotoren mit hohen Agilitätsanforderungen befinden sich üblicherweise in Bereichen zwischen mindestens 40% bis hin zu über 60% der gesamten Abgasmenge im Nennpunkt der Verbrennungskraftmaschine. Somit werden z. B. für Ottomotoren mit einem Hubvolumen von 1,6 Litern mindestens Druck-Exergiepotentiale über 20 kW ungenutzt in Wärme vernichtet. Die Rückwirkungen dieser Exergieverschwendung auf die entsprechende Turbine wie auch auf einen gesamten Abgastrakt der Verbrennungskraftmaschine sind extrem hohe Abgas- und Bauteiltemperaturen bis an jeweilige Werkstoffgrenzen von Hochtemperaturwerkstoffen in der Größenordnung von 1050°C bis 1100°C. Häufig werden die aus einem Motorauslass der Verbrennungskraftmaschine ausströmenden Abgasmengen noch zusätzlich mit einer Kraftstoffanfettung von mehr als 20% des verbrannten Kraftstoffes zur Abgaskühlung versehen.
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Neben den verbrauchserhöhenden Ladungswechselnachteilen der herkömmlichen, aufgeladenen Ottomotoren insbesondere für Personenkraftwagen infolge der sehr klein dimensionierten Turbinen werden somit auch gewichtige Kraftstoffverbrauchsnachteile nur zur Kühlung des Abgases verschwendet. Dies bedeutet, dass die kleinen Turbinenräder zwar ein sehr gutes Ansprechverhalten aufweisen, jedoch auch zu sehr kleinen Turbinenschluckfähigkeiten führen. Die Turbinen befinden sich somit an Werkstoff-Temperatur-Grenzen mit allen Problemen, die sich in den erschwerten mechanischen Funktionalitäten der Turbine und thermischen Austrittskrümmerbeanspruchungen widerspiegeln.
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Die
DE 10 2008 063 656 A1 offenbart eine Turbine für eine Verbrennungskraftmaschine, mit einem Turbinengehäuse und mit einem in dem Turbinengehäuse um eine Drehachse relativ zu dem Turbinengehäuse drehbar aufgenommenen Turbinenrad, welches einen Turbinenradaustrittsbereich mit einem Austrittsquerschnitt aufweist. Über den Austrittsquerschnitt ist das Turbinenrad von Abgas abströmbar. Es ist ein erstes Stellelement vorgesehen, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads angeordneter und von dem Turbinenrad zuzuführendem Abgas durchströmbarer Eintrittsquerschnitt variabel einstellbar ist. Ferner ist ein zweites Stellelement vorgesehen, mittels welchem ein stromab des Turbinenrads angeordneter und von das Turbinenrad abströmendem Abgas durchströmbarer Austrittsquerschnitt variabel einstellbar ist. Das zweite Stellelement ist dabei als Konusschieber ausgebildet.
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Der wesentliche Stand der Technik der im Folgenden beschriebenen Erfindung geht auf
DE 10 2012 023 408 zurück, deren internationale Anmeldung mit der Bezeichnung
PCT/DE2013/000568 kenntlich gemacht wurde.
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Um bei herkömmlichen Turbinen die eingangs geschilderte, sich negativ auf den Kraftstoffverbrauch auswirkende Abblasung zu vermeiden, ist es erforderlich, auch den Eintrittsquerschnitt und in der Folge auch einen Austrittsdurchmesser eines Verdichters des Abgasturboladers hinsichtlich einer optimalen Paarung zu vergrößern, um eine hinreichende Schluckfähigkeit der Turbine zu realisieren. Dies beeinträchtigt jedoch die Schnelllläufigkeit der Turbine, so dass sie ein nur unzureichendes Ansprechverhalten sowie eine nur unzureichende Agilität aufweist. Dadurch wird die Fahrbarkeit der Verbrennungskraftmaschine unerwünschterweise beeinträchtigt. Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbine für einen Abgasturbolader der eingangs genannten Art zu schaffen, welche eine sehr hohe Agilität sowie gleichzeitig eine sehr hohe Schluckfähigkeit aufweist, so dass eine Abblasung vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann.
