DE112010003291T5

DE112010003291T5 - Vereinfachter Turbolader mit veränderlicher Geometrie und veränderlichen Diffusordurchflussvolumina

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Publication number: DE112010003291T5
Application number: DE112010003291T
Authority: DE
Inventors: John P. Watson; Tilman Bernauer; Kurtis E. Henderson; David G. Grabowska
Original assignee: BorgWarner Inc
Current assignee: BorgWarner Inc
Priority date: 2009-04-20
Filing date: 2010-04-19
Publication date: 2013-06-20
Also published as: KR20120014900A; CN102395768B; CN102395768A; KR101645518B1; US20120036849A1; WO2010123786A3; WO2010123786A2; US8984879B2

Abstract

Ein Turbolader mit veränderlicher Geometrie ist vereinfacht und kann dennoch die Impulsenergie aufrechterhalten. In einer ersten Ausführungsform wird ein Turbinengehäuse mit einer schwenkbaren Wand geschaffen, die um einen Punkt nahe dem Eingang in das Turbinengehäuse schwenkt. Durch Bewegen der Wand um den Drehpunkt wird das effektive Volumen des Turbinengehäusediffusors verändert, wobei somit das Volumen des Abgases im Diffusor effektiv verringert wird, was die Steuerung des zum Turbinenrad strömenden Abgases ermöglicht. In der zweiten Ausführungsform der Erfindung wird ein rotierendes Keilsegment innerhalb des Diffusors von einer ersten Position in eine zweite Position gedreht, wodurch das effektive Volumen des Diffusors geändert wird und die Steuerung des zum Turbinenrad strömenden Abgases ermöglicht wird.

Description

GEBIET DER ERFINDUNG
Diese Erfindung wendet sich dem Bedarf an einer kostengünstigen Turbinendurchflussvorrichtung zu, die eine Impulsenergie aufrechterhalten kann, und bewerkstelligt dies durch Entwerfen eines vereinfachten Turboladergehäuses mit veränderlicher Geometrie und veränderlichen Diffusordurchflussvolumina.
HINTERGRUND DER ERFINDUNG
Turbolader sind ein Typ eines Aufladungssystems. Sie führen Luft mit größerer Dichte, als es in der normalen Saugkonfiguration möglich wäre, dem Motoreinlass zu, was ermöglicht, dass mehr Kraftstoff verbrannt wird, wobei somit die Leistung des Motors verstärkt wird, ohne das Motorgewicht signifikant zu erhöhen. Dies kann die Verwendung eines kleineren Motors mit Turbolader ermöglichen, wobei ein normaler Saugmotor mit einer größeren physikalischen Größe ersetzt wird, wobei somit die Masse und die aerodynamische Frontfläche des Fahrzeugs verringert werden.
Turbolader (1) verwenden die Abgasströmung (100), die vom Motorauslasskrümmer in das Turbinengehäuse am Turbineneinlass (51) eines Turbinengehäuses (2) eintritt, um ein Turbinenrad (70) anzutreiben, das sich im Turbinengehäuse befindet. Das Turbinenrad ist an einer Welle fest angebracht, deren anderes Ende ein Kompressorrad (20) enthält, das an der Welle angebracht ist und durch die Spannlast von einer Kompressormutter in der Position gehalten wird. Die Hauptfunktion des Turbinenrades ist das Liefern von Drehleistung zum Antreiben des Kompressors. Sobald das Abgas durch das Turbinenrad (70) geströmt ist und das Turbinenrad Energie aus dem Abgas gewonnen hat, verlässt das verbrauchte Abgas (101) das Turbinengehäuse (2) durch den Exducer (52) und wird zum Fahrzeugflammrohr und gewöhnlich zu Nachbehandlungsvorrichtungen wie z. B. Katalysatoren, Partikel- und NO_x-Fallen geleitet.
Die durch die Turbinenstufe entwickelte Leistung ist eine Funktion des Expansionsverhältnisses über der Turbinenstufe. Das heißt, das Expansionsverhältnis vom Turbineneinlass (51) zum Turbinenexducer (52). Die Bandbreite der Turbinenleistung ist unter anderen Parametern eine Funktion des Durchflusses durch die Turbinenstufe.
Die Kompressorstufe besteht aus einem Rad und seinem Gehäuse. Gefilterte Luft wird durch die Drehung des Kompressorrades (20) axial in den Einlass (11) einer Kompressorabdeckung (10) gesaugt. Die durch die Turbinenstufe für die Welle und das Rad erzeugte Leistung treibt das Kompressorrad (20) an, um eine Kombination von statischem Druck mit gewisser restlicher kinetischer Energie und Wärme zu erzeugen. Das Druckgas verlässt die Kompressorabdeckung (10) durch den Kompressorauslass (12) und wird gewöhnlich über einen Zwischenkühler zum Motoreinlass zugeführt.
Der Entwurf der Turbinenstufe ist ein Kompromiss zwischen der zum Antreiben des Kompressors erforderlichen Leistung bei verschiedenen Durchflusszuständen in der Motorbetriebshüllkurve; dem aerodynamischen Entwurf der Stufe; der Trägheit der Drehanordnung, von welcher die Turbine ein großer Teil ist, da das Turbinenrad typischerweise aus Inconel hergestellt ist, das eine Dichte aufweist, die 3-mal jene des Aluminiums des Kompressorrades ist; dem Turboladerarbeitszyklus, der sich auf die Struktur- und Materialaspekte des Entwurfs auswirkt; und dem Nahfeld sowohl stromaufwärts als auch stromabwärts des Turbinenrades in Bezug auf die Schaufelerregung.
Ein Teil des physikalischen Entwurfs des Turbinengehäuses ist ein Diffusor (47), dessen Funktion darin besteht, die Einlassbedingungen in das Turbinenrad derart zu steuern, dass die Einlassströmungsbedingungen die effizienteste Übertragung von Leistung von der Energie im Abgas auf die durch das Turbinenrad entwickelte Leistung in Kombination mit den besten Übergangsverhaltenscharakteristiken schaffen. Theoretisch wird die ankommende Abgasströmung vom Motor in einer gleichmäßigen Weise vom Diffusor zu einem auf der Turbinenradachse zentrierten Wirbel geliefert. Dazu ist die Querschnittsfläche des Diffusors idealerweise senkrecht zur Strömungsrichtung maximal, wobei sie allmählich und kontinuierlich abnimmt, bis sie null wird. Die innere Grenze des Diffusors kann ein vollkommener Kreis sein, der als Grundkreis (71) definiert ist; oder sie kann in bestimmten Fällen, wie z. B. bei einem Zwillingsdiffusor (48, 49), wie in 2 zu sehen, eine Spirale mit einem minimalen Durchmesser von nicht weniger als 106% des Turbinenraddurchmessers beschreiben. Der Diffusor ist durch den abnehmenden Radius der äußeren Grenze des Diffusors (45, 46) und durch die innere Grenze, wie vorstehend beschrieben, in einer in der ”X-Y”-Achse definierten Ebene, wie in 4 dargestellt, und die Querschnittsflächen in jeder Position in der Ebene, die durch die ”Z”-Achse verläuft, wie in 8A und 8B dargestellt, definiert. Die ”Z”-Achse ist zu der durch die ”X-Y”-Achse definierten Ebene senkrecht und ist auch die Achse des Turbinenrades.
Wegen der Konsistenz des Produktentwurfs wird ein System verwendet, in dem die Entwicklung des Diffusors bei der Scheibe ”A”, die als Referenz für den Rest des Diffusors definiert ist, beginnt. Die Referenz, Scheibe ”A”, ist als Scheibe in einem Winkel von ”P” Grad über der ”X”-Achse des Turbinengehäuses definiert, die die ”X”-Achsen-, ”Y”-Achsen- und ”Z”-Achsen-Details der Diffusorform enthält.
Die Größe und Form des Diffusors sind in der folgenden Weise definiert: Der weit verbreitete Begriff A/R stellt das Verhältnis der Teilfläche an der Scheibe ”A”, dividiert durch den Abstand vom Schwerpunkt (161) der schattierten Durchflussfläche (160) zur Turbomittellinie dar. In 8A und B bestimmen die Schwerpunkte (161) den Abstand R_A und R_B zur Turbomittellinie. Für verschiedene Mitglieder einer Familie von Turbinengehäusen bleibt die allgemeine Form dieselbe, aber die Fläche an der Scheibe ”A” ist ebenso wie der Abstand R_A unterschiedlich. 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 8A ist der Diffusor jener mit einer angemessenen Kreisform. In 8B ist der Diffusor jener eines unterteilten Turbinengehäuses, das erzwingt, dass die Form angemessen dreieckig ist. Obwohl die Flächen an der Scheibe ”A” für beide Diffusoren gleich sind, sind die Formen verschieden, und die Radien zu den Schwerpunkten sind verschieden (aufgrund der Diffusorform), so dass die A/Rs verschieden sind. Die Scheibe ”A” ist um den Winkel ”P” von der ”X”-Achse versetzt. Das Turbinengehäuse ist dann geometrisch in gleiche radiale Scheiben (häufig 30°, folglich in (30x + P°)) aufgeteilt und die Flächen (A_A__M) und die Radien (R_A__M), zusammen mit anderen geometrischen Definitionen, wie z. B. Eckenradien sind definiert. Aus dieser Definition werden Splines von Punkten entlang der Diffusorwände erzeugt, wobei somit die vollständige Form des Diffusors definiert wird. Die Wanddicke wird zur internen Diffusorform addiert und durch dieses Verfahren wird ein Turbinengehäuse definiert.
Die theoretisch optimierte Diffusorform für eine gegebene Fläche ist jene mit einem kreisförmigen Querschnitt, da sie die minimale Oberfläche aufweist, was die Fluidreibungsverluste minimiert. Der Diffusor wirkt jedoch nicht für sich allein, sondern ist Teil eines Systems; somit beeinflussen die Strömungsanforderungen in den Ebenen von der Scheibe ”A”, die in 4 gezeigt ist, zur Ebene an der Scheibe ”M” und von ”M” zur Zunge die Leistung der Turbinenstufe. Diese Anforderungen führen häufig zu Kompromissen wie z. B. Architekturanforderungen außerhalb des Turbinengehäuses, Verfahren zur Anordnung und Montage des Turbinengehäuses am Lagergehäuse und Übergang von der Scheibe ”A” zum Turbinenfuß (51), die sich kombinieren, so dass Turbinengehäusediffusoren mit rechteckigem oder dreieckigem Querschnitt erzwungen werden, sowie zur Kreisform oder Kombinationen aller Formen. Die rechteckige Form des Diffusors in 1, die einen Schnitt ”D-K” zeigt, ist ein Ergebnis der Anforderung, nicht nur VTG-Schaufeln in den Raum einzufügen, so dass die Strömung durch die Schaufeln optimiert wird und dass die Schaufeln durch Vorrichtungen außerhalb des Turbinengehäuses bewegt und gesteuert werden können, sondern auch den Umriss des Turbinengehäuses so zu minimieren, dass der Turbolader an einen Motor passt.
Der Turbinengehäusefuß weist gewöhnlich einen Standardentwurf auf, da er zu Auslasskrümmern vieler Motoren passt. Der Fuß kann in einem beliebigen Winkel zu oder einer beliebigen Position relativ zum ”Diffusor” liegen. Der Übergang von den Fußgasdurchgängen zum Diffusor ist in einer Weise ausgeführt, die den besten aerodynamischen und mechanischen Kompromiss schafft.
Die ungefähr dreieckige Form der Diffusoren in 2 in denselben Schnitten wie den obigen ist die typischere Diffusorgeometrie für unveränderliche Turbinengehäuse und Turbinengehäuse mit Ladedruckbegrenzer. Das Hinzufügen der Trennwand (25) dient zum Verringern von aerodynamischem ”Nebensprechen” zwischen den Diffusoren bei einem Versuch, die Impulsströmung von einem geteilten Krümmer aufrechtzuerhalten, um die Impulsenergie in der durch das Turbinenrad entnommenen Arbeit zu gewinnen. Die Druckimpulse im Auslasskrümmer sind eine Funktion der Zündreihenfolge des Motors.
Turbinengehäuse werden typischerweise in Familien (typischerweise bis zu 5 in einer Familie) entworfen, die in einer gegebenen Familie Turbinenräder mit demselben Durchmesser oder eine Gruppe von Rädern mit nahezu demselben Durchmesser verwenden. Sie können dieselbe Turbinenfußgröße verwenden. Eine Familie von Turbinengehäusen für ein Turbinenrad mit 63 mm kann beispielsweise einen Bereich von A/Rs von 1,8 bis 2,2 abdecken. 5 stellt den Flächenplan für drei Diffusoren einer Familie dar. Der größte Diffusor ist ein Diffusor mit 1,2 A/R, der durch die gestrichelte Linie (45) gezeigt ist. Der kleinste Diffusor ist ein Diffusor mit 0,8 A/R, der durch die gestrichelte Linie (46) gezeigt ist, und der mittlere Diffusor in der Mitte der Familie ist durch die durchgezogene Linie gezeigt. Die X-Achse stellt den Winkel der Scheibe von 30° (Schnitt ”A”) bis 360 (Zunge) dar; die Y-Achse stellt die Fläche des Schnitts im jeweiligen Winkel dar. Typischerweise besteht eine Differenz von 8 bis 10 in der Querschnittsfläche (im gegebenen Fall mit 12 Flächen) an der Scheibe ”A” von einem A/R zum nächsten A/R in einer Entwurfsfamilie.
Einige Turbinenräder sind spezifisch entworfen, um diese Impulsenergie nutzbar zu machen und sie in eine Drehgeschwindigkeit umzusetzen. Folglich ist die Umsetzung des Drucks und der Geschwindigkeit vom Abgas für ein Impulsströmungsturbinenrad in einem geteilten Turbinengehäuse größer als die Umsetzung von Druck und Geschwindigkeit von einer stationären Abgasströmung in die Turbinenradgeschwindigkeit. Diese Impulsenergie ist in kommerziellen Dieselmotoren, die mit etwa 2200 min^–1 mit einem Spitzendrehmoment bei 1200 bis 1400 min^–1 arbeiten, vorherrschender als in Benzinmotoren, die mit einer viel höheren Drehzahl, häufig bis zu 6000 min^–1, mit einem Spitzendrehmoment bei 4000 min^–1, arbeiten. Somit ist der Impuls nicht so gut definiert.
Die grundlegende Turboladerkonfiguration ist jene mit einem unveränderlichen Turbinengehäuse. In dieser Konfiguration werden die Form und das Volumen des Turbinengehäusediffusors in der Entwurfsstufe bestimmt und vor Ort gegossen.
Die nächste Verfeinerungsebene ist jene eines Turbinengehäuses mit Ladedruckbegrenzer. In dieser Konfiguration wird der Diffusor vor Ort gegossen, wie bei der obigen unveränderlichen Konfiguration. In 2 zeichnet sich das Turbinengehäuse mit Ladedruckbegrenzer durch eine Öffnung (54) aus, die den Turbinengehäusediffusor (49) fluidtechnisch mit dem Turbinengehäuseexducer (52) verbindet. Da die Öffnung auf der Diffusorseite stromaufwärts des Turbinenrades (70) liegt und die andere Seite der Öffnung auf der Exducerseite stromabwärts des Turbinenrades liegt, umgeht die Strömung durch den Kanal, der diese Öffnungen verbindet, das Turbinenrad(70), wobei sie somit nicht zu der zum Turbinenrad gelieferten Leistung beiträgt.
Der Ladedruckbegrenzer ist in seiner einfachsten Form ein Ventil (55), das ein Tellerventil sein kann. Es kann sich um ein Klappenventil ähnlich zu dem Ventil in 2 handeln. Typischerweise werden diese Ventile durch einen ”nicht intelligenten” Aktuator betätigt, der den Ladedruck oder Unterdruck erfasst, um eine Membran zu aktivieren, die mit dem Ventil verbunden ist, und ohne spezifische Kommunikation mit der Motor-ECU arbeitet. Die Funktion des Ladedruckbegrenzerventils in dieser Weise besteht darin, die Spitze der Volllast-Ladedruckkurve abzuschneiden, wobei somit der Ladedruckpegel für den Motor begrenzt wird. Die Ladedruckbegrenzerkonfiguration hat keine Auswirkung auf die Charakteristiken der Ladedruckkurve, bis sich das Ventil öffnet. Anspruchsvollere Ladedruckbegren zerventile können den Luftdruck erfassen oder weisen eine elektronische Überbrückung oder Steuerung auf, aber sie haben alle keine Auswirkung auf die Ladedruckkurve, bis sie zum Öffnen oder Schließen des Ventils betätigen.
6A stellt die Ladedruckkurve (65) für ein unveränderliches Turbinengehäuse dar. Die X-Achse (60) stellt das Expansionsverhältnis dar, die Y-Achse (61) stellt das Druckverhältnis dar. 6B stellt die Ladedruckkurve (67) für ein Turbinengehäuse mit Ladedruckbegrenzer mit demselben A/R wie jenem für 6A oder ein Turbinengehäuse mit Ladedruckbegrenzer, in dem sich das Ladedruckbegrenzerventil nicht geöffnet hat, dar. In 6B ist zu sehen, dass die Form der Ladedruckkurve (67) exakt dieselbe wie jene der Ladedruckkurve (65) in 6A bis zu dem Punkt (66) ist, an dem sich das Ventil öffnet. Nach diesem Punkt ist die Ladedruckkurve flach. Obwohl ein Ladedruckbegrenzer verwendet werden kann, um die Ladedruckpegel zu begrenzen, sind seine Turbinenleistungssteuercharakteristiken rudimentär und grob.
Eine positive Nebenerscheinung von Turbinengehäusen mit Ladedruckbegrenzer ist die Gelegenheit zum Verringern des A/R der Turbinengehäuse. Da die obere Grenze des Ladedrucks durch den Ladedruckbegrenzer gesteuert wird, kann eine Verringerung des A/R bessere Übergangsverhaltenscharakteristiken schaffen. Wenn der Turbolader mit Ladedruckbegrenzer einen ”nicht intelligenten” Aktuator aufweist, der nur auf ein Druck- oder Unterdrucksignal hin arbeitet und bei Höhe betätigt wird, dann wird das kritische Druckverhältnis, bei dem sich das Ventil öffnet, nachteilig beeinflusst. Da die Membran im Aktuator den Ladedruck auf einer Seite und den Luftdruck auf der anderen erfasst, besteht für den Aktuator die Tendenz, später zu öffnen (da der Luftdruck bei Höhe niedriger ist als auf Meeresspiegel), was zu einem Überladedruck des Motors führt.
Motoraufladungsanforderungen sind die vorherrschenden Einflussfaktoren der Kompressorstufenauswahl. Die Auswahl und der Entwurf des Kompressors sind ein Kompromiss zwischen: der Ladedruckanforderung des Motors; dem Massendurchsatz, der für den Motor erforderlich ist; dem Wirkungsgrad, der für die Anwendung erforderlich ist; der Kennfeldweite, die für den Motor und die Anwendung erforderlich ist; der Höhe und des Tastverhältnisses, dem der Motor unterworfen werden soll; den Zylinderdruckgrenzen des Motors; usw.
Der Grund dafür, dass dies für den Turboladerbetrieb wichtig ist, besteht darin, dass das Hinzufügen eines Ladedruckbegrenzers zur Turbinenstufe die Anpassung an den Bereich mit niedriger Drehzahl mit einem kleineren Turbinenrad und Gehäuse ermöglicht. Folglich bringt das Hinzufügen eines Ladedruckbegrenzers die Option für eine Verringerung der Trägheit mit sich. Da eine Verringerung der Trägheit der Drehanordnung typischerweise zu einer Verringerung von Partikelmaterial (PM) führt, wurden Ladedruckbegrenzer in Straßenfahrzeugen üblich. Das Problem besteht darin, dass die meisten Ladedruckbegrenzer in ihrem Betrieb in gewisser Weise binär sind, was nicht gut zu der linearen Beziehung zwischen der Motorausgangsleistung und der Motordrehzahl passt.
Die nächste Verfeinerungsebene bei der Ladedrucksteuerung von Turboladern ist die VTG (der allgemeine Begriff für veränderliche Turbinengeometrie). Einige von diesen Turboladern weisen Drehschaufeln auf; und einige weisen Gleitabschnitte oder -ringe auf. Einige Titel für diese Vorrichtungen sind: veränderliche Turbinengeometrie (VTG), Turbine mit veränderlicher Geometrie (VGT), Turbine mit veränderlicher Düse (VNT) oder einfach veränderliche Geometrie (VG).
VTG-Turbolader verwenden einstellbare Leitschaufeln, 3A und 3B, die mit einem Paar von Schaufelringen und/oder der Düsenwand drehbar verbunden sind. Diese Schaufeln werden eingestellt, um den Abgasgegendruck und die Turboladerdrehzahl durch Modulieren der Abgasströmung zum Turbinenrad zu steuern. In 3A befinden sich die Schaufeln (31) in der minimal offenen Position. In 3B befinden sich die Schaufeln (31) in der maximal offenen Position. Die Schaufeln können durch Finger, die mit einem Übereinstimmungsring in Eingriff stehen, der über dem oberen Schaufelring angeordnet sein kann, drehbar angetrieben werden. Der Deutlichkeit halber wurden diese Details aus den Zeichnungen weggelassen. VTG-Turbolader weisen eine große Anzahl von sehr teuren Legierungskomponenten auf, die zusammengebaut und im Turbinengehäuse so angeordnet werden müssen, dass die Leitschaufeln in Bezug auf den Abgaszuführungsströmungskanal und das Turbinenrad über den Bereich von thermischen Betriebsbedingungen, denen sie ausgesetzt sind, korrekt positioniert bleiben. Die Temperatur- und Korrosionsbedingungen erzwingen die Verwendung von exotischen Legierungen in allen internen Komponenten. Diese sind sehr teuer zu beschaffen, zu bearbeiten und zu schweißen (wenn erforderlich). Da der VTG-Entwurf die Turboladerdrehzahl sehr schnell ändern kann, sind eine umfangreiche Software und umfangreiche Steuerungen eine Notwendigkeit, um ungewollte Drehzahlabweichungen zu verhindern. Dies überträgt sich auf teure Aktuatoren. Obwohl VTGs verschiedener Typen und Konfigurationen umfangreich übernommen wurden, um sowohl Turboladerladedruckpegel als auch Turbinengegendruckpegel zu steuern, sind die Kosten der Hardware und Implementierung hoch.
Wenn ein Turbo mit Ladedruckbegrenzer als Grundlinie für die Kosten betrachtet wird, dann sind die Kosten einer typischen VTG im gleichen Produktionsvolumen 270% bis 300% der Kosten des unveränderlichen Turboladers mit gleicher Größe. Dieser Unterschied liegt an einer Anzahl von einschlägigen Faktoren von der Anzahl von Komponenten, den Materialien der Komponenten, der bei der Herstellung und maschinellen Bearbeitung der Komponenten erforderlichen Genauigkeit bis zur Geschwindigkeit, Genauigkeit und Reproduzierbarkeit des Aktuators. Das Diagramm in 7 zeigt die Vergleichskosten für die Bandbreite von Turboladern von unveränderlich bis zu VTGs. Die Spalte ”A” stellt die Bezugskosten eines unveränderlichen Turboladers für eine gegebene Anwendung dar. Die Spalte ”B” stellt die Kosten eines Turboladers mit Ladedruckbegrenzer für dieselbe Anwendung dar und die Spalte ”C” stellt die Kosten einer VTG für dieselbe Anwendung dar.
Folglich ist zu sehen, dass aus sowohl technischen Gründen als auch wegen Kostentreibern eine relativ kostengünstige Turbinendurchflusssteuervorrichtung erforderlich ist, die hinsichtlich der Kosten zwischen Ladedruckbegrenzer und VTGs passt. Der Zielselbstkostenpreis für eine solche Vorrichtung muss im Bereich von 145% bis 165% von jenem eines einfachen, unveränderlichen Turboladers liegen.
ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine vereinfachte, kostengünstige Turbinendurchflusssteuervorrichtung, die eine schwenkbare Diffusoraußenwand oder ein gekrümmtes Keilsegment verwendet, um die Änderung des effektiven Durchflussvolumens einer Abgasströmung im Turbinengehäuse zu steuern.
KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
Die vorliegende Erfindung wird beispielhaft und nicht als Begrenzung in den begleitenden Zeichnungen dargestellt, in denen gleiche Bezugszeichen ähnliche Teile angeben und in denen:
1 den Schnitt für einen typischen VTG-Turbolader darstellt;
2 ein Paar von Schnitten eines typischen Turboladers mit Ladedruckbegrenzer darstellt;
3A, B ein Paar von Schnitten eines typischen VTG-Turboladers darstellen;
4 einen Schnitt eines typischen unveränderlichen Turbinengehäuses darstellt, der radiale Konstruktionslinien zeigt;
5 ein Diagramm einer Querschnittsflächenentwicklung ist;
6, B die Kompressorkennfelder für einen typischen unveränderlichen Turbolader und einen Turbolader mit Ladedruckbegrenzer darstellen;
7 ein Diagramm ist, das relative Turboladerkasten zeigt;
8, B die Schnitte von zwei Diffusortypen an der Scheibe ”A” darstellen;
9A, B zwei Ansichten einer schwenkbaren äußeren Diffusorwand in zwei Positionen darstellen;
10 eine Ansicht des Schnitts B-B von 9A darstellt;
11A, B zwei Ansichten einer schwenkbaren äußeren Diffusorwand mit Trennwand darstellen;
12 eine Ansicht des Schnitts B-B von 11A darstellt;
13 eine Schnittansicht der Aktuatorfeder darstellt;
14 eine Schnittansicht der Konfiguration mit einem Aktuator darstellt;
15A, B zwei Ansichten des gekrümmten Keilsegments der zweiten Ausführungsform darstellen;
16A, B zwei Ansichten darstellen, die die Führungsnuten zeigen;
17 eine Stirnansicht der Anordnung darstellt;
18A, B zwei Schnitte C-C und D-D von 17 darstellen;
19A, B zwei Schnitte C-C und D-D von 17 mit Trennwänden darstellen;
20A, B, C eine Stirnansicht und Schnitte der ersten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung darstellen;
21A, B, C eine Stirnansicht und Schnitte der zweiten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung darstellen; und
22 eine Ausführungsform mit einem Betätigungsmittel vom Zahnstangentyp darstellt.
AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Die Verwendung von mehreren Schaufeln, die durch die Abgasströmung ”benetzt” werden, und der Mechanismen zum Steuern und Bewegen der Schaufeln fügen ungeheure Kosten hinzu. Diese Erhöhung verdoppelt die Kosten des Basisturboladers und mehr. Da die Verwendung von Schaufeln zu sehr teuren Turboladern führt und die Verwendung von Schaufeln eine Dämpfung der Impulsströmungskomponente, die in der Abgasströmung zur Verfügung steht, führt, strebten die Erfinder die Fähigkeit an, die Abgasströmung zum Turbinenrad in einer kosteneffizienten Weise zu modulieren, während sie die Impulsenergie in der Abgasströmung aufrechterhalten. Daher erzeugten die Erfinder Entwürfe mit einer oder mehreren gleitenden oder schwenkbaren radial äußeren Diffusorwänden, um sowohl eine kosteneffiziente als auch technisch effektive Alternative zum Steuern der Strömung von Abgas zur Turbine zu schaffen. