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Die Erfindung betrifft eine Verdichtervorrichtung für einen Turbolader gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
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Bei aus dem Stand der Technik bekannten Abgasturboladern (kurz: Turboladern) kann durch eine sogenannte „Trimvariation“ das Betriebsverhalten von Turboladerverdichtern stark beeinflusst werden. Von Nachteil hierbei ist jedoch, dass hierzu ein zusätzliches Verstellorgan, beispielsweise ein Elektromotor, und eine entsprechende Regelung vorgesehen werden müssen.
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Aus der
DE 10 2005 062 682 A1 ist ein Verdichter in einem Ansaugtakt einer Brennkraftmaschine bekannt. In einem Gehäuse des Verdichters ist ein Sekundärkanal ausgebildet, welcher von einem Verdichterrad zu einem Spiralkanal des Verdichters führt und stromauf von einem Diffusorkanal des Verdichters Luft von im Wesentlichen aus einem Zusatzkanal unter Umgehung des Diffusorkanals in den Spiralkanal umleitet. Der Verdichter weist eine Sperrvorrichtung in Form eines axial verschiebbaren Schiebers auf, mittels welchem der Sekundärkanal verschließbar ist.
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Die
DE 10 2010 026 176 A1 beschreibt eine Vorrichtung zur Kennfeldstabilisierung eines Verdichters. Im Eintrittsbereich des Verdichters ist an einer Innenwand eines Gehäuses ein Konus mit einem variierbaren Winkel angeordnet. Dadurch kann ein Teilbereich einer stirnseitigen Anströmfläche eines Laufrades des Verdichters überdeckt werden.
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Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Verdichtervorrichtung der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, dass eine besonders aufwandsarme Wirkungsgradsteigerung an wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers ermöglicht ist.
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Diese Aufgabe wird durch eine Verdichtervorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
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Die Erfindung geht aus von einer Verdichtervorrichtung für einen, ein Turbinenrad zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader, insbesondere einer Verbrennungskraftmaschine, mit einem Einströmkanal, mit einem Verdichterrad, welches durch das Turbinenrad antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal ein mittels des Verdichterrades verdichtbares Gas, insbesondere Luft, zuführbar ist, und mit einem, in dem Einströmkanal angeordneten Strömungskörper, welcher an einer den Einströmkanal begrenzenden Kanalwand des Einströmkanals angeordnet ist, um in wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers eine Wirkungsgradsteigerung des Turboladers zu bewirken.
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Der betriebsgrenznahe Betriebsbereich kann beispielsweise einer Pumpgrenze oder einer Stopfgrenze entsprechen.
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Bezüglich eines Verdichterkennfelds begrenzt die Pumpgrenze einen linken Kennfeldrand. Werden die Volumenströme des zu verdichteten Gases klein und die Druckverhältnisse hoch, so kommt es zu einer Ablösung der Strömung des Gases von jeweiligen Schaufeln des Verdichterrades, wodurch ein Fördervorgang über das Verdichterrad unterbrochen wird. Infolgedessen kommt es zu einer entgegengesetzten Strömung des zu verdichteten Gases, bis sich wiederum ein positiver Volumenstrom sowie ein stabiles Druckverhältnis einstellen und sich ein Gasdruck anschließend erneut aufbauen kann. Dieser Vorgang kann sich in rascher Folge wiederholen, sodass es zu „pumpend“ klingenden Geräuschen sowie zu einer Beschädigung des Verdichterrades kommen kann.
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Die Stopfgrenze wird im Verdichterkennfeld durch stark abfallende Drehzahllinien am rechten Kennfeldrand charakterisiert. Ein Verdichtereintrittsquerschnitt am Eintritt in das Verdichterrad begrenzt in der Regel einen maximal förderbaren Volumenstrom des zu verdichteten Gases. Sobald das zu verdichtende Gas am Eintritt in das Verdichterrad die Schallgeschwindigkeit erreicht, ist keine weitere Durchsatzerhöhung (Erhöhung des Volumenstroms) mehr möglich, was durch die abfallenden Drehzahllinien angezeigt wird.
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Um eine besonders aufwandsarme Wirkungsgradsteigerung an wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers zu ermöglichen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass der Strömungskörper an einem, dem Verdichterrad zugewandten, axialen Körperende einen konkav gekrümmten Endbereich aufweist. Durch die Formgebung des Strömungskörpers treten allenfalls geringe Ablösungen bei großen Massenströmen des Gases im rechten Kennfeldbereich auf, wobei durch den konkav gekrümmten Endbereich eine konkave Hinterkante in Form einer umlaufenden Nut an dem Strömungskörper ausgebildet ist, durch welche bei Betriebspunkten nahe der Pumpgrenze eine deutliche Gasumlenkung erfolgen und dadurch ein erhöhter Wirkungsgrad erzielt werden kann.
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Der Strömungskörper ist vorzugsweise ringförmig umlaufend und damit einen Kanalquerschnitt des Einströmkanals bereichsweise verengend ausgebildet. Der Strömungskörper kann einen tropfenförmigen Querschnitt aufweisen, wodurch besonders wenige Gasturbulenzen beim Überströmen des Strömungskörpers auftreten.
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Der Erfindung liegt die folgende Erkenntnis zugrunde:
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Moderne Turboladerverdichter (Verdichterräder) werden stets bis zur Betriebsgrenze ausgereizt, wobei ein Kompromiss zwischen einer möglichst guten Agilität und einem gleichmäßigen Verdichterbetrieb gefunden werden muss. Insbesondere spielt die Pumpgrenze des Verdichters dabei eine entscheidende Rolle. Die Pumpgrenze beschränkt den Verdichterbetriebsbereich hinsichtlich der minimalen Massenströme. Bei Überschreiten dieser Grenze befindet sich der Verdichter im „Pumpen“, bei welchem starke Druck- und Massenstromschwankungen im niedrigen Frequenzbereich (10-50Hz) auftreten und welches starke negative Auswirkungen auf die Haltbarkeit des Turboladers hat. Um Schäden am Verdichterrad zu vermeiden, wird durch die vorliegende Erfindung angestrebt, ein Verdichterkennfeld mit einer Pumpgrenze bei möglichst kleinen Massenströmen zu erhalten. Die Schwierigkeit besteht dabei darin, die Pumpgrenze zu optimieren ohne den Betriebsbereich hinsichtlich der maximalen Massenströme zu verringern, d.h. es wird versucht, die Kennfeldbreite zu vergrößern und nicht nur zu verschieben. Zudem ist es das Ziel, eine Kennfelderweiterung zu erreichen, welche auch deutlich bessere Wirkungsgrade in weiten Bereichen des linken Verdichterkennfelds aufweist.
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Generell existieren verschiedene Möglichkeiten die Kennfeldgrenzen des Verdichters zu verbessern. Durch die Verwendung von aus dem Stand der Technik bekannten, kennfeldstabilisierenden Maßnahme können sowohl die Pump- als auch die Stopfgrenze erweitert werden, jedoch führt dies im Allgemeinen zu einer Reduzierung der Maximalwirkungsgrade. Ein veränderter „Trim“ des Verdichterrads bewirkt, dass die Kennfeldgrenzen verschoben werden, wobei beispielsweise eine Pumpgrenze nach links erweitert wird, was jedoch zu einer Reduzierung der Stopfgrenze bei geringeren Wirkungsgraden im rechten Kennfeldbereich führt. Die aus dem Stand der Technik genannten Maßnahmen sind nicht variabel und werden unter direktem Eingriff in das Verdichterdesign umgesetzt.
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Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung(en). 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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Dabei zeigen:
- 1a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs eines Turboladers mit einer Verdichtervorrichtung;
- 1b eine vergrößerte Darstellung eines in 1a markierten Ausschnitts A;
- 2a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs des Turboladers mit einer weiteren Ausführungsform der Verdichtervorrichtung;
- 2b ein Diagramm welches qualitativ mehrere Drehzahlverläufe eines Verdichterrades der Verdichtervorrichtung in Abhängigkeit von einem Massenstrom des Gases und einer Druckdifferenz zwischen einem Turbinendruck und einem Verdichterdruck des Turboladers zeigt;
- 3a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs des Turboladers mit einer weiteren Ausführungsform der Verdichtervorrichtung;
- 3b eine vergrößerte Darstellung eines in 1b markierten Ausschnitts B; und
- 4 ein Diagramm, welches einen isentropen Wirkungsgrad über einem reduzierten Massenstrom des Gases zeigt.
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In den Figuren sind gleiche und funktionsgleiche Elemente mit denselben Bezugszeichen versehen.
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1a, 2a und 3a zeigen jeweils verschiedene Ausführungsformen einer Verdichtervorrichtung 10, welche in einem, ein Turbinenrad 98 zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader 100 einer hier nicht weiter dargestellten Verbrennungskraftmaschine eingesetzt ist. Der Turbolader 100 ist vorliegend als Abgasturbolader ausgebildet und wird nachfolgend auch als Abgasturbolader 100 bezeichnet. Das Turbinenrad 98 wird beim Betrieb des Abgasturboladers 100 mit einem Abgasstrom beaufschlagt, wobei der Abgasstrom beim Austritt aus dem Turbinenrad 98 einem totalen Turbinendruck pt4 unterliegt.
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Die Verdichtervorrichtung 10 umfasst einen Einströmkanal 20, ein Verdichterrad 30, welches durch das Turbinenrad 98 antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal 20 ein mittels des Verdichterrades 30 verdichtbares Gas 12 (Luft) zuführbar ist. Das Gas 12 unterliegt dabei einem totalen Kanaldruck pt1.
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Des Weiteren umfasst die Verdichtervorrichtung 10 einen in dem Einströmkanal 20 angeordneten Strömungskörper 40, welcher an einer den Einströmkanal 20 begrenzenden Kanalwand 22 des Einströmkanals 20 angeordnet ist, um in betriebsgrenznahen Betriebsbereichen (Pumpgrenze, Stopfgrenze) des Abgasturboladers 100 eine Wirkungsgradsteigerung des Abgasturboladers 100 zu bewirken.
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Allgemein weist der Strömungskörper 40 bevorzugt ein Tropfenprofil auf, wodurch sich eine besonders günstige Strömungslenkung erzielen lässt.
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Der Strömungskörper 40 weist an einem, dem Verdichterrad 30 zugewandten, axialen Körperende 42 einen konkav gekrümmten Endbereich 44 auf. Der Endbereich 44 ist dabei durch jeweilige Bereichsspitzen des Strömungskörpers 40, nämlich eine erste Bereichsspitze 46 und eine zweite Bereichsspitze 48, begrenzt. Der Endbereich 44 bildet eine umlaufende Nut, an welcher eine, vorliegend durch einen Pfeil verdeutlichte Gasumlenkung 14 des Gases 12 bei der Beaufschlagung des Verdichterrades 30 mit dem Gas 12 auftritt, wie in 1b gezeigt ist. Der Endbereich 44 erstreckt sich vorliegend über eine Höhe H1 in Radialerstreckungsrichtung R. Des Weiteren erstreckt sich der Strömungskörper 40 über eine Länge L1 in Axialerstreckungsrichtung X.
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Ein in 1b deutlich erkennbarer Minimalquerschnittsbereich 50 des Strömungskörpers 40, welcher eine Stelle mit dem engsten Strömungsquerschnitt des Strömungskörpers 40 begrenzt, weist in Radialerstreckungsrichtung R einen, einer Höhe H2 entsprechenden Abstand von der zweiten Bereichsspitze 48 auf, wie ebenfalls in 1b verdeutlicht ist.
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1a zeigt eine Ausführungsform, in welcher der Strömungskörper 40 unbeweglich in dem Einströmkanal 20 angeordnet und an der Kanalwand 22 in Anlage ist. 2a sowie 3a zeigen hingegen jeweilige Ausführungsformen, in welchen der Strömungskörper 40 axial entlang der den Strömungskanal 20 begrenzenden Kanalwand 22 verschiebbar angeordnet ist.
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Unabhängig davon, ob der Strömungskörper 40 starr (unbeweglich) oder variabel (verschiebbar) angeordnet ist, stellt die hier vorgeschlagene Formgebung des Strömungskörpers 40 einen besonders guten Kompromiss zwischen einer Verbesserung der Wirkungsgrade im linken Verdichterkennfeld (siehe 4) und einer Verschlechterung der Stopfgrenze dar.
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1b zeigt eine besonders günstige Form des Strömungskörpers 40. Während für große Massenströme - aufgrund des Zusammenhangs H1<H1+H2 - im rechten Kennfeldbereich eine geringe Ablösung erzielt wird (Pfeilverlauf eines, die Strömung des Gases 12 verdeutlichenden Pfeils in 1b mit geringem Totwassergebiet), wird durch die konkave Hinterkante (Endbereich 44) bei Betriebspunkten nahe der Pumpgrenze eine deutliche Umlenkung erreicht.
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Im Hinblick auf die Wirkungsgradsteigerung im betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Abgasturboladers 100 ist ein Höhenverhältnis ϕ=(H1/(H1+H2)) einzustellen.
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Als besonders günstig im Hinblick auf die Wirkungsgradsteigerung im betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Abgasturboladers 100 hat sich für die Ausführungsform mit dem unbeweglichen Strömungskörper 40 (1a) ein Höhenverhältnis ϕ = 0,2 ... 0,7 gezeigt.
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Für die in 2a und 3a gezeigten Ausführungsformen mit dem jeweils verschiebbaren Strömungskörper 40 hat sich ein Höhenverhältnis ϕ > 0,7 als besonders vorteilhaft erwiesen.
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Allgemein wird ein Längenverhältnis γ = (L1/(H1+H2)) bei einem Wert von γ = 2,2 ... 5,0 eingestellt. Allgemein sollte der Abstand zwischen dem Strömungskörper 40 und dem Verdichterradeintritt minimal sein und weniger als 10 mm betragen. Mit zunehmendem Abstand ist es allgemein sinnvoll die Höhen H1 und H2 zu vergrößern.
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Die Verdichtervorrichtung 10 umfasst in den, in 2a und 3a gezeigten Ausführungsbeispielen des Weiteren eine durch die Kanalwand 22 bereichsweise von dem Einströmkanal 20 getrennte Arbeitskammer 70, ein Federelement 80 sowie einen, die Arbeitskammer 70 in eine erste Teilkammer 72 und in eine zweite Teilkammer 74 unterteilenden und unter Beaufschlagung durch einen Federdruck mittels des Federelements 80 verschiebbaren Kolben 90, welcher mit dem Strömungskörper 40 gekoppelt und zusammen mit diesem verschiebbar ist. Der Strömungskörper 40 ist dabei innerhalb eines Verschiebebereichs 52 zwischen einer ersten Position 54 und einer zweiten Position 56 verschiebbar. Die erste Position 54 kann auch als Minimalposition bezeichnet werden. Die zweite Position 56 kann auch als Maximalposition bezeichnet werden.
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In der in 2a gezeigten Ausführungsformen ist die erste Teilkammer 72 mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 wirkenden, und mittels des Verdichterrades 30 erzeugbaren Verdichterdruck pt2 beaufschlagbar und die zweite Teilkammer 74 mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 wirkenden und mittels eines, vor dem Turbinenrad 98 vorliegenden, Turbinendrucks pt3 beaufschlagbar ist, wobei der Kolben 90 und der Strömungskörper 40 in Abhängigkeit von dem Federdruck sowie in Abhängigkeit von einer Druckdifferenz zwischen dem Turbinendruck pt3 und dem Verdichterdruck pt2 verschiebbar sind. Hierbei hat sich gezeigt, dass der Differenzdruck zwischen Verdichteraustritt und Turbineneintritt für eine konstante Laderdrehzahl sowohl negativ als auch positiv sein kann. Dies hängt vom Durchsatz bzw. vom Druckverhältnis im Verdichter ab. Während bei geringen Massenströmen (an der Pumpgrenze) für alle Drehzahlen (des Abgasturboladers 100 und damit des Verdichterrades 30 bzw. des Turbinenrades 98) ein positives Druckgefälle festgestellt wird, zeigt sich bei hohen Massenströmen für alle Drehzahlen ein negatives Druckgefälle. Somit ist eine Verschiebung des Strömungskörpers 40 vor dem Verdichterrad 30 (vor dem Verdichter) durch eine selbstregelnde Kinematik sinnvoll und möglich. Die in 2a gezeigte Ausführungsform ermöglicht eine Regelung über die Druckdifferenz p2-p3 zwischen Turbine und Verdichter anhand der jeweiligen statischen Drücke p2, p3 der jeweiligen Totaldrücke pt2, pt3. Die statischen Drücke p2, p3 können auch als statische Druckanteile p2, p3 der jeweiligen Totaldrücke pt2, pt3 bezeichnet werden. Die Einstellung einer Federstärke des Federelements 80 und die Messung der statischen Drücke p2, p3 kann in Abhängigkeit von der Verbrennungskraftmaschine eingestellt werden. Zudem kann durch eine Optimierung hier nicht weiter dargestellter Druckabgreifstellen an Verdichter und Turbine der dynamische Druckanteil in der Regelung angepasst werden.
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2b zeigt ein Diagramm welches qualitativ mehrere Drehzahlverläufe n1, n2, n3 des Verdichterrades 30 der Verdichtervorrichtung 10 in Abhängigkeit von einem Massenstrom des Gases 12 und der Druckdifferenz (p2 - p3) zwischen dem statischen Druckanteil p3 des Turbinendrucks pt3 und dem statischen Druckanteil p2 des Verdichterdrucks pt2 des Abgasturboladers 100 zeigt.
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3a zeigt eine Ausführungsform, bei welcher die zweite Teilkammer 74 über eine Verbindungsleitung 96 stromauf des Verschiebebereichs 52 des Strömungskörpers 40 fluidisch mit dem Einströmkanal 20 verbunden und dadurch mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 in dem Einströmkanal 20 stromauf des Verschiebebereichs 52 herrschenden Kanaldruck p1 (statischer Kanaldruck p1) beaufschlagbar ist. Der Kanaldruck p1 wird in den Figuren allgemein auch als p1s bezeichnet. Der Strömungskörper 40 umfasst hierbei eine, sich in Radialerstreckungsrichtung R des Strömungskörpers 40 durch diesen erstreckende sowie einerseits an dem Minimalquerschnittsbereich 50 in den Einströmkanal 20 und andererseits in der zweiten Position 56 (Maximalposition) des Strömungskörpers 40 über eine Lüftungsöffnung 24 in dem Minimalquerschnittsbereich 50 in die Arbeitskammer 70 mündende Radialdurchgangsöffnung 60. Dadurch kann in der ersten Position 54 (Minimalposition) des Strömungskörpers 40 das Gas 12 mit einem, der Gasumlenkung 14 aufgeprägten Gasdruck pt,RS über die Lüftungsöffnung 24 in die Arbeitskammer 70 einströmen, bis in der Arbeitskammer 70 ebenfalls der Gasdruck pt,RS herrscht, wie in 3b gezeigt ist. Der Gasdruck pt,RS wird in den Figuren allgemein auch als pRS,t bezeichnet. Des Weiteren umfasst der Strömungskörper 40 eine, sich in Axialerstreckungsrichtung X des Strömungskörpers 40 bereichsweise durch diesen sowie durch den konkav gekrümmten Endbereich 44 erstreckende und seitlich in die Radialdurchgangsöffnung 60 mündende Axialöffnung 62. Zudem ist ein sich gastemperaturabhängig verformendes Umschaltelement 82, welches vorliegend als Bimetallelement ausgebildet ist, vorgesehen. Das Umschaltelement 82 verschließt in 3b aufgrund der erwärmten Rückströmung in der dargestellten ersten Position 54 die Radialdurchgangsöffnung 60 am Minimalquerschnittsbereich 50, sodass in der Arbeitskammer 70 der erhöhte Druck pt,RS vorherrscht und der Strömungskörper 40 in der dargestellten ersten Position 54 bleibt und somit das Pumpverhalten verbessert. Wird der Verdichter nicht mehr in einem pumpkritischen Bereich betrieben, kühlt das Umschaltelement 82 ab und gibt die Radialdurchgangsöffnung 60 am Minimalquerschnittsbereich 50 frei. Dadurch herrscht in der ersten Teilkammer 72 der Arbeitskammer 70 ein geringerer statischer Druck als p1 und der Strömungskörper 40 wird in die Position 56 aufgrund der Druckdifferenz bzw. der Federkraft verschoben.
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Mit Annäherung an die Pumpgrenze verstärkt sich zunehmend ein Rückstromanteil des Gases 12 im Verdichterrad 30. Dabei tritt die dadurch stark drallbehaftete und erwärmte Luft 12 teilweise weit in die Niederdruckleitung (Einströmkanal 20) ein. Dadurch erwärmt sich ein Verdichtergehäuse zusätzlich. Zudem besitzt die rückströmende Luft 12 ein höheres Energieniveau (vgl. Totaldruck). Diese zwei Sachverhalte werden dafür genutzt um eine automatische Regelung eines, durch die Öffnungen 60, 62 und das Umschaltelement 82 gebildeten Ventils im Strömungskörper 40 zu definieren. An der Hinterkante (konkave Endbereich 44) des Strömungskörpers 40 befindet sich mit der Axialöffnung 62 eine Öffnung, welche Luft 12 in die Arbeitskammer 70, welche auch als Federkanal bezeichnet werden kann, leitet. Auf der einen Seite wird der statische Druck p1 nach einem, an dem Einströmkanal 20 angeordneten, jedoch hier nicht weiter gezeigten Frischluftfilter aufgeprägt, auf der anderen Seite stellt sich der Totaldruck pt,RS der (Rück-) Strömung an der Strömungskörperhinterkante (konkaver Endbereich 44) ein. Dieser Differenzdruck führt zu einer Verschiebung des Strömungskörpers 40, sodass sich dieser bei einem größer werdenden Totaldruck der Rückströmung in Richtung Verdichterrad 30 und damit hin zur ersten Position 54 verschiebt. Das abhängig von der Verbrennungskraftmaschine einzustellende Federelement 80 regelt den Verschiebegrad und die Verschiebegeschwindigkeit des Kolbens 90 und damit des Strömungskörpers 40. Die als Entlüftungsschlitz ausgebildete Lüftungsöffnung 24 für die Rückströmung sorgt zudem für die Möglichkeit einer Beeinflussung der Verschiebegeschwindigkeit und des Startpunkts der Verschiebung. Mit Erwärmung der Luft 12 bzw. des Strömungskörpers 40 sperrt dass sich im Bereich des Entlüftungsschlitzes befindliche Bimetallelement (Umschaltelement 82) diesen Entlüftungsschlitz 24, sodass im pumpnahen Betriebsbereich der maximale Differenzdruck anliegt und der Strömungskörper 40 axial in Richtung des Verdichterrades 30 verschoben wird.
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4 zeigt ein Diagramm, bei welchem ein isentroper Wirkungsgrad ηis über einem reduzierten Massenstrom m aufgetragen ist. Durch das entsprechende Verschieben des Strömungskörpers 40 in die verschiedenen Positionen 54, 56 sind dabei im linken Kennfeldbereich Wirkungsgradverbesserungen und im rechten Kennfeldbereich weitestgehend unveränderte Wirkungsgradkennlinien erzielbar. So wird in einem Betriebspunkt nahe der Pumpgrenze die Rückströmung effektiv umgelenkt und zum Verdichterrad 30 rückgeführt. Dies führt zu deutlichen Wirkungsgradgewinnen im linken Kennfeldbereich von bis zu 15%, woraus eine Reduzierung der Stopfgrenze von 4% (rechter Kennfeldbereich) resultiert wenn keine Verschiebung des Strömungskörpers 40 vorgesehen ist bzw. wenn sich der Strömungskörper 40 in der ersten Position 54 (Minimalposition) befindet. Zudem wird die Pumpgrenze nach links erweitert (gestrichelte Linien im Diagramm).
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Der Strömungskörper 40 dient allgemein in dessen Anordnung an der Außengeometrie vor dem Verdichterrad 30 mit dessen charakteristischem Tropfenprofil und der konkaven Hinterkante (verdichterradseitig) zur Impulsänderung der Verdichterrückströmung, also zur Massenrückführung des Gases 12. Durch den starren oder beweglichen Strömungskörper 40 ist eine nachträgliche kostengünstige Verdichterkennfeldanpassung ohne Risiken hinsichtlich Leckage und beweglicher Teile in der Luftführung gegeben. Ist der Strömungskörper 40 verschiebbar ausgebildet, so ist eine selbstregelnde, axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 auf Basis der Druckdifferenz zwischen Turbinenein- und Verdichteraustrittsdruck ermöglicht. Zudem ist die selbstregelnde axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 unter Ausnutzung der energiereichen Rückströmung aus dem Verdichterrad 30 (erhöhte Temperatur und Totaldruck) ermöglicht, welche eine treibende Druckdifferenz zur Eintrittsströmung aufweist.
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Der Erfindung liegt weiterhin die Erkenntnis zugrunde, dass beispielsweise in Personenkraftwagen verwendete Turbolader eine Begrenzung des Betriebsbereichs zu geringen Massenströmen hin aufweisen. Bei Überschreiten der Pumpgrenze besteht die Gefahr einer Zerstörung des Turboladers. Zusätzlich oder alternativ entstehen nicht tolerierbare Geräusch- und Performanceauffälligkeiten der Verbrennungskraftmaschine. Mit der Erfindung ist es möglich bei einem vorhandenen Verdichter dessen Betriebsbereich zu geringeren Massenströmen zu verschieben, ohne eine kostenintensive Änderung der Verdichtergeometrie durchführen zu müssen. Da vor allem bei Beschleunigungsvorgängen im Fahrzeug der Verdichter nahe an der Pumpgrenze betrieben wird, haben die in diesem Bereich vorhandenen Verdichterwirkungsgrade einen Einfluss auf das Motorverhalten (Emission/Verbrauch).
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Wird der Verdichter des Abgasturboladers 100 im mittleren und rechten Verdichterkennfeld betrieben, ist die Position der Verstellung des Strömungskörpers 40 maximal vom Verdichterrad 30 entfernt (zweite Position 56). Nähert sich der Verdichterbetrieb der Pumpgrenze an, wird der Strömungskörper 40 nahe an das Verdichterrad 30 herangeschoben, sodass thermodynamisch eine Quasi-Trimverkleinerung erreicht wird.
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Der Kennfeldbereich des Verdichters kann erweitert werden, wobei nicht nur die Breite des Kennfelds vergrößert wird, sondern auch gezielt die Wirkungsgrade in bestimmten Bereichen des Verdichterkennfelds verbessert werden. Zudem werden zur Verstellung des Strömungskörpers 40 keine Kleinteile verwendet, welche in die Hauptströmung fallen können und dabei die Verbrennungskraftmaschine beschädigen oder sogar zerstören könnten. Auch besteht durch die vorliegende Erfindung die Möglichkeit einer Kennfeldoptimierung ohne zusätzliches Regel- und Stellorgan, wodurch Kosten gespart werden können. Mittels der einfachen Beziehung zur Druckdifferenz zwischen der Turbine (Turbinenradeintritt des Turbinenrades 98) und dem Verdichter (Verdichterradaustritt des Verdichterrades 30) kann eine selbstregulierende Verstellung erfolgen.
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Der Strömungskörper 40 kann auch ohne Verstellung verwendet werden. Dadurch kann das Verdichterkennfeld im späten Applikationsprozess an der Verbrennungskraftmaschine hinsichtlich einer optimalen Motorperformance optimiert werden, ohne eine Veränderung am Verdichter durchführen zu müssen.
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Durch die in den 2a und 3a gezeigte Verdichtervorrichtung 10 kann allgemein eine variable Trimveränderung bewirkt werden. Dabei stellt der Strömungskörper 40 eine Ergänzung des Verdichterrades 30 mit einem festen geometrischen, linearen Trim (Eintrittsdurchmesser/Austrittsdurchmesser) dar. Der Strömungskörper 40 kann am Radeintritt des Verdichterrades 30 einen Bereich versperren, sodass der effektive Trim verringert wird. Dies führt zu einer Verbesserung der Pumpgrenze bei gleichzeitig größeren Wirkungsgraden im linken Verdichterkennfeld (aufgrund eines vergrößerten Zentrifugaleffekts bei der Verdichtung). Durch die strömungsgünstige Gestaltung der Komponente können die Verluste im rechten Kennfeldbereich minimal gehalten werden.
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Zusammenfassend kann der Strömungskörper 40 unbeweglich und damit starr vor dem Verdichterrad 30 angeordnet werden, wodurch der Abgasturbolader 100 bzw. der Verdichter hinsichtlich seiner Kennfeldgrenzen auch spät im Entwicklungsprozess optimiert werden kann, sodass beispielsweise eine Motorbetriebslinie einer Verbrennungskraftmaschine bei guten Wirkungsgraden durchfahren werden kann. Dadurch kann eine besonders aufwandsarme und einfache Verdichteroptimierung nach dem Prinzip „Trimvariation“ bereitgestellt werden.
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Wird der in seiner Strömungskontur optimierte Strömungskörper 40 verstellbar vor dem Verdichterrad 30 positioniert, kann eine Verdichterkennfeldoptimierung abhängig vom Motorbetriebspunkt der Verbrennungskraftmaschine erfolgen. Die Verstellung des Strömungskörpers 40 erfolgt vorliegend axial mittels verschiedener Methoden: Prinzipiell kann ein hier nicht weiter dargestellter, elektrischer Steller verwendet werden um die axiale Position des Strömungskörpers 40 zu bestimmen. Dies ermöglicht einen flexiblen Betrieb des Strömungskörpers 40 und ermöglicht ein Maximalmaß an Regelbarkeit.
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Der Strömungskörper 40 kann hinsichtlich seiner axialen Position auch selbstregelnd verstellbar angeordnet sein. Dadurch können etwaige Stellmotoren und Regelgrößen im Steuergerät entfallen, wodurch eine besonders kostengünstige Verstellung gegeben ist. Eine Federung bzw. Dämpfung der Bewegung des Strömungskörpers 40 kann mittels des Federelements 80 bzw. mittels eines in der Arbeitskammer 70 ausgebildeten Luftpolsters erfolgen.
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Die Selbstregelung kann auf einer Druckdifferenz zwischen Turbineneintritt (p3) und Verdichteraustritt (p2) basieren, sodass sich der Strömungskörper 40 im linken Kennfeldbereich zunehmend in Richtung Verdichterrad 30 verschieben kann.
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Die Selbstregelung kann auch auf dem Effekt der zunehmenden Erwärmung der Luft 12 vor dem Verdichterrad 30 bei Annäherung des Verdichterbetriebspunkts an die Pumpgrenze basieren. Das beispielsweise als Bimetallelement ausgebildete Umschaltelement 82 ermöglicht dabei bei einer bestimmten Temperatur eine axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 in Richtung Verdichterrad 30. Mittels des Federelements 80 kann der Strömungskörper 40 bei Erkalten des Umschaltelements 82 in seine ursprüngliche Position (Position 56) zurückgeführt werden.
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Bezugszeichenliste
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- 10
- Verdichtervorrichtung
- 12
- Gas
- 14
- Gasumlenkung
- 20
- Einströmkanal
- 22
- Kanalwand
- 24
- Lüftungsöffnung
- 30
- Verdichterrad
- 40
- Strömungskörper
- 42
- Körperende
- 44
- Endbereich
- 46
- erste Bereichsspitze
- 48
- zweite Bereichsspitze
- 50
- Minimalquerschnittsbereich
- 52
- Verschiebebereich
- 54
- erste Position
- 56
- zweite Position
- 60
- Radialdurchgangsöffnung
- 62
- Axialöffnung
- 70
- Arbeitskammer
- 72
- erste Teilkammer
- 74
- zweite Teilkammer
- 80
- Federelement
- 82
- Umschaltelement
- 90
- Kolben
- 96
- Verbindungsleitung
- 98
- Turbinenrad
- 100
- Turbolader
- H1
- Höhe
- H2
- Höhe
- L1
- Länge
- n1
- Drehzahlverlauf
- n2
- Drehzahlverlauf
- n3
- Drehzahlverlauf
- pt1
- Kanaldruck (total)
- pt2
- Verdichterdruck (total)
- p2
- statischer Druckanteil
- pt3
- Turbinendruck (total)
- p3
- statischer Druckanteil
- pt4
- Turbinendruck (total)
- p1
- Kanaldruck (statisch)
- pt,RS
- Rückströmungsdruck (total)
- R
- Radialerstreckungsrichtung
- X
- Axialerstreckungsrichtung
- ϕ
- Höhenverhältnis
- γ
- Längenverhältnis
- ηis
- isentroper Wirkungsgrad
- ṁ
- reduzierter Verdichtermassenstrom
-
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- DE 102005062682 A1 [0003]
- DE 102010026176 A1 [0004]
