DE102016013149A1

DE102016013149A1 - Variable Turbine, im Besonderen für die Anwendung im Kraftfahrzeug

Info

Publication number: DE102016013149A1
Application number: DE102016013149.7A
Authority: DE
Inventors: Anmelder Gleich
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2016-10-21
Filing date: 2016-10-21
Publication date: 2018-04-26

Abstract

Um eine Turbine der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art derart weiterzuentwickeln, dass die Turbine eine erhöhte Anpassungsfähigkeit hinsichtlich des Bedarfs an Durchsatz-Spreizung und Wirkungsgrad mittels einer einfachen Vario-Vorrichtung gewinnt, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, die Zungenschieber-Bewegung um die Turbinendrehachse 3 durch eine weitere Schwenkbewegung der Zunge um eine zweite Drehachse 2 im Nasenbereich der Zunge zu erweitern. Es kommt somit zu einer Überlagerung von zwei Drehbewegungen der Zunge, bzw. der Zungen bei Mehrsegment-Zungenschieber-Turbinen, einmal die herkömmliche Zungenschieber-Bewegung um die Turbinen-Drehachse, jetzt zusammen mit der Schwenkbewegung der Zunge um den zweiten Drehpol, der sich in der Nähe des Zungeneintritts der Zungennase befindet.Durch dieses Konzept erhält man den zusätzlichen Freiheitsgrad der Zungenschwenk-Bewegung ε , die den rechteckförmigen Spiralenflächen-Anteil Aso,z zur Beeinflussung der Drallgeschwindigkeit am Turbinenrad-Eintritt bietet. Der zusätzliche Spiralenflächen-Anteil in Rechteckform Aso,z ist der Bereich, in dem die Zungenschwenk-Bewegung ε die Komponente der Umfangsströmung neben der Zungenschieber-Bewegung ζ, die vorwiegend den Abgriff des Spiralgehäuses mit dem Eintrittsquerschnitt Aso,g an der Gehäuse-Zunge vorsieht, maßgebend mitbestimmt, wodurch eine starke Anhebung der Flächenspreizung für den Zungenabgriff beider Drehbewegungen ζ und ε gegenüber dem Stand der Technik auslegbar wird.Die Überlagerung der beiden Drehbewegungen ζ und ε drückt sich in dem additiven Term des Gesamt-Spiralenflächen-Querschnitt As,ζ,ε ,wie folgt mitaus.

Description

Die Erfindung betrifft eine variable Turbine gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
In vielen Fällen der Entwicklungsbestrebungen zur Realisierung variabler Turbinen steht die Zielsetzung einer hohen Funktionssicherheit bei der Einflußnahme auf ggf. große Durchsatzspreizungen und günstiges Wirkungsgradverhalten im Mittelpunkt. Dabei ist man gezwungen, auch aus Gründen thermischer und mechanischer Anforderungen an den Vario-Stellapparat auf eine Minimierung der zu bewegenden Teile hinzuarbeiten, insbesondere auch dann, wenn hohe Temperaturschwankungen in den betreffenden abzudeckenden Betriebsbereichen für die kritischen Bauteile vorliegen.
Für Abgasturbolader haben sich bei den aufgeladenen Dieselmotoren für den Pkw-Antrieb ATL-Turbinen mit drehbaren Leitbeschauflungen zwischenzeitlich als Massenprodukt etabliert.
Im Falle des Einsatzes an Ottomotoren oder für eine breitere Nfz-Anwendung sind hingegen noch Entwicklungen und Konzept-Diskussionen zur Darstellung kostengünstiger und zuverlässiger Varioturbinen mit dem angestrebten thermodynamischen Verhalten im Gange.
Während die Verwendungen von variablen Turbinen an Pkw-Ottomotoren durch die hohen Temperatur-Anforderungen erschwert werden, steht bei der Nfz-Aufladung eine gewünschte Langlebigkeit und der Bedarf an robusten Lösungen für hohe mechanische Beanspruchungen, zusammen mit der Einflussnahme auf eine Verbrauchsbegünstigung, im Vordergrund. Bei kleineren Nfz-Motoren wird das Augenmerk auch zunehmend auf Auslegungen hin zur Steigerung der Schnellläufigkeiten der Strömungsmaschinen gesetzt, um auch das transiente Verhalten des Motors durch einen beschleunigten Ladedruckaufbau zu verbessern, was bei der Pkw-Aufladung seit großen Zeiträumen ein Hauptentwicklungsziel darstellt.
Neben der komplexen Lösung der heutigen Drehschaufler-Varioturbine, die einen großen Bedarf an Eigenschaften, auch die Verbesserung des transienten Verhaltens gut abdecken kann, besteht weiterhin das Ziel einer Vereinfachung der variablen Turbine, wobei die Kostengesichtspunkte und deren Zuverlässigkeit eine große Rolle spielen.
Schon die Akte DE 25 39 711 offenbart eine sehr einfache variable Turbine, die man als Zungenschieber-Turbine bezeichnet. Unterhalb den feststehenden Gehäusezungen, z. B. eines Turbinengehäuses einer Zweisegment-Turbine, befindet sich ein Zungenschieber-Ring, an dem zwei Zungen befestigt sind. Diese Zungen stellen quasi eine Verlängerung der Gehäusezungen, bzw. die Verlängerung des Turbineneintrittskanals bis zum charakteristischen Spiralenquerschnitt am Zungenende dar, der als drallbestimmender Strömungsquerschnitt die Umfangsgeschwindigkeit der Strömung und damit die Turbinenleistung maßgebend beeinflusst. Der charakteristische Strömungsquerschnitt des Spiraleneintritts wird durch den einen Schieber mit dessen dort befestigten Zungen durch einen definierten Winkelverstellbereich mittels Drehbewegung um die Drehachse der Turbine auf einfache Weise veränderbar. Da das feste Spiralgehäuse in Umfangsrichtung, im Allgemeinen nach der Lehre zur wirkungsgradoptimalen Turbine, ab der Gehäusezunge nahezu eine lineare Flächenabnahme aufweist, ergibt sich als Nachteil dieser einfachen Varioturbine durch den linearen Spiralenflächen-Abgriff der Zungenverschiebung in Umfangsrichtung, die relativ geringe Einflussnahmen auf die Änderung der Durchsatzkapazität der Turbine innerhalb der praktikablen Verstellwinkel-Bereiche. Das Anwendungsfeld der beschriebenen Turbine ist somit vorzugsweise dort, wo die Betriebslinien der Motoren geringere Ansprüche hinsichtlich der erzielbaren Turbinen-Durchsatzspanne stellen, wie man sie bei Hubräumen größerer Motoren, z. B. den Schiffsmotoren oder großen dieselmotorischen Antrieben von Stromgeneratoren findet.
Die DE 10 2008 039 085 offenbart hierzu eine Weiterentwicklung des oben genannten Standes der Technik in Richtung einer asymmetrisch gestaltbaren Zweisegment-Zungenschieber-Turbine. Diese einfache Varioturbine bietet die Möglichkeit zwei getrennte Zylindergruppen weitgehend gasdicht über die beiden Turbineneintrittskanäle in die, in ihren Querschnitten und Verläufen sich unterscheidenden Segmentspiralen bis zu einem definierten Radsegment, das sich auch von dem Winkelbereich der 180° differieren kann, zu führen. Mittels der Eigenschaften der Spiralkanäle und Düsensegmente lassen sich die beiden Zylindergruppen hinsichtlich der Abgasrückführ-Fähigkeit, wie auch der Einflußnahme auf die Gesamtluftmenge einer optimalen Verbrennung durch diese einfache Variabilität der Zungenschieber-Bewegung in weitgehend gewünschter Weise in einem breiten Kennfeldbereich vorteilhaft bedienen. Hierbei kommen dem Flächenverläufen der Spiralkanäle die zentrale Bedeutung zu, das notwendige Aufstau-Verhalten und die Wirkungsgrad-Kennfelder der Zungenschieber-Positionen mit den beiden asymmetrisch gestalteten Gehäuse-Strömungskanälen, unter Zuhilfenahme der einfachen Schiebervariabilität, darzustellen.
Gerade die Offenlegung der DE 10 2012 016 984 beschreibt vorteilhafte Spiralverläufe der Segmentspiralen durch Nutzung einer übersichtlichen Exponentialfunktion, die es erlaubt die Vielfalt der Möglichkeiten der Kanalflächenverläufe in definierter Weise zu formulieren. In Folge stellt dies eine große Erleichterung bei den Entwicklungsmaßnahmen und der Beurteilung der Zuordnung der Spiral-Geometrien zum erzielten Turbinenverhalten dar. Mittels dieser Offenlegung wird auch verdeutlicht, dass durch die offengelegten exponentiellen Flächenverläufe bei den herkömmlichen Verstellbereichen auch relativ große Durchsatz-Spreizungen der Turbine erzeugbar sind. Da die Spiralenflächen-Verläufe jedoch in manchen Fällen von den optimalen Verläufen stark abweichen können, sind hier Zugeständnisse an eine bestimmte Wirkungsgrad-Abnahme in die Auslegung mit einzubeziehen.
Analog zu der Funktion des Staubetriebs bei den herkömmlichen Drehschaufler-Turbinen lässt sich auch der einfache Zungenschieber-Turbinentyp als Stau-Varioturbine einsetzen, wie aus den Informationen der DE 10 2010 010 319 hervorgeht.
Im Falle, dass man die Segmentzahl der Zungenschieber-Turbinen nicht über die der Zweisegment-Turbine anhebt, ist diesen Zungenschieber-Varioturbinen gemeinsam, dass die Eintrittsvariabilität bei kleineren Hubräumen der Motoren in ihrer Durchsatz-Spreizungsfähigkeit an ihre Grenzen stößt, um z. B. den Nennpunkt des Motors hinsichtlich der Vorgaben, wie auch gleichrangig ein vorteilhaftes transientes Motorverhalten aus niederen Motordrehzahlen zu unterstützen.
Die Weiterentwicklung hin zu zukünftigen Turbinen mit sehr hohen Durchsatzspreizungen, wie sie bei Pkw-Ottomotoren vorkommen, wenn man die gesamte Abgasmenge über ein Turbinenrad mit sehr hoher Schluckfähigkeit leitet, also eine Turbinenrad-Durchströmung ohne eine Abblaserate durchführen möchte, thematisiert die Akte DE 10 2012 023 408 . Bei einer Einschränkung der bewegten Teile wünscht man sich gerade bei diesen Anwendungsfällen hoher Gastemperaturen, deren Reduktion zusammen mit der Absenkung der Eintrittsdrücke durch die Volldurchsatzturbine merklich beeinflusst werden sollen, besonders die Anwendung eines Zungenschiebers, der in der Lage ist größere Durchsatz-Spreizungen zuverlässig zu bewerkstelligen.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine einfache Varioturbine nach dem Zungenschieber-Prinzip, im Besonderen für den Einsatz bei Kraftfahrzeugen zu schaffen, die auch eine sehr hohe Raddurchsatzfähigkeit thermodynamisch und mechanisch zuverlässig und vorteilhaft bedienen kann.
Diese Aufgabe wird durch eine Turbine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Um eine Turbine der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art derart weiterzuentwickeln, dass die Turbine eine erhöhte Anpassungsfähigkeit hinsichtlich des Bedarfs an Durchsatz-Spreizung und Wirkungsgrad mittels einer einfachen Vario-Vorrichtung gewinnt, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, die Zungenschieber-Bewegung um die Turbinendrehachse durch eine weitere Schwenkbewegung der Zunge um eine Drehachse im Nasenbereich der Zunge zu erweitern.
Es kommt somit zu einer Überlagerung von zwei Drehbewegungen der Zunge, bzw. der Zungen bei Mehrsegment-Zungenschieber-Turbinen, einmal die herkömmliche Zungenschieber-Bewegung um die Turbinen-Drehachse, jetzt zusammen mit der Schwenkbewegung der Zunge um den zweiten Drehpol, der sich in der Nähe des Zungeneintritts der Zungennase befindet.
Durch dieses Konzept erhält man den zusätzlichen Freiheitsgrad der Zungenschwenk-Bewegung ε , die den rechteckförmigen Spiralenflächen-Anteil Aso,z zur Beeinflussung der Drallgeschwindigkeit am Turbinenrad-Eintritt bietet. Der zusätzliche Spiralenflächen-Anteil in Rechteckform Aso,z ist der Bereich, in dem die Zungenschwenk-Bewegung ε die Komponente der Umfangsströmung neben der Zungenschieber-Bewegung ζ, die vorwiegend den Abgriff des Spiralgehäuses mit dem Eintrittsquerschnitt Aso,g an der Gehäuse-Zunge vorsieht, maßgebend mitbestimmt, wodurch eine starke Anhebung der Flächenspreizung für den Zungenabgriff beider Drehbewegungen ζ und ε gegenüber dem Stand der Technik auslegbar wird.
Die Überlagerung der beiden Drehbewegungen ζ und ε drückt sich in dem additiven Term des Gesamt-Spiralenflächen-Querschnitt As,ζ,ε ,wie folgt mit $As, ζ, ε ≦ As, ζ + As, ε$
aus. Ohne die Zungenschwenk-Bewegung würde der Turbine nur der Verstellbereich des Zungenschiebers ζ,o ≤ ζ ≤ ζ,mx des Spiralgehäuses mit dem Eintrittsquerschnitt Aso,g und dem Spiralenverlauf längs des Winkels φ zu $As, ζ= Aso, g {(1 - ζ / φ, mx)}^{e ζ}, e ζ ≧ 1$
verbleiben. Durch das erfindungsgemäße Hauptmerkmal des zusätzlichen Zungenschwenkens lässt sich in dessen Verstellbereich ε,o ≤ ε ≤ ε,mx die weitere Teilfläche $As, ε= Bz (Rzg - R ε)$
additive aktivieren. Die Spiralenrechteck-Fläche mit der festen Zungenbreite BZ und der variablen Länge der Radiendifferenz Rzg - Rε , bezogen zur Raddrehachse, wird durch die Zungenlage des Radius Rzg der Schwenk-Schließposition mit dem Winkel ε,mx und dem variablen Radius Rε der Lage der Zungenaustrittskante, der in Abhängigkeit zum Schwenkwinkel ε steht, beschrieben.
Die Kopplung des Schwenkwinkels ε über die Lage der Zungenaustrittskante mit dem Radius Rε hin zum Zungenschieber-Verstellwinkel ζ in deren Verstellbereich ζ,o ≤ ζ ≤ ζ,mx wird durch den gewünschten Flächenverlauf von As,ε über die Exponential-Beziehung mit dem Exponenten eε über die Gleichsetzung der beiden Terme geschaffen $As, ε= Bz (Rzg - R ε) = Aso, z {(1 - ζ / ζ, mx))}^{e ε} e ε ≧ 1.$
Aus der linken Seite der Gleichung geht hervor, dass wenn der Radius RE in der Schwenk-Zungenlage dem Radius Rzg entspricht, also die geschlossene Schwenkposition erreicht ist, somit der Wert Null entsteht. Bei dieser Schließposition zg der Schwenkzunge befindet sich auch der Zungenschieber in der Schließposition mit ζ = ζ,mx, womit der Spiralen-Summen-Querschnitt As,ζ,ε ohne Beitrag der Schwenkfläche As, ε seinen minimalen Spiralenquerschnitt mit As,ζ,ε = Aso,g (1- ζ,mx / φ,mx)^eζ allein durch den Spiralen-Abgriff-Beitrags des Spiralgehäuses in der Zungenschieber-Schließposition ζ,mx vorliegen hat.
In der Zungenschieber-Schließposition befindet sich der Zungenabstand Rzg also in seinem Maximum bei der kleinst möglichsten Spiralen-Abgriffsfläche As,ζmx,εmx. Die zweite Grenzposition hingegen, die Offenposition des Zungenschiebers, zusammen mit der Schwenk-Offenposition führt auf das Maximum der Spiralen-Abgriffsfläche As,ζo,εo, wo sich die Zungenlage zo auf dem minimalen Radius Rzo, bezogen zur Raddrehachse, einstellt und den maximalen Beitrag der Zungenschwenk-Fläche Aso,z zu dem maximalen Spiralengehäuse-Querschnitt Aso,g an der Gehäusezunge zu addiert.
Die Kinematik der Schwenk-Bewegung und die konkrete Zuordnung des Schwenkwinkels ε zum Lage-Radius RE der Zungenaustrittskante gibt die Gleichung: $R ε = \sqrt{{Rpol}^{2} + L^{2} - 2 Rpol L cos (ε)}, ε, o \leq ε \leq ε, mx,$
die die Abhängigkeit vom Radius des Zungendrehpols Rpol von der Raddrehachse und dem Abstand L des Schwenk-Drehpols von der Zungenaustrittskante darlegt.
Gegenüber der starren Zungen des herkömmlichen Zungenschiebers erlauben die Zungenschieber mit Schwenkzungen deutlich größere Zungenlängen L (vom Schwenk-Drehpol gemessen), was für die Durchsatz-Spreizungsoptimierung und dem zu erzielenden Wirkungsgradniveau der Turbinen Vorteile erbringen wird.
Um bei der simultanen Bewegung des Zungenschiebers, zusammen mit der Schwenkzunge, die Spur der Zungenaustrittskante im Absolutsystem festzulegen, ist die Wertewahl der Exponenten eζ und eε der dargelegten Gleichungen der Flächenverläufe As,ζ und As,ε für die Kopplung der beiden Teilflächen und das Verhalten der Gesamtspiralen-Flächen-Abstimmung As,ζ, ε sehr gewichtig, was anhand von Beispielen bei der noch folgenden Figurenbeschreibung konkretisiert wird.
Die Erweiterung des Zungenschiebers hin zu schwenkbaren Zungen erfordert also eine Lagerung der Zungen mit einem Drehpol in deren Nasenbereich. Aus Gründen der Stabilität wäre vorstellbar, die beiden zu lagernden Wellen einer Zunge als integraler Bestandteil des Zungennasenbereichs zu realisieren, die in den beiden Zungenschieber-Deckscheiben drehbar gelagert werden. Im mittleren Bereich der Zungenlänge mit dem Abstand LF sind seitlich der Zunge Führungselemente FE zugeordnet, die durch Nuten außerhalb der Deckscheiben eine Führung erfahren, die in ihrem Verlauf gegenüber dem Gehäuse feststehend gestaltet sind. Die von einem Aktuator von außen betätigte Schieber-Drehbewegung mit dem Winkel ζ erhält über die Nuten-Verlaufsgestaltung bei dem Eingriff der betreffenden Zungen-Führungselemente, beispielsweise auf halber Länge der Zunge, die Ankopplung an den im Nuten-Verlauf definierten Zungenschwenk-Winkel ε. Die Führungselemente können an fest angebrachten Hebeln, die beidseitig an der Zungen-Drehachse fixiert werden, wodurch keine strömungsstörenden Ringsegment-Öffnungen an den Deckscheiben für die Führungselemente notwendig werden. Die gekoppelte Überlagerung beider simultanen Drehbewegungen mit den Winkeln ζ und ε lässt sich somit mit nur einem turbinenextern angebrachten Aktuator realisieren. Stromab der Zungenschwenk-Fläche Az,o folgt die Radzuströmdüse mit der Austrittsdüsenbreite BD, die ggf. eine deutliche Reduktion der Zungenbreite BZ bedeutet. Durch eine relativ große Zungenbreite BZ gelingt es die Strömungsgeschwindigkeit über einem weiten Radienbereich, insbesondere bis zu dem Ende der ggf. störenden beidseitigen Öffnungen des Ringsegments für das Zungen-Führungselement FE, nieder zu halten. In der Düse mit dem Breiten-Quotient QB, der die Zungenbreite BZ zur Düsenaustrittsbreite BD kennzeichnet, erhält man über die geringe Düsenlänge den angestrebten absoluten Radzuströmwinkel über eine relativ kurze Weglänge der Strömungsbeschleunigung.
Als sehr wichtiges Merkmal ist der Auslegungs-Flächen-Quotient QA zu erwähnen, der die maximale Zungenschwenk-Fläche Aso,z zur Spiralenfläche As0,g, die sich an der Gehäuszunge befindet, in Beziehung setzt. Mit wachsendem Quotient QA, der merklich über dem Wert 0.5 liegen kann, wird die Einflussnahme der Zungenschwenk-Bewegung gegenüber der reinen Zungenschieber-Bewegung auf die Durchsatzspreizung der Turbine gesteigert. Interessant wirken sich dabei die Verschiebungen der Flächen-Schwerpunkte so und sg, z. B. in der Offenposition zur Schließposition aus, die zu einer starken Gewichtung der freien Drallströmung, im Besonderen stromab der Zunge bis zum Radeintritt auf das Turbinenverhalten beitragen. Je größer die QA-Quotienten festgelegt werden, je größer werden auch die drallbestimmenden Radien-Quotienten Rs/R1 des Schwerpunktes, bezogen zum Radeintritt, für die freie Drallentwicklung werden. Im Falle der Drehimpulserhaltung stellt sich der Zusammenhang der Umfangsgeschwindigkeiten cu der Strömung mit der Referenz cu,s des Flächenschwerpunkts zu $cu = cu, s {(Rs / R)}^{exdrall}, exdrall = 1$
ein. Gegenüber dem Drallpotenzial bei dem Wert exdrall = 1, zeigen die realen Maschinen häufig exdrall-Werte, die unterhalb 0.8 zum Liegen kommen, was bei der erfindungsgemäßen Turbine ein wesentlicher Punkt darstellt, um den engsten Querschnitt festzulegen, der sich nicht an dem schwenkbaren Zungenende befindet, sondern direkt am Turbinenrad-Eintritt auf dem dazu deutlich geringeren Radius R1.
Wirkungsgradbedingt muss der große Zungenabstand vom Radeintritt kein Nachteil sein, wenn die Zungenbreite entsprechend groß ist und die Beschleunigung der Strömung von einem niederen Geschwindigkeitsniveau am Zungenende über die gewichtige Erzeugung der Umfangskomponente unter der Zuhilfenahme des großen Radienquotienten Rs/R1 durchgeführt wird. Hier werden die Entwicklungsaktivitäten unter dem betreffenden angestrebten Turbinenverhalten die optimalen, passenden Geometrien stromauf des Radeintritts auffinden.
Besonders vorteilhaft wird der erfindungsgemäße Verstellapparat zur Auslegung und Beeinflussung von sehr großen Durchsatz-Spreizungen von Varioturbinen einfacher Bauart angesehen, die ungewöhnlich große Radschluckfähigkeiten aufweisen. Dieser Turbinentyp besitzt zu der Radeintrittsvariabilität, die man mit den Zungenschieber-Schwenkzungen ausstatten würde, eine zweite einfache axial bewegliche Verstelleinrichtung am offenen Radrücken-Austrittsquerschnitt. Mittels der Öffnung des Radrücken-Austrittsquerschnitts ergibt sich eine drastische Erhöhung der Radschluckfähigkeit, in dem jetzt zwei Radaustrittsquerschnitte aktiv sind. Damit die Abströmung durch den zweiten Radaustritt bevorteilt wird, benötigt man sehr große effektive Radeintrittsströmungsflächen, wodurch der Turbinenreaktionsgrad, und damit der Düsendruck direkt vor dem Turbinenrad anwachsen kann. Gerade durch die Schwenkbewegung der Zunge in die Offenpositon wird gerade bei den Mehrsegment-Zungenschieber-Turbinen ein großer Durchblasquerschnitt zwischen den Segmenten in der Schwenkfläche Aso,z freigegeben, was dazu führt, dass der effektive Radzuströmquerschnitt in ihrem Wert direkt vor dem Turbinenrad stark anhebbar wird und der statische Druck, bzw. das Druckverhältnis vom Düsenaustritt über den zweiten Radquerschnitt des Radrückens in gewünschter Weise ansteigen kann und in Folge der Durchsatzquotient $Q Φ = Φ R / Φ H > 0.6,$
der den Turbinendurchsatzparameter ΦR durch den Radrückenaustritt und ΦH den Turbinendurchsatzparameter durch den Radhauptaustritt betrifft, und als Massenstromquotient aufgefasst werden kann, die gewünschte Steigerung erfährt.
Mit dieser Auslegung kann beim geschlossenen Radrücken-Kanal, zusammen mit der Schließposition des Schwenk-Zungenschiebers, eine hohe Beschleunigungsfähigkeit der Turbine, z. B. bei der Anwendung im Abgasturbolader erzeugt werden.
Die Auslegungskennzahlen der Vario-Einrichtung werden dann bei dem oben definierten Flächen-Quotienten QA mindestens Werte über 1.6, eher 2 und bei den Breiten-Quotienten QB von mindestens Werte von 0.6 und deutlich darüber, je nach Anwendungsfall, zeigen.
Als zentraler Anwendungsbereich der erfindungsgemäßen Turbine wird das Kraftfahrzeug, Pkw oder das Nfz gesehen, besonders für deren Abgasturbolader oder als Compound-Nachschalt-Turbine. Ebenfalls bietet sich diese einfache Vario-Turbine als Rekuperationsturbine der Brennstoffzelle oder auch in den Turbokühlanlagen als variable Kaltluft-Turbine der Kraftfahrzeug-Klima-Anlagen, die die direkte Luftkühlung bevorzugen, an.
Ausschließen würde man den möglichen Einsatz dieser Turbine auch nicht als Turbine für den Generatoren-Antrieb von Gasturbinen- oder Wasserkraftwerken oder Hilfsaggregaten aller Art.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Skizzen und Darstellungen. 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.
Die Skizzen und Darstellungen zeigen in:

1 ausschnittsweise eine schematische Hauptansicht der Turbine, gezeigt in der Ansicht längs der Drehachse auf den Turbinenradaustritt, wobei sich die Schwenkzunge in der Schließ- und der Offenposition befindet;
2 eine schematische Hauptansicht einer Zweisegment-Turbine senkrecht zur Drehachse geschnitten und darunter die 2. Ansicht, die durch den Schnitt A-A der 1. Ansicht gekennzeichnet ist und zwei Schwenkzungen-Schieberpositionen zeigt;
3 zwei Turbinen-Hauptansichten, die sich im wesentlichen durch den Quotient QB = BZ/BD, der Zungenbreite zur Düsenaustrittsbreite deutlich unterscheiden und den gleichen Summen-Querschnitt fo aufweisen;
4 Turbinen-Hauptansicht und Diagramme der Drallströmungsgeschwindigkeiten cu in Abhängigkeit zum Radius R von der Turbinenrad-Drehachse gemessen, unten angeordnet in der Schwenkzungen-Schließposition und oben angeordnet in der Schwenkzungen-Offenposition;
5 Turbinen-Hauptansicht einer Vollvario-Turbine mit der Eintrittsvariabilität des Zungenschiebers mit Schwenkzunge und dem geschlossenen Radrücken-Austrittskanal:
6 Turbinen-Hauptansicht einer Vollvario-Turbine mit der Eintrittsvariabilität des Zungenschiebers mit Schwenkzunge und dem offenen Radrücken-Austrittskanal:
7 Spiralenflächen-Abgriff-Diagramm einer symmetrischen Zweisegment-Turbine mit Zungenschieber und Schwenkzungen:
8 Spiralenflächen-Abgriff-Diagramm einer asymmetrischen Zweisegment-Turbine mit Zungenschieber und Schwenkzungen:
9 Kopplungs-Diagramm des Zungenschieber- und Schwenkzungen-Drehwinkels einer Zweisegment-Turbine mit unterschiedlichen Exponenten eε der Schwenkzungen-Funktion.

In den Figuren sind gleiche oder funktionsgleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die 1 zeigt drei Schaufeln 31 in der Drahtgitter-Darstellung eines Turbinenrades 30, das sich um die Drehachse 3 mit der Richtung des Pfeils 37 dreht. Die Schaufeln 31 haben eine zur Naben-Radialen in axialer Richtung gekrümmte Austrittskante 36 einer streng radial stehenden Beschauflung mit einem Nabendurchmesser 35, wo die Schaufelwurzel des Schaufelaustritts seine integrale Befestigung mit dem Nabenkörper erfährt.
Stromauf des Turbinenrades 30 und Radeintritts 6 mit dem Durchmesser 32 und die ihm folgende Ringdüse 5, die einen Eintrittsdurchmesser innerhalb des Durchmessers 34 vorliegen hat, von dem Deckring 21 der Schwenkzunge 1 umfasst. Die Ausdehnung der beidseitigen Deckringe 21 erstreckt sich zumindest vom Minimaldurchmesser 34 der Zunge 1-o in Offenposition bis zumindest dem maximalen Berührungsdurchmesser 26 der Zunge 1-g in der Schließposition. Beide Deckscheiben werden zueinander, z. B. durch Distanzbolzen, hinsichtlich der Zungenbreite BZ mit dem notwendigen Funktionsspalt der Zunge fixiert und stabilisiert. Wie aus der Darstellung zu ersehen, besitzt die schwenkbare Zunge 1 einen Drehpol 2 im Bereich der profilierten Zungennase 28. In der Schließposition des Zungenschiebers 20 befindet sich die Schwenkzunge 1-g mit ihrer Austrittskante 39, außen, auf dem maximalen Durchmesser 25, der für das Strömungsmedium die minimale Spiralenabgriff-Fläche 8 und die innere Begrenzung zg bedeutet. Die minimale Spiralenfläche wird also durch den Zungenschieber 20 bei dem Verstellwinkel ζ,mx um die Drehachse 3 und dem Schwenkwinkel ε,mx um die Drehachse 2 erreicht. Zur Gehäuse-Zungenspitze 4 besteht in der Schließposition von dem Zungennasenbereich 28 eine noch geringe Überdeckung, weshalb die Spaltströmungen zwischen der Druck- zur Saugseite der Zunge 1.g nieder bleiben.
Entgegen der Pfeilrichtung 22 erfolgt die Bewegung ζ des Zungenschiebers 20 in Richtung der Offenposition ζ,o. Auf dem Wege dahin schwenkt die Zunge 1 entgegen der Drehrichtung ε, die durch den Pfeil 23 gekennzeichnet wird, bis der Wert ε,o bei der Zungenschieber-Position ζ,o erreicht ist. Die Zunge 1-o ist in einem gestrichelten Linienzug dargestellt. Die Spiralengesamtfläche befindet sich in dieser Grenz-Position in ihrem Maximum, wobei die Zungenhinterkante 24 ihren minimalen Abstand zum Radeintritt 32, bzw. zur Drehachse 3 aufweist. Bemerkenswert ist in der Offenposition die Schwenk-Eigenschaft, die hier größere Öffnungen für die Strömung zwischen den Segmenten zu den Gehäusezungen 4 freigeben kann, wie sich im Abstand 27 zwischen der Hinterkante und dem Durchmesser der Nasenlage der Zunge in der Schließposition andeutet und in der 2 noch besser sichtbar wird. Der große Ringraum des Schwenkbereichs (zg - zo) führt neben der Spiralenflächen-Vergrösserung auch dazu, dass ein gute Verbindung beider Segmente vor dem Turbinenrad erfolgt, was den Vorteil der effektiveren Ausnutzung des Radaustrittsquerschnitts erbringt, bzw. ursächlich am Radeintritt durch eine Vergleichmäßigung der Radzuströmung über dem Radumfang bewirkt wird.
Zur Realisierung einer gewünschten Zungenhinterkanten-Spur 29 in Abhängigkeit zwischen Zungenschieber-Verstellwinkel ζ und dem Zungenschwenkwinkel ε, also der Kopplung der beiden überlagerten Drehbewegungen, kommt dem Abstand Rpol des Drehpols 2 von der Drehachse 3 und dem Hinterkanten-Abstand L zum Drehpol 2 für die Festlegung der Kinematik eine große Bedeutung zu.
Als praktischer Lösungsvorschlag wird hier das Führungselement FE, das sich direkt an den Zungenstirnseiten oder außerhalb der Deckscheiben an einem Hebel der Drehachse 2 befindet, hier in etwa mit dem Abstand LF der Zungenmitte zur Drehachse 2 mittels einer Raute FE angedeutet. Zu bemerken ist, dass der Abstand LF des Führungselements FE bei der Hebel-Lösung die Hebellänge bedeutet. Die Kopplungsaufgabe der überlagerten Drehbewegungen ζ und ε wird somit durch das Abfahren z. B. eines Gleitschuhes des festgelegten Verlaufs einer beispielsweise verwendeten Führungsnut bei der Drehbewegung des Zungenschiebers 20 soweit ermöglicht, dass mit der definierten Hinterkante-Spur 29 der gewünschte Spiralenfächen-Abgriffsverlauf As,ζ,ε erfolgen kann.
2 zeigt zwei Ansichten der variablen Zungenschwenk-Turbine 90. Oben angeordnet befindet sich die Hauptansicht als Meridian-Darstellung des Turbinenrades 30 mit Beschauflung 31 und dem Turbinenaustrittsbereich 38. Stromauf dem Turbinenrad 30 folgt die Ringdüse 5 und die Zungen 1.1 und 1.2 mit deren Deckringen 21 des Zungenschiebers 20, die seitlich die rechteckigen Fläche des Schwenkbereichs der variablen Zweisegment-Turbine 90 begrenzen und über dem Umfang, im Besonderen innen, Dichtelemente besitzen können.
Wie auch die Schnitt-Darstellung A-A, unten platziert, längs der Drehachse 3 wiedergibt, sind über der rechteckigen Schwenkfläche der Zungen 1.1 und 1.2 Teile der Spiralkanäle 50.1 und 50.2 mit den Eintrittsquerschnitten 53.1 und 53.2 an den Gehäusezunge 4.1 und 4.2 sichtbar, deren Gesamt-Flächen in der Offenposition des Zungenschiebers 20 mit den aufgestellten Schwenk-Zungen (gestrichelt) bei dem Winkel ε,mx wirksam werden. Die beiden Turbinenzulauf-Kanäle 51.1 und 51.2 des Turbinengehäuses 54 münden demnach an den Gehäusezungen 4.1 und 4.2 in die zwei Segment-Spiralen 50.1 und 50.2 ein. Die schwarz markierten Zungen 1.1 und 1.2 repräsentieren die Schließposition des Zungenschiebers 20, in der die Hinterkanten der Zungen die Schwenkbereichsfläche mit dem maximalen Durchmesser 25 in ihrem Flächenbeitrag auf Null setzt, wodurch der Turbine nur noch die minimale Spiraleneintrittsfläche 8 für die Drallerzeugung zur Verfügung steht und damit ein Betriebsverhalten der Turbine 90 mit der kleinsten Durchsatzkapazität bereitstellt.
Nicht näher darstellt werden die mechanischen Elemente der Verstellvorrichtung 40 in der Skizze oben. Wie zuvor erwähnt, wird man sich bei der betreffenden Anwendung und Konstruktion entscheiden müssen, ob die Deckringe 21 strömungsgünstig geschlossen bleiben oder Segmentöffnungen im Abstand LF vom Zungendrehpol 2 angeordnet werden sollen, um die Kopplung der beiden Drehbewegungen in stabiler Weise zu bewerkstelligen. Die strömungsgünstige Lösung der beidseitig an der Drehachse 2 fixierten Hebeln, die die Führungselemente für die Kopplung zur Führungsnut aufnehmen, dürfte in allen Fällen angestrebt werden, wenn die Randbedingungen dies erlauben. Die dann an den Drehachsen 2 praktisch freihängenden Zungen müssen hier mit dem gesamten Verstellapparat, inklusive der Drehachsen 2, jedoch so dimensioniert werden, dass die Verstell- und Anregungskräfte schwingungssicher aufgenommen werden können.
Auf der 3 sind zwei Turbinenvarianten 90 in der Meridian-Darstellung zu sehen, die sich im Breiten-Quotient QB, Zungenbreite BZ, bezogen auf die Düsenaustrittsbreite BD, deutlich unterscheiden. In beiden Fällen besteht die identische Radiendifferenz ΔRZ der Zungenlagen in der Schließposition zg auf Durchmesser 25 und der Offenposition zo auf Durchmesser 33. In der Schließposition wird der minimale Spiraleneintrittsquerschnitt 8, der in gestrichelter Form gekennzeichnet ist, durch den Zungenaustritt 39 auf Durchmesser 25 abgegriffen. Wie die beiden Abbildungen zeigen, ist die Schwenkfläche BZ x ΔRZ in der unteren Variante deutlich größer und die minimale Spiralen-Abgriff-Fläche 8 bis zur Zungen-Schließposition des Durchmessers 25 merklich kleiner als in der oben dargestellten Turbinenversion 90. Der Gesamt-Abgriff-Querschnitt beider Varianten, also der Summen- Spiralenquerschnitt der Offenpositon fo, soll in dieser Gegenüberstellung gleich sein, weshalb der Spiralgehäusequerschnitt 50 an der Gehäusezunge 4 gegenüber der obigen Variante bei der unteren Variante in diesem Beispiel dementsprechend kleiner sein wird.
Möchte man den variablen Querschnitt des Schwenkzungen-Bereichs stärker gewichten, würde man also den Breiten-Quotient QB anheben. Hierdurch würde man bei Segment-Turbinen in der Offenposition in der rechteckigen offenen Schwenkfläche eine starke Vergleichmäßigung der Strömung vor dem Turbinenrad im Zusammenspiel mit dem Verhalten in der Ringdüse 5 bewirken, wo sich nochmals eine Beschleunigung und gewichtige Strömungswinkel-Beeinflussung bis zur Turbinenrad-Eintrittskante 6 einstellen würde.
Die Turbinenvariante 90 mit großem Breiten-Quotient QB auf 3 findet in 4 Verwendung, um den Zusammenhang der Drallerzeugung in den Schwerpunkten (sg und so) der Spiraleneintrittsflächen der Schließ- und der Offenposition zu verdeutlichen.
In der Zungenschwenk-Schließposition befindet sich die Zungenaustrittskante 39 auf dem maximalen Durchmesser 25 und begrenzt die minimale Spiralen-Abgriff-Fläche 8 mit zg (gestrichelter Linienzug) zu der stromab folgenden rechteckigen Zungenschwenkfläche Aso,z. Der Schwerpunkt sg der Spiraleneintrittsfläche 8 der Schließposition besitzt den repräsentativen Radius Rsg, bei dem sich in dem betreffenden Betriebspunkt der Turbine 90 die mittlere Strömungsgeschwindigkeit cu,g einstellt. Würde sich der Strömungsdrall cu,g x Rsg der strömenden Masseteilchen bis zum Radeintrittsradius R1 ohne Verluste bewegen können, würde nach dem Drallsatz am Radeintritt eine Umfangsgeschwindigkeit von $cu 1 g = cu, sg \times Rsg / R 1$
herrschen. Der Geschwindigkeitsverlauf cu,g längs der Radien-Achse R, die sich bis zur Drehachse 3 der Turbine erstreckt, wird in dem Prinzip-Diagramm, das an der Radrückenseite der Turbinenskizze angeordnet ist, dargestellt.
Das zweite Diagramm, angeordnet über dem Turbinenaustritt, stellt den Geschwindigkeitsverlauf cu,o längs der Achse R in einem Betriebspunkt der Offenposition des Zungenschiebers 20 dar. Im Schwerpunktsradius Rso wird für die Spiraleneintrittsfläche fo, inklusive der Schwenkfläche der Zungenschwenk-Offenposition zo, die deutlich zur Schließposition erniedrigte Geschwindigkeit cu,so bei vergleichbaren Massendurchsätzen erzeugt. Durch die vollständige Flächenzuschaltung des Zungenschwenkbereichs Aso,z bei geringeren Radien bis zur Zungenlage zo auf Durchmesser 33, wird der Flächenschwerpunktsradius Rso bzgl. dem geschlossenen Fall dem zufolge auf einen geringeren Radienwert Rso verschoben. Im Besonderen durch die große Spiraleneintrittsfläche fo der Offenposition und dem daraus sich ergebenden niederen Wert der Umfangsgeschwindigkeit cu,so, ergibt sich auch mit einer Drehimpulserhaltung bis zum Radeintritt die stark abgesenkte Umfangsgeschwindigkeit $cu 1 o = cu, so \times Rso / R 1$
an der Radeintrittskante 6, wodurch sich neben der angestrebten hohen Durchsatzkapazitäten-Anhebung auch eine starke spezifische Turbinenleistungsabsenkung über die Turbinen-Eintrittsdruck-Absenkung erreichen lässt.
Die 5 und 6 zeigen einen besonderen Anwendungsfall einer Vollvario-Turbine für die erfindungsgemäße Zungenschieber-Schwenkzungen-Vorrichtung 20 zur Erhöhung der Kapazitäten an Durchsatzspreizung der Gesamtturbine 70 über die zusätzliche Beeinflussungsmöglichkeiten der Radeintrittsvariabilität, wodurch z. B. die abblasefreie Abgasturbolader-Turbine entsteht, die auch in der Lage ist ein sehr gutes Instationärverhalten der aufgeladenen Motoren zu begünstigen.
Es handelt sich um eine spezielle Turbine 74, deren Turbinenrad 30 mit zwei Turbinenrad-Austrittsquerschnitten, dem Rad-Hauptaustrittsquerschnitt 75 und dem Rad-Rückenaustrittsquerschnitt 76, gestaltet ist. Als eine Besonderheit der Schaufelgestaltung sei erwähnt, dass das Turbinenrad 30 zu der üblichen Beschauflung 77 zusätzlich mit kurzen Zwischenschaufeln 78 ausgestattet ist, die eine gute Strömungsführung besonders der Radrücken-Strömung verursachen.
Mit Hilfe einer Radrücken-Variabilität, die im Wesentlichen aus einer axial bewegbaren Öffnungs- und Schließvorrichtung 71, z. B. mit einem axial verschiebbaren Ringkolben 72 besteht, kann die Raddurchsatzfähigkeit des im Radrücken offenen Schaufelquerschnitts 76 quasi verdoppelt werden. Neben dem Turbinen-Hauptaustritt stromab des Rad-Hauptaustrittsquerschnitts 75 lässt sich durch den zusätzlichen Radrücken-Kanal 73 stromab des Schaufelaustritts 76 am Radrücken sehr hohe Radmassendurchsätze über die beiden Rad-Austrittsquerschnitte abführen. Diese sehr große Durchsatzkapazität des Turbinenrades 30 bei relativ kleinen Turbineneintrittsdurchmessern 32 ist nur nutzbar, wenn die Eintrittsvariabiliät eine große Durchsatzspreizung auf hohem Durchsatzniveau erbringen kann. Der oben beschriebene Breitenquotient QB über den Werten von 0.6 bei großen Radeintrittsbreiten 6, zusammen mit den Flächenquotienten des Zungenschwenk-Bereichs über den Werten von 1.6 schaffen die Voraussetzung die günstigen Eigenschaften des Turbinenrades 30 mit den zwei Austrittsquerschnitten zur Wirkung zu bringen.
In der Schließposition der Radrücken-Variabilität 71, 5, wird auch die Radeintrittsvariabilität des Zungenschiebers 20 mit schwenkbaren Zungen 1 sich in einer mittleren bis geschlossenen Schieberstellung befinden. Das Medium durchströmt das Turbinenrad 30 längs des Pfeils 80 alleine durch den Rad-Hauptaustrittsquerschnitt 75 und würde in der Anwendung an einem Turbolader zu einem sehr schnellen Ladedruckaufbau führen.
Gibt die Radrücken-Variabilität 71, 6, den Radrückenkanal 73 frei, wird im Allgemeinen auch der Zungenschieber 20 mit den Schwenkzungen 1 in die Offenposition gefahren. Der Pfeil 81 verdeutlicht die Strömungsrichtung des aktivierten zweiten Massenstrom-Anteils, der durch den zweiten Kanal 73 abströmt. Damit der Anteil des Durchsatzparameters ΦR der Radrückendurchströmung im Abströmkanal 73 bei gut genutzter Durchsatzkapazität ΦH des Rad-Hauptaustrittsquerschnitts 75, anwachsen kann, muss der Reaktionsgrad der Turbine merklich über dem der Impulsturbine sich einstellen, also einen spürbaren Reaktionsgrad aufweisen. Durch die oben genannten Wertebereiche der beiden Quotienten QB und QA wird die gewünschte Flächen-Nutzung am Radrücken, gekennzeichnet mit dem Quotient QΦ = ΦR / ΦH über 0.6 ermöglicht, was mit der Anhebung des Turbinenreaktionsgrades, bzw. mit dem anwachsenden Düsendruck vor der Rad-Eintrittskante 6 in Verbindung steht.
Auf den 7 und 8 sind Beispiele von Spiralen-Abgriff-Diagrammen des Typs der Zweisegment-Turbinen, die variable Zungenschieber 20 mit Schwenkzungen 1.1 und 1.2 besitzen, dargestellt. Die Diagramm-Abszisse betrifft den Spiralen-Umschlingungswinkel φ mit der Ordinate der Spiralenfläche As. Im Diagramm finden die Bezeichnungen des Zungenschieber-Verstellbereichs ζ,mx - ζ,o und die Bezeichnungen des Zungenschwenkwinkel-Bereichs ε,mx - ε,o der beiden Spiralsegmente seg1 und seg2 Verwendung.
Zur Verbesserung der Übersichtlichkeit der Diagramm-Darstellung wurden die Flächen-Abgriffe As1,ζ und As2,ζ der Spiralsegmente seg1 und seg2 im positiven Bereich der Ordinate und die Flächen-Abgriffe der Schwenkzungen As1,ε und As2,E im negativen Bereich der Ordinate eingezeichnet. Die Spanne zwischen den beiden Kurvenverläufen übereinander für das jeweilige Segment seg1 oder seg2 ergeben den für die Turbine wirksamen Flächen-Abgriffsverlaufs As1,ζ,ε oder As2,ζ,ε der Eintrittsvariabilität. Diese Spanne entspricht als „Summenlänge“ den beiden Teil-Abgriff-Flächen und werden als dick durchgezogene dargestellte maßgebende Kurvenzüge As1,ζ,ε oder As2,ζ,ε mit eingezeichnet. Da beide Segment-Geometrien des Beispiels mit dem Umschlingungswinkel von φ,seg = 180° in 7 identisch sind, ist auch der mittels Doppelpfeilspitze angedeutete engste Abgriffs-QuerschnittAsl,min gleich dem zweiten engsten Abgriffs-Querschnitt As2,min.
Das Beispiel zweier zueinander asymmetrische Segmente seg1 und seg2 zeigt die 8. Hier wurden alle Merkmale der Kurven von 7 bis auf den Verlaufsexponent e2ζ des Gehäuse-Spiralsegment As2,ζ gleich gehalten. Die Exponentenwahl des verbleibenden unveränderten Segments 1 der 7 betrifft den Wert e1ζ=3 und das neue veränderte Segment betrifft den veränderten Wert e2ζ=6. Dies führt zu deutlichen Unterschieden der Abgriffwerte der Segmente zueinander, die besonders in der Schließposition des Zungenschiebers 20 in der Verkleinerung des minimalen engsten Querschnitts des Segments seg2 zu seg1 um ΔAs12,min ins Auge fallen.
Durch einfache Parameter-Änderungen an den Abgriff-Flächen ist es also möglich gezielte Asymmetrien des Aufstauverhaltens der beiden getrennten Segmenten für die jeweiligen angeschlossenen Zylindergruppen zu erreichen, wodurch mittels des kleineren Spiralenabgriff-Querschnitts von Segment 2 die Abgasrückführung durch eine Treibdruck-Erhöhung, z. B. bei Nfz-Anwendungen, vorteilhaft und einfach beeinflussbar macht.
Über die entsprechende Zuordnung zur Spiralen-Abgriff-Fläche As,ζ über die Kopplungslinie, bzw. Spur der Zungenaustrittskante 29, wird die zweite, rechteckige Abgriff-Fläche As,ε in Abhängigkeit der Schwenk-Bewegung ε additiv zur Gesamt-Abgriff-Fläche As,ζ, ε. Hierzu gibt die 9 den Kopplungszusammenhang zwischen den beiden Winkeln, dem Winkel des Zungenschiebers 20 mit ζ und dem Schwenkwinkel ε der Schwenkzunge 1 in Diagrammform am Beispiel einer Zweisegment-Turbine wieder.
Die Abszisse ist an den Zungenschiebe-Winkel ζ gebunden und die Ordinate zeigt das Ergebnis der gekoppelten Schwenk-Zunge mit dem Winkel ε in der Funktionsabhängigkeit zum Zungenschiebe-Winkel ζ. Als Parameter wird der Exponent eε, des schon bekannten Zusammenhangs $As, ε= Bz (Rzg - R ε) = Aso, z {(1 - ζ / ζ, mx))}^{e ε}$
für die gewählten Beispiele mit eε gleich 1, 2 und 3 der beiden Segmente gerechnet und in das Diagramm 9 eingezeichnet. Der in der Linienstärke herausgehobene ε-Verlauf mit dem Exponenten eε = 2 findet auch in den Diagrammen der 7 und 8 seine Verwendung, der bei der Flächenbestimmung der Schwenkfläche As1,ε und As2,ε in die Berechnung mit eingeht.
Bezugszeichenliste

1: Zunge
1.1: Zunge für Segment 1
1.2: Zunge für Segment 2
1-g: Zunge in Schwenkposition geschlossen
1-o: Zunge in Schwenkposition offen
2: Drehpol, Drehachse der Schwenkzunge auf Drehsch. 20
3: Drehachse des Turbinenrotors
4: feststehende Gehäuse-Zunge
4.1: feststehende Gehäuse-Zunge für Segment 1
4.2: feststehende Gehäuse-Zunge für Segment 2
5: Ringdüse
6: Radeintrittskante, Radeintrittsbreite
7: Zungenbreite
8: Begrenzungslinie Minimalflächenabgriff geschlossen
20: Zungenschieber drehbar um Drehachse 3
21: Deckscheibe, Seitenwände des Zungenschiebers
22: Drehrichtungspfeil des Zungenschiebers von auf nach zu
23: Drehrichtungspfeil der Schwenkzunge von auf nach zu
24: Zungenaustritt innen
25: Zungenaustrittsdurchmesser außen
26: maximaler Berührungsdurchmesser der Schwenkzunge
27: Zungen-Abstand Offen-zu Schließposition Austritt
28: Nasenbereich der profilierten Schwenkzunge
29: Zungenhinterkanten-Spur im Absolutsystem
30: Turbinenrad
31: Turbinenrad-Schaufeln (dargestellt 3 Drahtgitter-Schaufeln)
32: Turbinenrad-Eintritt, Turbinenrad-Eintrittsdurchmesser
33: Durchmesser Zungenaustritt außen in Offenposition -Begrenzung maximaler Spiralenflächen-Abgriff-
34: Berührungsdurchmesser Zungenaustritt innen, Offenpos.
35: Nabendurchmesser Turbinenrad-Austritt
36: Turbinenrad-Schaufel-Austrittskante
37: Drehrichtungspfeil des Turbinenrades
38: Turbinenaustrittsbereich
39: Zungenhinterkanten-Bereich, Zungenaustrittskante
40: Verstellvorrichtung für Zungenschieber und Schwenkzunge
50: Spiralenkanal
50.1: Spiralenkanal Segment 1
50.2: Spiralenkanal Segment 2
51.1: Turbineneintrittskanal Segment 1
51.2: Turbineneintrittskanal Segment 2
52.1: Spiralenabgriffsfläche Segment 1, Schließposition
52.2: Spiralenabgriffsfläche Segment 2, Schließposition
53.1: Spiralenabgriffsfläche Segment 1, Offenposition
53.2: Spiralenabgriffsfläche Segment 2, Offenposition
54: Turbinengehäuse
70: Turbine mit Schwenkzungen-und Radrücken-Variabilität
71: Radrücken-Variabilität
72: verstellbarer Ringkolben
73: Radrücken-Kanal stromab Schaufelaustritt Radrücken
74: Turbine mit zwei Radaustrittsquerschnitten
75: Radaustrittsquerschnitt -Hauptaustritt-
76: Radaustrittsquerschnitt am Radrücken
77: Hauptschaufeln
78: kurze Zwischenschaufeln
79: Turbinenrad-Nabe
80: Pfeil Abströmrichtung Radaustritt (Hauptaustritt)
81: Pfeil Abströmrichtung Radaustritt (Radrücken)
82: Ringkolben-Kopf-Oberfläche
83: Pfeil axiale Bewegungsrichtungen Ringkolben
90: Turbine
A: Pfeil Blickrichtung auf Schnitt
cu: Ordinate: Umfangsgeschwindigkeit, Absolutströmung
cu,g: Geschwindigkeitsverlauf cu, Schieber geschlossen (25)
cu1,g: Umfangsgeschwindigkeit vor Turbinenrad, Schieber zu
cu,o: Geschwindigkeitsverlauf cu, Schieber offen (33)
cu1,o: Umfangsgeschwindigkeit vor Turbinenrad, Schieber offen
cu,sg: Geschwindigkeitspfeil cu im Schwerpunktsradius Schieber geschlossen (25)
cu,so: Geschwindigkeitspfeil cu im Schwerpunktsradius Schieber
f0: offen (33) Durchström-Flächenberandung Schieber offen bis Zungenposition 33
As: Ordinate: geom. Fläche in Umfangsrichtung der Strömung
Aso,g: Spiraleneintrittsfläche des Gehäuses
Aso,g1: Spiraleneintrittsfläche des Segmentgehäuses 1
Aso,g2: Spiraleneintrittsfläche des Segmentgehäuses 2
As1,min: minimaler Spiralenquerschnitt, Segment 1
As2,min: minimaler Spiralenquerschnitt, Segment 2
As,ε: Flächenabgriffsverlauf durch Schwenkzunge mit ε variabel
As,ε: = Aso,z (1- ε / ε,mx)^eε, eε = 1 .....3....
As,ζ: Flächenabgriffsverlauf durch Zunge mit ζ variabel
As,ζ: = Aso,g (1- ζ / (φ,mx)^eζ, eζ = 1 .....3....
As,ζ,ε: Flächenabgriffsverlauf durch Schwenkzunge, ε und ζ variabel -strömungsdrallbestimmend-
As,ζ,ε: = As,ζ + As,ε => -strömungsdrallbestimmend-
As1,ζ,ε: Flächenabgriffsverlauf Segment 1 durch Schwenkzunge 1, ε und ζ variabel
As2,ζ,ε: Flächenabgriff Segment 2 durch Schwenkzunge 2, ε und ζ variabel
Aso,z: maximale Flächenänderung durch Schwenkzunge (ζ,o => ζ,max)
Aso,z: = BZ x ΔRZ
Aso1,z: maximale Flächenänderung durch Schwenkzunge 1 (ζ,o => ζ,max)
Aso2,z: maximale Flächenänderung durch Schwenkzunge 2 (ζ,o => ζ,max)
BD: Düsenaustrittsbreite
BZ: Zungenbreite
exdrall: Drallexponent
FE: Führungselement von Zunge greift z. B. In Führungsnut ein
L: Abstand Zungendrehpol 2 von Zungenaustrittskante
LF: Abstand Zungendrehpol 2 von Führungselement FE
QA: Flächen-Quotient: Aso,z / Aso,g
QB: Breiten-Quotient: BZ/BD
QΦ: Durchsatz-Quotient-Radaustritt: ΦR / ΦH
ΦR: Turbinen-Durchsatzparameter Radrückendurchströmung
ΦH: Turbinen-Durchsatzparameter Durchströmung Radhauptaustritt
R: Abszisse: Radius ab Drehachse 3
R1: Turbinenradeintritts-Radius
Rpol: Radius von Drehachse 3 zum Drehpol 2 der Zunge 1
RE: Radius von Drehachse 3 zur Zungenaustrittskante
Rs: Radius zum Flächen-Schwerpunkt
Rzg: Radius von Drehachse 3 zur Zungenaustrittskante in Zungenschieber-Schließposition (zg, Durchmesser 25)
Rzo: Radius von Drehachse 3 zur Zungenaustrittskante in Zungenschieber-Offenposition (zo, Durchmesser 33)
sg: Schwerpunkt minimale Abgrifffläche 8 der Zungen-Schließposition
seg: Segment
so: Schwerpunkt maximale Abgrifffläche fo der Zungen-Offenposition
zg: Zungenlage in Zungen-Schließposition 25
zo: Zungenlage in Zungen-Offenposition 33
ΔAs12,min: Differenz engster Spiralenquerschnitt Segm. 1 - Segm. 2
ΔRZ: Radiendifferenz der Zungenlagen zg - zo
ε: Schwenkwinkel der Zungen um den Drehpol 2
ε,ο: Schwenkwinkel in Zungen-Offenposition, ε,o = 0
ε,mx: Schwenkwinkel in Zungen-Schließposition, ε,mx = ε,max
ζ: Drehwinkel des Zungenschiebers um die Drehachse 3
ζ,o: Zungenschieber-Drehwinkel in Offenposition, ζ,o = 0
ζ,mx: Zungenschieber-Drehwinkel in Schließposition, ζ,mx=ζ,max
φ: Abszisse: Winkelzuordnung zu Spiralenflaechen As
φ,seg: Segmentwinkel (Beispiel Zweisegmentgehäuse 2 x 180°)
φ,mx: maximaler Winkel von Spiraleneintritt an Gehäuse-Zungenspitze bis zur stromab folgenden Gehäuse-Zungenspitze (bei Segmentgehäuse bis zur weiteren Zunge φ,mx = φ,seg)

ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

DE 2539711 [0007]
DE 102008039085 [0008]
DE 102012016984 [0009]
DE 102010010319 [0010]
DE 102012023408 [0012]

Claims

Turbine (90), mit einem Turbinengehäuse (54) und mit einem eine Drehachse (3) relativ zu dem Turbinengehäuse (54) drehbar aufgenommenen Turbinenrad (30), welches zumindest einen Turbinenradaustrittsbereich (38) mit einem Radaustrittsquerschnitt (75) aufweist, über welchen das Turbinenrad (30) von dem betreffenden Medium abströmbar ist, und stromauf des Turbinenradeintritts (32) einen Zungenschieber (20) mit mindestens einer Zunge (1) besitzt, die sich mit einem Verstellwinkel ζ um die Rotordrehachse (3) gegenüber der festen auf größerem Radius liegenden mindestens einen Gehäusezunge (4) bewegen lässt, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Zunge (1, 1.1, 1.2) einen Drehpol, bzw. eine Drehachse (2) im Nasenbereich (28) aufweist, die zumindest in Phasen der Zungenschieber-Drehbewegung ζ simultan eine Zungenschwenk-Bewegung mit dem Schwenkwinkel ε durchführt.
. Turbine (90) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der strömungsdrallbestimmende, variabel einjustierbare Spiralen-Eintrittsquerschnitt (As,ζ,ε) aus der Überlagerung der Drehbewegungen des Zungenschiebers (20) mit dem Verstellwinkel ζ und der schwenkbaren Zunge (1, 1.1, 1.2) mit dem Verstellwinkel ε als Summe der winkelabhängigen Flächenfunktionen $As, ζ, ε ≦ As, ζ + As, ε$
gestaltbar ist, wobei die Zungenschieber-Bewegung mit dem Verstellwinkel ζ die Teilfläche $As, ζ= Aso, g {(1 - ζ / φ, mx)}^{e ζ}, e ζ ≧ 1$
und die Zungenschwenk-Bewegung mit dem Verstellwinkel ε die Teilfläche $As, ε= Bz (Rzg - R ε) = Aso, z {(1 - ζ / ζ, mx))}^{e ε} e ε ≧ 1$
bildet, mit Aso,g als Spiraleneintrittsfläche des Gehäuses, begrenzt über dem Durchmesser (25) der Zungenschließposition (zg), und mit der maximalen Zungen-Schwenkfläche Aso,z, die aus dem Produkt der Zungenbreite (BZ) mal Radiendifferenz (ΔRZ) der beiden Grenz- Zungenlagen (Rzg - Rzo) des Zungenwinkel-Schwenkbereichs (ε,mx - ε,o) besteht, zusammen mit der Radien-Verlaufsgröße der Zungenaustrittskante RE in Abhängigkeit von ε.
Turbine (90) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Zunge (1, 1.1, 1.2) in der Zungenschieber-Schließposition (zg) mit dem Verstellwinkel ζ,mx, in der der von der Zunge (1, 1.1, 1.2) begrenzte Spiraleneintrittsquerschnitt (8) minimal ist, der maximale Abstand von der Rotordrehachse (3) zum äußeren Zungenende (39) auf dem Durchmesser (25) sich durch den maximalen Schwenkwinkel ε,mx einstellt und die Zunge (1, 1.1, 1.2) in der Zungenschieber-Offenposition ζ,o, (zo) in der der von der Zunge (1, 1.1, 1.2) begrenzte Strömungsquerschnitt (fo) maximal ist, der minimale Abstand von der Rotordrehachse (3) zum äußeren Zungenende (39) auf dem Durchmesser (33) sich durch den minimalen Schwenkwinkel ε,o einstellt.
Turbine (90) nach den vorhergehenden Ansprüchen dadurch gekennzeichnet, dass die funktionale Kopplung zwischen dem Zungenschieber-Bewegungswinkel ζ und dem Zungen-Schwenkwinkel ε über den Radienverlauf der Zungenaustrittskante (39) $R ε = \sqrt{{Rpol}^{2} + L^{2} - 2 Rpol L cos (ε)}, ε, o \leq ε \leq ε, mx,$
zur Turbinen-Drehachse (3) sichtbar wird, die vorzugsweise auf mechanischem Wege erfolgt.
Turbine (90) nach dem Anspruch 3 dadurch gekennzeichnet, dass der Verlauf der Zungenbewegung durch die Kopplung der beiden Drehwinkel ζ und ε eine Zungenhinterkanten-Spur (29) im Absolutsystem ergibt, die durch die Exponenten eζ und eε mit formbar ist.
Turbine (90) nach Anspruch 4 und Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, dass der Zungen-Nasenbereich (28) eine Lagerung in den Zungenschieber-Seitenwänden (21 ) mit der Drehachse (2) besitzt und der Zunge Führungselemente FE mit dem Abstand LF vom Drehpol 2 zugeordnet sind, die in zum Turbinengehäuse feststehende Nuten eingreifen und die hierdurch die definierte Zungenhinterkanten-Spur (29) bestimmen.
Turbine (90) nach den vorhergehenden Ansprüchen dadurch gekennzeichnet, dass stromab der maximalen Zungen-Schwenkfläche Aso,z die Ringdüse (5) unterhalb des Zungen-Berührdurchmessers (34) mit der Austrittsbreite BD für die Zuströmung des Turbinenrades der Eintrittsbreite (6) angeordnet wird.
Turbine (90) nach den vorhergehenden Ansprüchen dadurch gekennzeichnet, dass Flächenquotienten der maximalen Zungen-Schwenkfläche Aso,z, bezogen zum Spiralen-Eintrittsquerschnitt des Gehäuses Aso,g , begrenzt durch die Gehäusezunge 4, im Wertebereich $QA = Aso, z / Aso, g > 0.5,$
zusammen mit Breitenverhältnissen der Zungenbreite BZ zur Düsenaustrittsbreite BD im Wertebereich $QB = BZ / BD > 1.3$
als bevorzugter Auslegungsbereich in die Gestaltung eingeht.
Turbine (90) nach dem Anspruch 8 dadurch gekennzeichnet, dass die Spiralenflächen-Variabilitäten eines Zungenschiebers mit Schwenkzungen hoher Durchsatzspreizung im Zusammenspiel mit Turbinenrädern hoher Durchsatzkapazitäten, die durch zwei Radaustrittsquerschnitte (74) gekennzeichnet sind und eine Verstellvorrichtung (71) am Radrücken (76) aufweisen, durch Flächenquotienten $QA > 0.6$
und Breitenquotienten $QB > 1.6$
das Verhältnis der Durchströmung des Turbinenradrückenquerschnitts (76), bezogen auf den Turbinenrad-Hauptaustrittsquerschnitt (75) gegenüber Varianten kleinerer QA- und QB- Werte auf größere Durchsatzquotienten $Q Φ = Φ R / Φ H > 0.6$
anhebbar macht.
Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere für Kraftwagen mit wenigstens einer Turbine (90) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.