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Im Mittelpunkt der Erfindung steht für diesen neuen Turbinentyp mit zwei Turbinenrad-Austrittsquerschnitten eine robuste Verstell-Vorrichtung des zweiten Radaustrittsquerschnitts am Radrücken des herkömmlichen Turbinenrades.
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Diese Aufgabe wird durch eine Turbine für einen Abgasturbolader mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
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Um eine Turbine für einen Abgasturbolader der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art derart weiterzuentwickeln, dass die Turbine eine sehr hohe Agilität sowie eine sehr hohe Schluckfähigkeit aufweist, infolge derer eine Abblasung von Abgas vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann, sind erfindungsgemäß ein zweiter Turbinenradaustrittsbereich mit einem zweiten, dem ersten Austrittsquerschnitt in axialer Richtung gegenüberliegenden Austrittsquerschnitt des Turbinenrads und wenigstens ein Stellelement vorgesehen, wobei mittels des Stellelements eines Ringkolbens eine das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmende Menge des Abgases einstellbar ist. Mit anderen Worten weist das Turbinenrad einen zweiten Turbinenradaustrittsbereich mit einem zweiten Austrittsquerschnitt auf, wobei der erste Austrittsquerschnitt auf einer ersten Seite des Turbinenrads und der zweite Austrittsquerschnitt auf einer der ersten Seite in axialer Richtung des Turbinenrads gegenüberliegenden, zweiten Seite angeordnet ist. Mittels des Stellelements eines robusten Ringkolbens ist eine bedarfsgerechte Einstellung der Menge des Abgases möglich, welches das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmt. Durch die bedarfsgerechte Einstellung dieser Menge, wobei beispielsweise der zweite Austrittsquerschnitt selbst eingestellt wird, ermöglicht die Darstellung eines sehr großen Gesamtquerschnitts, welcher die Austrittsquerschnitte umfasst und über welchen das Turbinenrad vom Abgas abströmbar ist.
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Wird der zweite Austrittsquerschnitt beispielsweise zu dem ersten Austrittsquerschnitt durch die axiale Verschiebung des Ringkolbens hin in Richtung des Lagergehäuses zugeschaltet bzw. vergrößert, so können das Turbinenrad und die Turbine von einer besonders hohen Menge an Abgas, d. h. von einem besonders hohen Volumenstrom und/oder Massenstrom des Abgases durchströmt werden. Die Turbine weist somit eine sehr hohe Schluckfähigkeit auf, ohne dass eine Abblasung vorgesehen und erforderlich ist. Mit anderen Worten ist die hohe Schluckfähigkeit realisierbar, ohne dass das Turbinenrad von Abgas umgangen und somit von dem das Turbinenrad umgehenden Abgas nicht angetrieben wird. Gleichzeitig kann das Turbinenrad klein und somit mit einem nur geringen polaren Massenträgheitsmoment ausgestaltet werden, so dass es ein sehr gutes Ansprechverhalten und somit eine sehr gute Agilität aufweist. Um das Turbinenrad schnell zu beschleunigen, wird beispielsweise der zweite Austrittsquerschnitt durch Zufahren des Ringkolbens bis zur Abdichtstelle abgeschaltet bzw. verkleinert, so dass das Turbinenrad überwiegend oder – abgesehen von etwaigen Leckage-Strömen – ausschließlich über den ersten Austrittsquerschnitt abgeströmt wird. Unter Abschaltung des zweiten Austrittsquerschnitts ist dabei zu verstehen, dass ein Durchströmen des zweiten Austrittsquerschnitts von Abgas mittels des Stellelements mit dem Hauptelement Ringkolben verhindert oder gegenüber der Zuschaltung verringert ist.
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Bei der Turbine ist es somit möglich, kleine und für die Agilität der Turbine vorteilhafte Durchmesser sowohl des Turbinenrads als auch eines Verdichter-Rads eines Verdichters des Abgasturboladers zumindest im Wesentlichen unverändert beizubehalten und dennoch die Schluckfähigkeit der Turbine so weit zu steigern, dass eine Abblasung von Abgas nicht mehr notwendig ist und dass der sich einstellende Turbinenwirkungsgrad der als Volldurchsatz-Turbine ausgebildeten Turbine, bezogen auf die Gesamtabgasmenge, besonders bei hohen Abgasdurchsätzen gegenüber Abblase-Turbinen, bei denen ein Abblasung durchgeführt wird, höher ist. Als Folge dieser realisierten Volldurchsatz-Turbine können Austrittsdrücke an einem Abgasauslass der Verbrennungskraftmaschine sowie Austrittstemperaturen des Abgases bei zumindest im Wesentlichen gleichbleibenden spezifischen Leistungen und/oder Drehmomenten der Verbrennungskraftmaschine abgesenkt werden, wodurch vorteilhafte Turbinen-Variabilitäten zum Einstellen von Strömungsquerschnitten mit sehr hohen Funktionalitätssicherheiten mittels eines robusten Ringkolbens, der z. B. hydraulisch durch Schmieröl oder Kühlwasser mit hohen Verstell-Kräften zu nahezu leckagefreien Abdichtung des zweiten Turbinenradquerschnitts besonders günstig entwickelt werden können. Die Turbine ermöglicht es somit, den eingangs erwähnten Zielkonflikt, demzufolge sich eine Steigerung der Schluckfähigkeit nur durch eine unerwünschte Vergrößerung des Turbinenrads realisierbar ist, gelöst werden.
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Zur Realisierung eines besonders geringen Bauraumbedarfs ist die Turbine vorzugsweise als Radialturbine ausgebildet, wobei das Turbinenrad im Betrieb in radialer Richtung von außen nach innen von Abgas angeströmt und zumindest im Wesentlichen in axialer Richtung von dem Abgas abgeströmt wird. Sind beide Austrittsquerschnitte geöffnet besteht von dem neuen Turbinentyp eine gewisse Analogie zu den bekannten Pelton-Turbinen.
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In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist das Stellelement des axial beweglichen Ringkolbens innerhalb wenigstens eines Gehäuseelements, insbesondere des Turbinengehäuses und ggf. teilweise auch im Lagergehäuse, des Abgasturboladers angeordnet. Dadurch kann ein besonders geringer Bauraumbedarf der Turbine realisiert werden. Darüber hinaus ist ein besonders wirkungsgradgünstiger Betrieb durch die hohe Abdichtgüte der ermöglichbaren hohen Verstell-Kräfte darstellbar. Das Stellelement kann jedoch auch außerhalb des Turbinengehäuses vorzugsweise dann größtenteils im Lagergehäuse mit einer Hydraulikvorrichtung des Ringkolbens angeordnet werden, so dass die Einstellung der Menge des den zweiten Austrittsquerschnitt durchströmenden Abgases besonders präzise, einfach und kostengünstig realisierbar ist.
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Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn ein erstes Stellelement radeintrittsseitig innerhalb des Turbinengehäuses angeordnet ist, wobei das zweite Stellelement zum Einstellen der Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden Abgases vorgesehen ist, und wobei das zweite Stellelement weitgehend außerhalb des Turbinengehäuses also vorzugsweise im Lagergehäuse mit der Hydraulik-Vorrichtung des Ringkolbens angeordnet ist. Um die Verstell-Kräfte nicht allzu groß dimensionieren zu müssen, um den Gaskräften des zweiten Radaustrittsquerschnitts entgegen zu wirken, ist die Nutzung einer intern oder auch extern vorliegenden Gasdruck-Quelle vorteilhaft.
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Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn das wenigstens eine Stellelement, d. h. das erste und/oder das zweite Stellelement, in axialer Richtung relativ zu dem Turbinengehäuse bewegbar ist. Hierdurch ist eine einfache und robuste Einstellung der Menge des den zweiten Austrittsquerschnitt durchströmenden Abgases darstellbar.
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Zur Realisierung eines besonders effizienten Betriebs der Turbine ist wenigstens ein Eintrittselement vorgesehen, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads angeordneter und von dem Turbinenrad zuzuführendem Abgas durchströmbarer Eintrittsquerschnitt einstellbar ist. Die Turbine und insbesondere ihr Eintrittsquerschnitt und ihr zweiter Austrittsquerschnitt kann somit besonders variabel an unterschiedliche Betriebspunkte und somit an unterschiedliche Volumenströme und/oder Massenströme des Abgases der Verbrennungskraftmaschine angepasst werden. Ferner ist es möglich, besonders große Durchsatzspreizungen der Turbine zu realisieren.
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Bei einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung sind das Eintrittselement und das wenigstens eine Stellelement über eine Kopplungseinrichtung miteinander gekoppelt. Dadurch ist es beispielsweise möglich, das Eintrittselement und das wenigstens eine Stellelement über die Kopplungseinrichtung mittels wenigstens eines dem Eintrittselement und dem wenigstens einen Stellelement gemeinsamen Stellvorrichtung zu verstellen. Dies führt zu einer nur sehr geringen Teileanzahl, einem geringen Gewicht sowie einem geringen Bauraumbedarf der Turbine, was mit dem Einsatz von hydraulischen Verstell-Elementen zudem noch sehr vorteilhafte Regelungseigenschaften mit hohen Positionssicherheiten der beiden Variablilitäten mit sich bringt.
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In weiterer besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist die Kopplungseinrichtung dazu ausgelegt, dass das Eintrittselement in einem ersten Teilbereich seines Verstell-Bereichs unabhängig von dem wenigstens einen Stellelement und in einem zweiten Teilbereich des Verstell-Bereichs zusammen mit dem wenigstens einen Stellelement bewegbar ist. Hierdurch ist eine besonders vorteilhafte Verstellbarkeit des Eintrittselements und des wenigstens einen Stellelements geschaffen, so dass die Turbine bedarfsgerecht an unterschiedliche Betriebspunkte angepasst werden kann. Dabei ist es möglich, im ersten Teilbereich des Verstell-Bereichs den Eintrittsquerschnitt einzustellen, d. h. zu verändern, ohne dass in der Schließposition damit eine Einstellung, d. h. Veränderung des zweiten Austrittsquerschnitts, insbesondere der Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden Abgases, einhergeht.
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Mit anderen Worten kann – trotz der Kopplung des wenigstens einen Stellelements mit dem Eintrittselement – im ersten Teilbereich des Verstell-Bereichs der Eintrittsquerschnitt beeinflusst werden, ohne den zweiten Austrittsquerschnitt in seiner Abdichtphase bzw. die Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden Abgases zu beeinflussen.
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Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn ein Verhältnis des zweiten Austrittsquerschnitts zu einer Summe aus dem ersten Austrittsquerschnitt und dem zweiten Austrittsquerschnitt in einem Bereich von einschließlich 0,25 bis einschließlich 0,75 liegt. Hierdurch kann einerseits eine besonders hohe Schluckfähigkeit und andererseits eine sehr hohe Agilität der Turbine realisiert werden.
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Schließlich hat es sich als besonders vorteilhaft gezeigt, wenn das Turbinenrad erste Laufradschaufeln, welche beiden Austrittsquerschnitten zugeordnet sind, und zweite Laufradschaufeln, welche bezogen auf die Austrittsquerschnitte lediglich dem zweiten Austrittsquerschnitt zugeordnet sind, aufweist. Mittels dieser Laufradschaufeln kann das Abgas sehr gut geführt werden, so dass das Turbinenrad effizient antreibbar ist.
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Zur Erfindung gehört auch eine Verbrennungskraftmaschine, insbesondere für einen Kraftwagen, mit wenigstens einer erfindungsgemäßen Turbine, die die axial verschiebbare Ringkolben-Verstell-Einrichtung besitzt. Die Verbrennungskraftmaschine ist auch in einem instationären Betrieb besonders effizient und kraftstoffverbrauchsarm antreibbar, da eine Abblasung, d. h. eine Umgehung des Turbinenrads mit Abgas vermieden werden kann. Gleichzeitig weist die Verbrennungskraftmaschine eine sehr gute Fahrbarkeit bei einem Einsatz in einem Kraftwagen, insbesondere einem Personenkraftwagen, auf. Dies bedeutet, dass beispielsweise das sogenannte Turboloch vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann.
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Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
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Die Zeichnung zeigt in:
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1 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine, gezeigt in der Schließstellung des Ringkolbens;
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2 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine, gezeigt in der Öffnungsposition des Ringkolbens;
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3 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine, gezeigt in der Schließstellung des Ringkolbens, wobei der hohle Ringkolben mit einer Axialschub-Vorrichtung zur Verstell-Kraft-Reduzierung ausgestattet ist.
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In den Figuren sind gleiche oder funktionsgleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen.
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Auf der
1 und
2 wird eine Turbine
100 dargestellt, die mit einem Turbinenrad
20 ausgestattet ist. Das Turbinenrad
20, das als Radialturbinenrad ausgebildet ist, hat einen Radeintritt
5 und den üblichen Radaustritt
4 mit einem Schaufelkanalaustrittsquerschnitt A2. Entsprechend einem neuen Stand der Technik aus der Akte
DE 10 2012 023 408 besitzt das betreffende Turbinenrad
20 einen zweiten Radaustritt
3 mit einem Schaufelkanalaustrittsquerschnitt A2', deren Austrittsbeschauflung einen Schaufelaustrittswinkel β
2' zur Umfangsrichtung entgegen der Drehrichtung auf der Seite zum Lagergehäuse
10 hin vorliegen hat. Der Turbinenrad-Nabenkörper
16 wird mit in Abhängigkeit zu den geforderten Radaustrittsquerschnitten A2 und A2' seine Gestaltung erfahren. Zur zielgerichteten Strömungsführung und Bestimmung der örtlichen aerodynamischen Belastungen werden die Schaufelradkanäle für den zusätzlichen Radaustritt
3 mit der kurzen Strömungslänge im Turbinenrad mit der doppelten Schaufelanzahl (
14,
15) ausgestattet, wie der herkömmliche Austrittsquerschnitt
4, der dort nur die Hauptbeschauflung (
15) vorliegen hat. Mit dem Pfeil
12 in
1, der Schließposition des Ringkolbens
1 und den Pfeilen
12,
13 der
2, der vollständigen Öffnungsposition des Ringkolbens
1, werden die Strömungsrichtungen der beiden Grenzpositionen in der Hauptansicht der Prinzip-Darstellungen gezeigt. Die Abströmung des Gasanteils im Kanal
8, der mit dem Pfeil
13 gekennzeichnet wird, vermischt sich stromab des Radaustritts
4 mit dem Hauptgasstrom, der durch den Pfeil
12 repräsentiert wird, im Allgemeinen noch vor der Abgasnachbehandlungsanlage.
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Stromauf des Turbinenradeintritts 5 befindet sich in dem dargestellten Beispiel der Zuströmdüse variable Elemente 6 zur Beeinflussung der aufstauenden Strömungsflächen und der Radzuströmungswinkel zur Umfangsrichtung, die durch die Eintrittsverstell-Vorrichtung 2 einstellbar, bzw. regelbar sind. Diese variablen Eintrittsgeometrien 6 können aus den Kernbauteilen von drehbaren Zungen oder unter vielen anderen Möglichkeiten auch aus drehbaren oder axial verschiebbaren Leitschaufeln bestehen. Die im Allgemeinen größeren Kanalquerschnitte 7 des Turbinengehäuses 30 machen die Zuströmspirale(n) oder ggf. eine Mehrsegment-Bauweise der Zuströmkanäle zum Turbinenrad aus. Die Fixierung des Turbinengehäuses 30, das auch den zusätzlichen Abströmkanal 8 des zweiten Radaustrittsquerschnitts A2' beinhaltet, erfolgt am Lagergehäuse 10, in dem der Gesamtrotor des Turboladers mit der Drehachse 9 gelagert wird und dort die definierten Zuordnungen der Radaußenkonturen zu den Gehäusekonturen mit ihren Funktionspalten durch die radialen wie auch axialen Lagerungen absichert. Die Versperrung des zusätzlichen Radaustrittsquerschnitts A2' wird anhand des erfindungsgemäßen Ringkolbens 1 durchgeführt, der durch die im Durchmesser äußere Kopfoberfläche 18 in seiner Anschlagsposition mit der gehäuseseitigen Abdichtfläche 11 weitgehend eine Gasdichtheit zum Austrittskanal 8 gewährleistet. Die stufenlose Verstellung des Ringkolbens 1 bis zur vollständigen Öffnung (2) erfolgt über eine axial bewegliche Verstell-Vorrichtung 17, die im Lagergehäuse 10, wie auch im Turbinengehäuse 30 angeordnet sein könnte. Zur Begünstigung der Strömung aus dem Radquerschnitt A2' in den Austrittskanal 8 wird man den kleinsten Radius der Abdichtfläche 11 zur Drehachse 9 hin mindestens 5% unterhalb des Radeintrittsradiuses halten.
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Bei sehr einfachen Turbinen, ohne eine aufwendige variable Eintrittsgeometrie-Vorrichtungen (2, 6), die eine sehr hohe Radschluckfähigkeit mit hohen spezifischen Drehzahlen aufweisen sollen, sind auch hohe Reaktionsgrade des Hauptgasstromes (Pfeil 12) in der Schließposition des Ringkolbens 1 vorstellbar, die mit der Öffnung der hier einzig vorliegenden Variabilität des Ringkolben-Schiebers 17 auf befriedende Reaktionsgrade und Wirkungsgrade führen. Diese sehr einfachen und kostengünstigen Lösungen werden bei vielen Anforderungen der aufgeladenen Verbrennungsmotoren gute Kompromisse ermöglichen, wobei besonders Ottomotoren ohne wesentliche Abblase-Raten oder sogar vollständig abblasefrei mit vorteilhaften Eigenschaften betrieben werden können. Hier ist nicht auszuschließen, dass der heute überwiegend verwendete vorliegende Stand der Technik der Abblase-Turbine durch diesen einfachen Turbinentyp eine Verdrängung erfährt.
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Um eine hohe Präzision der Ringkolbenposition und eine große Verstell-Kraft zu erzeugen, um die Störungen der Gaskräfte gering erscheinen zu lassen, sind für diesen axial verschieblichen Ringkolben hydraulische Verstell-Vorrichtungen sehr vorteilhaft.
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Da wir in unmittelbarer Nähe des Ringkolbens das Drucköl für die Schmierung der Lagerstellen und das Kühlwasser zur Kühlung der turbinennahen Lagerstelle vorfinden, bieten hydraulische Verstell-Vorrichtungen mit dem Medium Schmieröl oder Kühlwasser für deren Doppelfunktion sehr günstige Randbedingungen. Um den direkten Kontakt zwischen dem hydraulischen Medium und dem Abgas vollständig auszuschließen ist der Verwirklichung von abgeschlossenen Balglösungen der hydraulischen Verstell-Vorrichtungen ein besonderes Augenmerk bei der Gesamt-Konzeptionsfindung zu schenken.
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Wird das Medium Schmieröl für die hydraulische Vorrichtung verwendet, so wird auch der vorliegende Druckbereich zur Schmierung (z. B. 1.5–4 bar) der Lagerstellen in die Dimensionierung der Verstell-Hydraulik 17 des Ringkolbens 1 mit einbezogen, wodurch prinzipiell kein zusätzlicher Bedarf an einer weiteren Öldruckquelle entsteht.
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Neben der vorteilhaften hydraulischen Einrichtung 17 zur Verstellung des Ringkolbens 1 sind naturgemäß auch pneumatische, wie auch elektrische Verstell-Einrichtungen 17 denkbar. Da die Schließposition (1) des Ringkolbens 1 mit dem Hauptmerkmal einer leckagefreien Abdichtung für das Turbinenverhalten eine besonders große Bedeutung hat, kommt der Gestaltung der äußeren Ringoberfläche 18 des Ringkolbens 1 und der ringförmigen Berührfläche der Abdichtfläche 11, die sich im Turbinengehäuse befindet, eine entscheidende Rolle zu. Vorteilhafterweise, auch unter der Einbeziehung einer guten Strömungsführung in der Öffnungsphase des Ringkolbens 1, wird man auf der äußeren Ringkolbenfläche 18 einen konkaven oder zumindest konischen Ringkolbenoberflächenbereich und auf der gehäuseseitigen Abdichtfläche 11 einen konvexen oder zumindest konischen Ringflächenbereich vorsehen. Als Erzeugende der ringförmigen Rotationsflächen 18 der Bereiche des Ringkolbens 1 und der Abdichtfläche 11 wird man neben der Gerade für eine Konus-Fläche, Kurvenstücke des Kreises, der Ellipse oder Kurven höherer Exponenten für die Optimierung heranziehen. Durch die Kombination der Erzeugungskurven der ringförmigen Rotationflächen 11, 18 des Ringkolbenoberflächenbereichs 18 mit dem gehäuseseitigen Abdichtflächenbereich 11 legt man die optimale Berührlinie oder Berührfläche zur wirksamen Gas-Abdichtung und günstigen Strömungsführung in der Öffnungsphase fest.
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Die 3 zeigt den Ringkolbenschieber 1 in der Schließposition, der mit Merkmalen eines internen Axialschubausgleichs versehen ist. Der hohle Ringkolben 1 besitzt in der Wandung des inneren Radien-Bereichs, bezogen zur Drehachse, Öffnungen 19. Der Gasdruck des Radrückenbereichs des zweiten Radaustritts 3 wird längs der Pfeilmarkierung 22 in den hohlen Ringkolben geführt, wo er über das fest zum Turbinengehäuse 30 fixierte Ringelement 21 durch dessen Abstützwirkung zur Teilkompensation des Axialschubs der Gas-Kraft der Ringkolbenoberfläche 18 sorgt. Diese Axialschubkompensation, zumindest des größten Teils der Gaskräfte von der Turbinenradseite her, ergibt die Optionen auch mit relativ geringen Verstell-Kräften hochdynamisch die Axialbewegung des Ringschiebers zu bewältigen, wodurch die Verstellung mit pneumatischen und auch über elektrische Aktuatoren interessant wird.
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Im Falle, dass der Ringkolben 1 neben der Hauptabdichtstelle an der Abdichtfläche 11 auch im inneren Flächenbereich der Ringkolbenoberfläche mit geringsten Spalten anliegt, ergibt sich für die Öffnungsphase kurzzeitig auch die Möglichkeit für eine externe abschaltbare Druckbeaufschlagung zur Öffnung 19. Diese externe Druckbeaufschlagung könnte z. B. durch eine Anzapfung des höheren Turbineneintrittsdrucks im Flanschbereich über einen Kanal mit sehr kleinem Durchmesser zum Hohlkolben 1 erfolgen. Als Druckquelle wäre ggf. auch der Ladedruck der Verbrennungsluft stromab des Verdichters möglich.
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Bezugszeichenliste
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- 1
- Ringkolben
- 2
- Verstell-Vorrichtung Turbinenrad-Eintritt
- 3
- Radaustrittsquerschnitt A2', Radrücken
- 4
- Radaustritt mit Radaustrittsquerschnitt A2
- 5
- Radeintritt
- 6
- Vario-Element vor Radeintritt (Leitschaufeln, Zungenschieber, usw.)
- 7
- Zuströmkanal, Spiralkanal
- 8
- Austrittskanal stromab Radaustritt A2' Radrücken
- 9
- Drehachse Turbinenrad
- 10
- Lagergehäuse
- 11
- Dichtfläche
- 12
- Pfeil Abströmrichtung Radaustritt A2
- 13
- Pfeil Abströmrichtung Radaustritt A2' Radrücken
- 14
- Turbinenrad-Zwischenschaufel
- 15
- Turbinenrad-Hauptschaufel
- 16
- Turbinenrad-Nabe
- 17
- Verstell-Vorrichtung Ringkolben
- 18
- Ringkolben-Kopf-Oberfläche
- 19
- Innere Ringkolben-Druck-Öffnung
- 20
- Turbinenrad
- 21
- Versperrelement zur Druckabstützung
- 22
- Pfeil interne Druckleitung
- 30
- Turbinengehäuse
- 100
- Turbine mit zwei Radaustrittsquerschnitten
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- DE 102008063656 A1 [0006]
- DE 102006058102 A1 [0007]
- DE 102007036937 A1 [0007]
- DE 102012023408 [0008, 0032]
- DE 2013/000568 [0008]
