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GEBIET DER ERFINDUNG
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Diese Erfindung bezieht sich auf eine vereinfachte, kostengünstige veränderliche Düse zum Steuern der Abgasströmung zu einem Turbinenrad in einem Turbolader mit veränderlichem Durchfluss. Demnach kann durch Steuern der Düsendurchflussmenge der Ladedruck moduliert werden. Insbesondere stellt die vorliegende Erfindung einen Turbolader mit veränderlicher Düse bereit, der eine Veränderung der Turbinenströmung mit annehmbarer Auflösung und bei Kosten, die niedriger als jene für einen VTG-Turbolader (Turbolader mit veränderlicher Turbinengeometrie) sind, erzeugt. Durch Verändern des Düsenvolumens zwischen der Trennwand und der Kontur kann die Turbinenströmung zum Turbinenrad und somit auch die Ladedruckausgabe des Turboladers moduliert werden.
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HINTERGRUND DER ERFINDUNG
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Turbolader sind ein Typ von Zwangszufuhrsystem. Sie liefern bei größerer Dichte, als es bei der Saugkonfiguration möglich wäre, Luft zur Motoransaugung, was das Verbrennen von mehr Kraftstoff ermöglicht und somit die Pferdestärken des Motors vermehrt, ohne das Motorgewicht wesentlich zu erhöhen. Dies kann die Verwendung eines kleineren Turbomotors ermöglichen, einen Saugmotor größerer physischer Abmessung ersetzen und somit die Masse und die aerodynamische Frontfläche des Fahrzeugs reduzieren.
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Turbolader (1) verwenden die Abgasströmung (100), die vom Auspuffkrümmer des Motors in das Turbinengehäuse (2) am Turbineneinlass (51) des Turbinengehäuses eintritt, um ein Turbinenrad (70) anzutreiben, das sich im Turbinengehäuse befindet. Das Turbinenrad ist mit einer Welle fest verbunden, deren anderes Ende ein Kompressorrad enthält, das an der Welle angebracht ist und durch die Einspannlast von einer Kompressormutter an Ort und Stelle gehalten wird. Die Hauptfunktion des Turbinenrads besteht darin, Drehleistung zum Antreiben des Kompressors zu verschaffen. Sobald sich das Abgas durch das Turbinenrad (70) bewegt hat und das Turbinenrad dem Abgas Energie entzogen hat, verlässt das verbrauchte Abgas (101) das Turbinengehäuse (2) durch den Exducer (52) und wird zum Fahrzeugflammrohr und gewöhnlich zu den Nachbehandlungsvorrichtungen wie etwa Abgaskatalysatoren und Partikel- und NOx-Fallen geleitet.
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Die durch die Turbinenstufe entwickelte Leistung ist eine Funktion des Expansionsverhältnisses über der Turbinenstufe, d. h. des Expansionsverhältnisses zwischen dem Turbineneinlass (51) und dem Turbinenexducer (52). Die Spannweite der Turbinenleistung ist eine Funktion des Durchflusses durch die Turbinenstufe, jedoch auch von anderen Parametern abhängig.
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Die Kompressorstufe besteht aus einem Rad und seinem Gehäuse. Durch die Drehung des Kompressorrads (20) wird gefilterte Luft axial in den Einlass (11) des Kompressordeckels (10) angesaugt. Die durch die Turbinenstufe zur Welle mit dem Rad erzeugte Leistung treibt das Kompressorrad (20) an, um eine Kombination von statischem Druck mit einer gewissen restlichen kinetischen Energie und Wärme zu erzeugen. Das Druckgas verlässt den Kompressordeckel (10) durch den Kompressoraustritt (12) und wird, gewöhnlich über einen Zwischenkühler, zur Motoransaugung geliefert.
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Der Entwurf der Turbinenstufe ist ein Kompromiss zwischen der Leistung, die zum Antreiben des Kompressors erforderlich ist, dem aerodynamischen Entwurf der Stufe, der Trägheit der drehenden Anordnung, von der die Turbine einen großen Teil ausmacht, weil das Turbinenrad typischerweise aus Inconel, das eine Dichte besitzt, die dreimal größer als jene des Aluminiums des Kompressorrads ist, gefertigt ist, dem Turbolader-Arbeitszyklus, der die konstruktiven und materiellen Aspekte des Entwurfs beeinflusst, und dem Nahfeld sowohl stromaufwärts als auch stromabwärts vom Turbinenrad hinsichtlich der Schaufelerregung.
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Teil des physischen Entwurfs des Turbinengehäuses ist eine Schnecke, deren Funktion es ist, die Einlassbedingungen für das Turbinenrad so zu steuern, dass die Einlassströmungsbedingungen die wirksamste Umwandlung von Leistung aus der Energie im Abgas in die durch das Turbinenrad entwickelte Leistung bereitstellen. Theoretisch wird die vom Motor ankommende Abgasströmung gleichmäßig von der Schnecke zu einem um die Turbinenradachse zentrierten Wirbel geliefert. Dazu nimmt die Querschnittsfläche der Schnecke allmählich und kontinuierlich bis auf null ab. Die innere Umgrenzung der Schnecke kann ein vollkommener Kreis sein, der als Grundkreis definiert ist, oder in bestimmten Fällen wie etwa bei einer Zwillingsschnecke eine Spirale mit einem Mindestdurchmesser von nicht weniger als 106% des Turbinenraddurchmessers beschreiben. Die Schnecke ist in einer durch die X- und Y-Achse definierten Ebene, die in 4 gezeigt ist, durch den abnehmenden Radius der äußeren Umgrenzung der Schnecke und die oben beschriebene innere Umgrenzung und in der durch die Z-Achse gehenden Ebene, die in 16 gezeigt ist, durch die Querschnittsflächen an jeder bezeichneten Stelle definiert. Die Z-Achse ist senkrecht zu der durch die X- und Y-Achse definierten Ebene und bildet auch die Achse des Turbinenrads.
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Die Entwurfsentwicklung der Schnecke beginnt bei der Scheibe A, die als Bezugspunkt für die Schnecke definiert ist. Der Bezugspunkt ist als Scheibe unter einem Winkel von P Grad über der X-Achse des Turbinengehäuses definiert und enthält die X-Achsen-, Y-Achsen- und Z-Achsendetails der Schneckenform.
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Die Größe und die Form der Schnecke sind in folgender Weise definiert: Der weit verbreitete Ausdruck A/R repräsentiert das Verhältnis zwischen der Teilfläche an der Scheibe A und dem Abstand zwischen dem Schwerpunkt (161) des schraffierten Durchflussquerschnitts (160) und der Turbomittellinie. In den 15A und 15B bestimmen die Schwerpunkte (161) den Abstand RA und RB zur Turbomittellinie. Für verschiedene Mitglieder einer Familie von Turbinengehäusen bleibt die allgemeine Form dieselbe, jedoch ist die Fläche an der Scheibe A je nach Abstand RA verschieden. Das A/R-Verhältnis wird im Allgemeinen als ”Name” für ein spezifisches Turbinengehäuse verwendet, um dieses Turbinengehäuse von anderen in derselben Familie (mit verschiedenen A/R-Verhältnissen) zu unterscheiden. In 15A ist die Schnecke jene, die nahezu Kreisform besitzt. In 15B ist die Schnecke jene mit einem geteilten Turbinengehäuse, was erzwingt, dass die Form nahezu dreieckig ist. Obwohl die Flächen an der Scheibe A bei beiden Schnecken gleich sind, sind die Formen verschieden und die Radien zu den Schwerpunkten verschieden (infolge der Schneckenform), so dass die A/R-Verhältnisse verschieden sind. Die Scheibe A ist um den Winkel P von der X-Achse versetzt. Das Turbinengehäuse lässt sich dann geometrisch in gleiche radiale Scheiben (häufig von 30°, demnach bei [30x + P]°) aufteilen, womit die Flächen (AA-M) und die Radien (RA-M) zusammen mit weiteren geometrischen Definitionen wie etwa Eckradien definiert sind. Von dieser Definition aus lassen sich Splines von Punkten entlang den Schneckenwänden erzeugen, die die Gesamtform der Schnecke definieren. Die Wanddicke wird zur inneren Schneckenform hinzugezählt, womit durch dieses Verfahren ein Turbinengehäuse definiert ist.
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Die theoretisch optimierte Schneckenform für eine gegebene Fläche ist jene mit kreisförmigem Querschnitt, da sie eine minimale Mantelfläche besitzt, was die Fluidreibungsverluste minimiert. Die Schnecke wirkt jedoch nicht für sich allein, sondern ist Teil eines Systems; so beeinflussen die Strömungsanforderungen in den Ebenen ab der Scheibe A, gezeigt in 4, bis zur Ebene an der Scheibe M und ab M bis zur Zunge die Leistung der Turbinenstufe. Diese Anforderungen führen häufig zu Kompromissen wie etwa architekturbezogenen Anforderungen außerhalb des Turbinengehäuses und Verfahren zur Anordnung und Montage des Turbinengehäuses am tragenden Gehäuse, wobei der Übergang von der Scheibe A zum Turbinenfuß (51) zu Turbinengehäuseschnecken mit rechteckigem oder dreieckigem Querschnitt sowie zu einer Kreisform oder Kombinationen aller Formen führt. Die Rechteckform der Schnecke (53) in 1, die einen Schnitt D-K zeigt, ist nicht nur ein Ergebnis der Anforderung zum Einpassen von VTG-Schaufeln in den Zwischenraum derart, dass die Strömung durch die Schaufeln optimiert ist und dass die Schaufeln durch Vorrichtungen außerhalb des Turbinengehäuses bewegt und gesteuert werden können, sondern auch der Anforderung, den Umriss des Turbinengehäuses so zu minimieren, dass der Turbolader an einen Motor passt.
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Der Turbinengehäusefuß ist gewöhnlich ein Standardentwurf, da er auf Auspuffkrümmer vieler Motoren abgestimmt ist. Der Fuß kann in irgendeinem Winkel oder irgendeiner Position relativ zur ”Schnecke” angeordnet sein. Der Übergang von den Fuß-Gasdurchgängen zur Schnecke ist in einer Weise ausgeführt, die den besten aerodynamischen und mechanischen Kompromiss darstellt.
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Die annähernd dreieckige Form der Schnecke in 2, an den gleichen Schnitten wie oben genommen, ist die typischere Schneckengeometrie für unveränderliche und mit Ladedruckregler versehene Turbinengehäuse. Die Hinzufügung der Trennwand (21) dient dazu, im Bestreben nach Aufrechterhaltung der Impulsströmung von einem geteilten Krümmer das aerodynamische ”Nebensprechen” zwischen den Schnecken zu reduzieren, um die Impulsenergie in der durch das Turbinenrad entzogenen Arbeit zu gewinnen. Die Druckimpulse im Auspuffkrümmer sind eine Funktion der Zündfolge des Motors.
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Turbinengehäuse sind im Allgemeinen in Familien (im Allgemeinen 5 pro Familie) entworfen, die Turbinenräder mit dem gleichen Durchmesser oder eine Gruppe von Rädern mit nahezu dem gleichen Durchmesser verwenden. Sie können die gleiche Turbinenfußgröße verwenden. Beispielsweise kann eine Familie von Turbinengehäusen für ein 63-mm-Turbinenrad einen Bereich von A/R-Verhältnissen von 1,8 bis 2,2 überdecken. 5 zeigt den Flächenplan für drei Schnecken einer Familie. Die größte Schnecke ist eine 1,2-A/R-Schnecke, die durch die gestrichelte Linie (40) gezeigt ist. Die kleinste Schnecke ist eine 0,8-A/R-Schnecke, die durch die gestrichelte Linie (41) gezeigt ist, während die mittlere Schnecke in der Mitte der Familie durch die durchgezogene Linie gezeigt ist. Die X-Achse gibt den Winkel der Scheibe von 30° (Schnitt A) bis 360° (Zunge) an, während die Y-Achse die Fläche des Querschnitts bei dem jeweiligen Winkel angibt.
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Manche Turbinenräder sind speziell entworfen, um diese Impulsenergie nutzbar zu machen und in Drehgeschwindigkeit umzusetzen. Demnach ist die Umsetzung von Druck und Geschwindigkeit des Abgases in die Turbinenradgeschwindigkeit bei einem Impulsströmungs-Turbinenrad in einem geteilten Turbinengehäuse ergiebiger als die Umsetzung von Druck und Geschwindigkeit bei stetiger Abgasströmung. Diese Impulsenergie ist bei handelsüblichen Dieselmotoren, die bei etwa 2200 min–1 mit einem Spitzendrehmoment bei 1200 bis 1400 min–1 arbeiten, vorherrschender als bei Benzinmotoren, die bei einer viel höheren Drehzahl von häufig bis zu 6000 min–1 mit einem Spitzendrehmoment bei 4000 min–1 arbeiten, so dass der Impuls nicht ebenso gut definiert ist.
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Die grundlegende Turboladerkonfiguration ist jene mit einem festen bzw. unveränderlichen Turbinengehäuse. Bei dieser Konfiguration werden die Form und das Volumen der Turbinengehäuseschnecke (53) (1) im Entwurfsstadium bestimmt und eingegossen.
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Die nächste Verfeinerungsebene ist jene eines Turbinengehäuses mit Ladedruckregler. Bei dieser Konfiguration ist die Schnecke eingegossen wie bei der unveränderlichen Konfiguration oben. In 2 weist das Turbinengehäuse mit Ladedruckregler eine Öffnung (54) auf, die die Turbinengehäuseschnecke (53) mit dem Turbinengehäuse-Exducer (52) strömungsverbindet. Da sich die Öffnung auf der Schneckenseite stromaufwärts vom Turbinenrad (70) befindet und sich die andere Seite der Öffnung auf der Exducerseite stromabwärts vom Turbinenrad befindet, umgeht die Strömung durch den Kanal, der diese Öffnungen verbindet, das Turbinenrad (70) und trägt somit nicht zu der an das Turbinenrad abgegebenen Leistung bei.
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Der Ladedruckregler in seiner einfachsten Form ist ein Ventil (55), das ein Tellerventil sein kann. Es kann ähnlich wie das Ventil in 2 ein Klappenventil sein. Typischerweise werden diese Ventile durch einen ”nicht intelligenten” Aktor betätigt, der den Ladedruck oder den Unterdruck erfasst, um eine mit dem Ventil verbundene Membran zu aktivieren, und ohne spezifische Kommunikation mit der ECU (elektronischen Steuereinheit) des Motors arbeitet. Die Funktion des Ladedruckregelventils bei dieser Art und Weise ist, die Spitze der Volllast-Aufladungskurve abzuschneiden und somit den Aufladungspegel für den Motor zu begrenzen. Die Ladedruckreglerkonfiguration hat keine Auswirkung auf die Charakteristik der Aufladungskurve, bis das Ventil öffnet. Verfeinerte Ladedruckregelventile können den barometrischen Druck erfassen oder besitzen eine elektronische Aufschaltung (override) oder Steuerung, jedoch haben sie alle keine Auswirkung auf die Aufladungskurve, bis sie zum Öffnen oder Schließen des Ventils betätigt werden.
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Die 6A und 6B repräsentieren Kompressorkennfelder. Die Y-Achse (61) gibt den Aufladungs- oder Druckverhältnispegel an, während die X-Achse (60) das Expansionsverhältnis angibt. 6A zeigt die Aufladungskurve (67) für ein unveränderliches Turbinengehäuse. Bei dieser Konfiguration nimmt mit ansteigender Turbodrehzahl der obere Teil (65) der Aufladungskurve im Druckverhältnis fortgesetzt zu, da der Massendurchsatz durch das Rad fortgesetzt zunimmt. 6B zeigt die Aufladungskurve (68) für ein mit Ladedruckregler versehenes Turbinengehäuse mit demselben A/R wie jenem für 6A oder ein mit Ladedruckregler versehenes Turbinengehäuse, in dem das Ladedruckregelventil nicht öffnet. Aus 6B ist ersichtlich, dass die untere Form der Aufladungskurve (68) bis zu dem Punkt (66), an dem das Ventil öffnet, genau dieselbe ist wie die Aufladungskurve (67) in 6A im unteren Teil. Nach diesem Punkt ist die Aufladungskurve (62) relativ flach, so dass dann, wenn die Turbodrehzahl zunimmt, die Aufladungskurve auf einen maximalen Pegel gesteuert wird, während der Massendurchsatz durch das Rad weiterhin zunimmt. Obwohl ein Ladedruckregler verwendet werden kann, um Aufladungspegel zu begrenzen, ist seine Turbinenleistungssteuercharakteristik rudimentär und grob.
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Eine positive Nebenerscheinung bei Turbinengehäusen mit Ladedruckregler ist die Möglichkeit, das A/R der Turbinengehäuse zu reduzieren. Da der obere Grenzwert der Aufladung durch den Ladedruckregler gesteuert wird, kann eine Reduktion von A/R bessere Übergangsfunktionscharakteristika ergeben. Falls der Turbolader mit Ladedruckregler einen ”nicht intelligenten” Aktor besitzt, der nur auf ein Druck- oder Unterdrucksignal hin arbeitet, und bei Höhe betrieben wird, wird das kritische Druckverhältnis, bei dem das Ventil öffnet, nachteilig beeinflusst. Da die Membran im Aktor auf der einen Seite den Ladedruck erfasst und auf der anderen Seite den barometrischen Druck, neigt der Aktor dazu, später zu öffnen (da der barometrische Druck bei Höhe niedriger ist als bei Meereshöhe), was zu einer Überaufladung des Motors führt.
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Motoraufladungsanforderungen sind die vorherrschenden Einflussfaktoren der Kompressorstufenauswahl. Die Auswahl und der Entwurf des Kompressors ist ein Kompromiss zwischen der Ladedruckanforderung des Motors, dem durch den Motor geforderten Massendurchsatz, der durch die Anwendung geforderten Leistung, der durch den Motor und die Anwendung geforderten Kennfeldweite, der Höhe und dem Arbeitszyklus, denen der Motor unterworfen ist, den Zylinderdruckgrenzwerten des Motors usw.
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Der Grund, weshalb dies für den Turboladerbetrieb wichtig ist, ist der, dass die Hinzufügung eines Ladedruckreglers zur Turbinenstufe das Abstimmen auf den unteren Drehzahlbereich mit einem kleineren Turbinenrad und einem kleineren Gehäuse ermöglicht. Demnach bringt die Hinzufügung eines Ladedruckreglers die Option auf eine Verringerung der Trägheit mit sich. Da eine Verringerung der Trägheit der drehenden Anordnung im Allgemeinen zu einer Verringerung von Fest- bzw. Schwebstoffen (PM, particulate matter) führt, sind Ladedruckregler in Fahrzeugen für den Betrieb auf Schnellstraßen (on-highway vehicles) üblich geworden. Das Problem ist, dass die meisten Ladedruckregler in gewisser Weise binär in ihrem Betrieb sind, was zur linearen Beziehung zwischen der Motorleistung und der Motordrehzahl nicht gut passt.
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Die nächste Verfeinerungsebene in der Aufladungssteuerung von Turboladern ist die VTG (der allgemeine Begriff für veränderliche Turbinengeometrie). Manche dieser Turbolader besitzen Drehventile, während andere Gleitabschnitte oder Gleitringe besitzen. Einige Titel für diese Vorrichtungen sind: Veränderliche Turbinengeometrie (VTG), Turbine mit veränderlicher Geometrie (VGT), Turbine mit veränderlicher Düse (VNT) oder einfach veränderliche Geometrie (VG).
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VTG-Turbolader verwenden verstellbare Leitschaufeln (3A und 3B), die mit einem Paar Schaufelringen und/oder der Düsenwand drehbar verbunden sind. Diese Schaufeln werden verstellt, um durch Modulieren der Abgasströmung zum Turbinenrad den Abgasgegendruck und die Turboladerdrehzahl zu steuern. In 3A befinden sich die Schaufeln (31) in der minimal geöffneten Stellung. In 3B befinden sich die Schaufeln (31) in der maximal geöffneten Stellung. Die Schaufeln können durch Finger, die in einen Ring für gleichmäßige Verstellung (unison ring) greifen, der über dem oberen Schaufelring angeordnet sein kann, drehbar angetrieben werden. Der Klarheit halber sind diese Details in den Zeichnungen weggelassen worden. VTG-Turbolader besitzen eine große Anzahl sehr teurer Legierungskomponenten, die zusammengebaut und so im Turbinengehäuse positioniert werden müssen, dass die Leitschaufeln in Bezug auf den Abgaszufuhr-Strömungskanal und das Turbinenrad über die Spannweite thermischer Betriebsbedingungen, denen sie unterliegen, korrekt positioniert bleiben. Die Temperatur- und Korrosionsbedingungen erzwingen die Verwendung exotischer Legierungen bei allen inneren Komponenten. Diese sind in der Beschaffung, Bearbeitung und Schweißung (wo erforderlich) sehr teuer. Da der VTG-Entwurf die Turboladerdrehzahl sehr schnell verändern kann, sind eine umfangreiche Software und umfassende Steuerungen eine Notwendigkeit, um unerwünschte Drehzahlabweichungen zu verhindern. Dies überträgt sich auf teure Aktoren. Obwohl VTGs verschiedener Typen und Konfigurationen weithin eingeführt worden sind, um sowohl Turbolader-Aufladungspegel als auch Turbinengegendruckpegel zu steuern, sind die Kosten der Hardware und die Kosten der Implementierung hoch.
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Um die Strömung an die Schneckenwände gefügt zu halten und die Form der Schnecke für ihre Funktion geeignet zu bewahren, wird wie in 5 ein A/R-Plan gezeichnet, um sicherzustellen, dass keine unangebrachten Veränderungen im Querschnitt vorkommen. In 5 zeigt die X-Achse den Winkel für jeden Schnitt. Die Winkel könnten durch die definierenden Buchstaben A bis M, wie sie in 4 verwendet worden sind, ersetzt werden. Die Y-Achse gibt den Radius des Schnitts wieder. Die gestrichelte Linie (40) ist der Flächenplan für das größte A/R der Familie. Die gestrichelte Linie (41) ist der Flächenplan für das kleinste A/R der Familie.
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Wenn ein Turbo mit Ladedruckregler als Grundlinie für Kosten betrachtet wird, entsprechen die Kosten eines typischen (VTG) im gleichen Produktionsvolumen 270% bis 300% der Kosten eines unveränderlichen Turboladers derselben Größe. Dieser Unterschied ist durch mehrere einschlägige Faktoren, von der Anzahl von Komponenten, den Werkstoffen der Komponenten, der bei der Fertigung und Bearbeitung der Komponenten erforderlichen Genauigkeit bis hin zur Drehzahl, Genauigkeit und Wiederholbarkeit des Aktors, bedingt. Die Graphik in 7 zeigt die vergleichenden Kosten für den Bereich von Turboladern von unveränderlichen bis zu VTGs. Spalte A gibt die Benchmark-Kosten eines unveränderlichen Turboladers für eine gegebene Anwendung wieder. Spalte B gibt die Kosten eines Turboladers mit Ladedruckregler für dieselbe Anwendung wieder, und Spalte C gibt die Kosten eines VTG für dieselbe Anwendung wieder.
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Somit ist ersichtlich, dass sowohl aus technischen Gründen als auch aufgrund von Kostentreibern ein Bedarf an einer relativ kostengünstigen Turbinendurchflusssteuervorrichtung besteht, die hinsichtlich der Kosten für den Bereich zwischen Ladedruckregler und VTGs geeignet ist. Die Zielselbstkosten für eine solche Vorrichtung müssen im Bereich von 145% bis 165% von jenen eines einfachen unveränderlichen Turboladers liegen.
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ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
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Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine vereinfachte, kostengünstige veränderliche Düse zum Steuern der Abgasströmung zu einem Turbinenrad in einem Turbolader mit veränderlichem Durchfluss. Der Ladedruck kann durch Steuern des Düsendurchflussvolumens moduliert werden. Die Erfindung basiert auf dem Gedanken, dass der Abgasströmungspfad zum Turbinenrad (70) eines Zwillingsschnecken-Turboladers durch die Form und die Größe der Düse, die durch die Form (22) der Trennwand (21) geprägt sind, und die Form des Strömungsdurchgangs, die durch die Wände (85, 86) des Turbinengehäuses bestimmt ist, beeinflusst wird. Durch Bewegen der Wände (85, 86) zur Trennwand hin oder von dieser weg kann die Abgasströmung durch die Düse zum Turbinenrad (70) moduliert werden, wodurch der Ladedruck des Turboladers moduliert wird. Bei einer weiteren Ausführungsform wird die durch diese Wände und die Trennwand gebildete Düse durch Drehen von Zylindern (58, 59), die diese Wände enthalten, verändert, so dass sich der Abstand zur Trennwand verändert, womit die Abgasströmung zum Turbinenrad (70) moduliert wird und somit der Ladedruck moduliert wird. Bei einer nochmals weiteren Ausführungsform ist die Trennwand als separate Komponente konstruiert, wobei die innere Spitze der Trennwand als Spirale entworfen ist, was das ”Spitze-zu-Spitze”-Verhältnis zum Turbinenrad an gegebenen Schnitten verändert. Eine Drehung der spiralförmigen Trennwand verändert wie oben beschrieben die Düsenweite, um die Turbinenströmung und somit den Ladedruck zu modulieren. Die Erfindung findet auch auf Einzelschneckenturbinen Anwendung.
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KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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Die vorliegende Erfindung wird anhand nicht einschränkender Beispiele in den begleitenden Zeichnungen, in denen gleiche Bezugszeichen ähnliche Teile angeben, erläutert. In den Zeichnungen zeigen:
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1 den Schnitt für einen typischen VTG-Turbolader;
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2A, B ein Paar Schnitte eines typischen Turboladers mit Ladedruckregler;
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3A, B ein Paar Schnitte eines typischen VTG-Turboladers;
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4 einen Schnitt eines typischen unveränderlichen Turbinengehäuses, der radiale Konstruktionslinien zeigt;
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5 ein Diagramm der Querschnittsflächenentwicklung;
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6A, B die Kompressorkennfelder für einen typischen unveränderlichen Turbolader und einen Turbolader mit Ladedruckregler;
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7 ein Diagramm, das relative Turboladerkosten zeigt;
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8A, B ein Paar Schnitte der ersten Ausführungsform der Erfindung;
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9 einen vergrößerten Schnitt von 8A;
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10 einen Schnitt der zweiten Ausführungsform der Erfindung;
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11A, B ein Paar vergrößerter Schnitte von 11;
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12A, B die dritte Ausführungsform der Erfindung;
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13A, B, C Vergrößerungen von 12 an drei verschiedenen Scheiben;
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14 eine Seitenansicht der dritten Ausführungsform; und
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15A, B die Schnitte einiger Schnecken an der Scheibe A.
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GENAUE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
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Da die Verwendung von Schaufeln in Turboladern mit veränderlicher Geometrie die in der Abgasströmung verfügbare Impulsströmungskomponente dämpft, suchten die Erfinder nach einer Möglichkeit, die Turbinenströmung zum Turbinenrad zu modulieren und dabei die Impulsenergie in der Abgasströmung zu bewahren. Dabei fanden die Erfinder heraus, dass das Modifizieren der Düse, die einerseits durch die Trennwand und andererseits durch die Konturflächen im Turbinengehäuse gebildet ist, die Turbinenströmung ohne Impulsenergieverlust moduliert werden könnte.
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Die erste Ausführungsform dieser Erfindung ist in 9 zu sehen. Bei dieser Ausführungsform ist ein zylindrischer Abschnitt der Konturfläche (86), der an die Trennwandfläche (22) angrenzt, an einer Stirnfläche eines Zylinders (59), der konfiguriert ist, um sich zu der Trennwand hin und von ihr weg in paralleler Richtung zur Turboladerachse zu bewegen, ausgebildet. Durch eine gleiche Konfiguration ist die Konturfläche (85), die zum Turbinenrad (70) führt, an einer Fläche eines Zylinders (58), der ebenfalls näher zur Trennwand hin und von dieser weiter weg beweglich ist, ausgebildet.
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Wie in den 8A und 8B zu sehen ist, kann dann, wenn sich die Konturflächen bewegen, die durch die Konturflächen (85 und 86) und die angrenzenden Oberflächen (22) an der Trennwand (21) gebildete Düse manipuliert werden. Diese Manipulation bewirkt, dass sich die Strömung durch die Düse in modulierbarer Weise verändert, was die Strömung zum Turbinenrad steuert. 8A zeigt die Konturflächen in der eingefahrenen Position. 8B zeigt die Konturflächen in der ausgefahrenen Position.
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Je nach Strömungsanforderungen können der innere und der äußere Zylinder beide synchron bewegt werden. Wenn das Managementsystem einer Brennkraftmaschine die Verbrennungskammerdeaktivierung verwendet oder im Fall, dass nicht die gesamte Anzahl von Motorverbrennungskammern AGR-Strömung verschafft, sind die Strömung in den Auspuffkrümmer und daher der Druck und der Durchfluss in das Turbinengehäuse unausgeglichen, so dass sich die Zylinder (58, 59), die die Konturflächen (85, 86) enthalten, asymmetrisch bewegen könnten. Die für die Erfindung gezeigte Konfiguration ist jene eines geteilten Turbinengehäuses, wie es in 15B gezeigt ist. Bei jener Turbinengehäuseschneckenkonfiguration kann die Empfindlichkeit der Düse, die durch die Nähe zwischen den Konturflächen und der Trennwand gebildet ist, die asymmetrische Bewegung der Zylinder (58, 59), die die Konturflächen (85, 86) enthalten, ermöglichen. Im Fall einer offenen Turbinengehäuseschnecke (d. h. einer Schnecke ohne Trennwand), wie sie in 15A gezeigt ist, wird angenommen, dass bei geringerer Empfindlichkeit sich beide Zylinder (58, 59), die die Konturflächen (85, 86) enthalten, bewegen würden.
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Obwohl es viele Verfahren geben kann, die diese ”Zylinder” bewegen (pneumatische, hydraulische, elektromechanische usw.), wird zum Verständnis der Erfindung ein Verfahren beschrieben.
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Da die Trennwand (21) Teil des Turbinengehäusegusserzeugnisses ist, ist es nicht möglich, die Ringe von der Innenseite des Gehäuses her einzupassen. Um sie von der Außenseite her einzupassen, sind die Zylinder (59, 58) in einem äußeren Gehäuse (80) angebracht, das in eine Bohrung (82) im Turbinengehäuse passt. In diesem äußeren Zylinder befinden sich Kolben (81), die mit O-Ringdichtungen (84) abgedichtet sind, um zwischen den Innendurchmesserbohrungen des Zylinders und den Außenrändern der Kolben Abdichtungen zu schaffen. Die Kolben können außerdem Kolbenringe (83) tragen, um den Gasdruck von der Abgasströmung im Turbinengehäuse von den hydraulischen Abteilen fernzuhalten. Es könnten auch Gasdichtungen an den Innen- und Außenwänden der Zylinder (58 und 59) vorhanden sein, um den Gasdruck an den Bohrungen, in denen sie angeordnet sind, abzudichten. Pneumatischer oder hydraulischer Druck wird dem Turbinengehäuse durch eine Reihe von Korridoren geliefert, um den Zylindern (58, 59) Strömung und Druck zu verschaffen und eine Bewegung zur Mittellinie der Schnecke hin oder von dieser weg zu veranlassen. Der Druck für den inneren Zylinder kann durch das tragende Gehäuse zugeführt werden. Das Schließen zur offenen Seite des äußeren und des inneren Zylinders wird durch das Übergangsstück (23) besorgt, das nicht nur eine Außenseite für die Druckringe O an jedem Druckkorridor, sondern auch den Schnittstellenmechanismus zum Anordnen und Halten des Fahrzeugflammrohrs liefert.
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Bei einer zweiten Ausführungsform der Erfindung sind wiederum die Konturflächen (85, 86) an Zylindern (58, 59) angebracht. Während sich bei der ersten Ausführungsform die Zylinder, an denen die Konturflächen angebracht sind, axial bewegen, um die Düse (39), die durch die Konturflächen und die angrenzenden Oberflächen (22) der Trennwand gebildet ist, zu modifizieren, wird bei der zweiten Ausführungsform der Zylinder dazu gebracht, sich um die Turboladerachse zu drehen und so das Düsenvolumen zu verändern.
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Bei dieser zweiten Ausführungsform erkannten die Erfinder, dass die Position und die Form der Trennwand in Bezug auf das Turbinengehäuse relativ konstant sind. Die Form und die axiale Position der Konturflächen (86 und 85) können dazu gebracht bzw. verwendet werden, die Strömung von den verschiedenen Schnitten (A bis M, 4) auf das Turbinenrad abzustimmen. In den 11A und 11B ist zu sehen, dass die Innenneigung der Linien (87, 88), die die Konturflächen (86 und 85) verbinden, mit der Trennwandmittellinie (D-K) einen Winkel bilden, wobei das Düsenvolumen an der Scheibe D größer ist als das Düsenvolumen an der Scheibe G. Durch Drehen der Zylinder (86) um die Achse des Turboladers verkleinert sich der Abstand B in 11A zwischen der Trennwandmittellinie (D-K) und der Fläche der Innenwand (87) auf den Abstand B in 11B.
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In ähnlicher Weise verringert sich am inneren Zylinder (58), indem er um die Turboladerachse gedreht wird, der Abstand A zwischen der Trennwandmittellinie (D-K) und der Fläche der Innenwand (88) auf den Abstand A in 11B.
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Wie bei der ersten Ausführungsform ist eine Deckplatte oder ein Verschluss (23) am Turbinengehäuse angebracht, um sowohl einen Verschluss zum Eingangspunkt des Zylinders (59) als auch den Schnittstellenmechanismus zum Anordnen und Halten des Fahrzeugflammrohrs zu liefern.
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Da der Zylinder (58) auf der Seite des tragenden Gehäuses des Turbinengehäuses von der Verbindung zwischen dem Turbinengehäuse und dem tragenden Gehäuse her eingepasst werden kann, gibt es zahlreiche Optionen für das Einführ- und Abdichtverfahren. Die Kraft zum Treiben der Drehung der Zylinder (58, 59) kann hydraulisch, pneumatisch, elektrisch, elektromechanisch oder mechanisch sein, wobei die Wahl im Allgemeinen durch die Optionen, die dem Turboladerhersteller vom Motor-/Fahrzeughersteller geboten werden, beeinflusst wird.
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Die dritte Ausführungsform dieser Erfindung betrifft dieselbe aerodynamische Einstellung der Düse, jedoch in einer komplexeren Weise.
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Da der Abstand von der Spitze der Trennwand zur Spitze des Turbinenrads (T, 13), der häufig als ”Spitze-zu-Spitze”-Verhältnis bezeichnet wird, kritisch für die Leistung ist, sollte dieses aus Gründen der Schaufelerregung auf nicht weniger als 106% des Turbinenraddurchmessers und aus Gründen der Wirksamkeit auf nicht mehr als 106% gehalten werden. In 13 wäre das Verhältnis für einen Turbinenraddurchmesser R: (R + T)/R
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Mit einer gegossenen Trennwand in einem gegossenen Turbinengehäuse wird die durch den Gießprozess erzeugte Schlacke zur Spitze der dünnen Trennwand getrieben, was dort eine unerwünschte Materialzusammensetzung ergibt.
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Dieses Material minderer Qualität neigt dazu, vorzeitig zu ermüden und von der Trennwand in das Turbinenrad abzufallen, wodurch es das Turbinenrad beschädigt. Um dieses Vorkommnis zu verhindern, sind die Trennwände dicker, als es aerodynamisch erwünscht wäre, und kürzer (und somit weiter vom optimalen Spitze-zu-Spitze-Verhältnis weg), um die Wärmespannung in der Trennwand zu minimieren, gegossen.
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Die Erfinder erkannten, dass dann, wenn die Trennwand nicht während des Turbinengehäuse-Gießprozesses gegossen, sondern getrennt vom Turbinengehäuse aus einem Material, das eine höhere Qualität als jenes für den Turbinengehäuseguss aufweist, gefertigt würde, der Spitze-zu-Spitze-Abstand auf das minimale Verhältnis gebracht werden könnte, um eine maximale Leistung zu verschaffen. Sie gelangten außerdem zu der Erkenntnis, dass dann, wenn die Trennwand außerhalb des Turbinengehäuse-Gießprozesses hergestellt wurde, die Innenkante, die Spitze der Trennwand, eine Spirale vom normalen Spitze-zu-Spitze-Verhältnis bis zum optimalen Spitze-zu-Spitze-Verhältnis beschreiben könnte und dass dann, wenn das Trennwandprofil hinreichend ”fett” wäre, die Drehung der Trennwand nicht nur das Düsenvolumen, sondern auch das Spitze-zu-Spitze-Verhältnis verändern und somit ein Werkzeug mit variabler Strömung und Wirksamkeit schaffen könnte.
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In 12A beschreibt der Außenrand (121) der Trennwand einen konstanten Radius. Die Innenkante der Trennwand (120) beschreibt einen Spline oder eine Spirale. Wie in den 13A, B, C gezeigt ist, sind am äußeren Ende der Trennwand mehrere Rollen (122) angebracht, die in eine Nut (123), die in einem Teil des Turbinengehäuses (124) vorgesehen ist, passen. Ein anderer Teil des Turbinengehäuses (125) verschafft den Verschluss, um sowohl die Rollen einzufangen als auch die zwei Teile des Turbinengehäuses miteinander zu verschließen. In 14 ist zu sehen, dass der konstante Radius (121) außerhalb der Schnecke (140) sitzt, wobei die Befestigungen, die zum Anfügen des inneren Teils (125) des Turbinengehäuses an den äußeren Teil (124) des Turbinengehäuses erforderlich sind, gezeigt sind. Obwohl diese Befestigungen eine einfache Montage und Demontage ermöglichen, könnten die zwei Teile des Turbinengehäuses in irgendeiner Weise, vom Schweißen bis zu einem rein mechanischen Verfahren, befestigt sein.
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Da die Trennwand sowohl an der Zunge beginnt als auch dort endet, muss Platz in der Zunge geschaffen sein, um der drehbaren Trennwand das Drehen in ein ”Gehäuse” hinein und aus einem solchen heraus zu ermöglichen, damit die Drehung der Trennwand nicht zu einer Lücke in der Trennwand führt. Dies kann, ohne das A/R zu berühren, am Beginn und am Ende der Zunge (Schnitt M bis A) durch Abgleichen der Form der Zunge und Beschaffung des Volumens in einer anderen Wand unter Beibehaltung der Fläche an dem betreffenden Schnitt erfolgen.
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Hiermit ist die Erfindung beschrieben.
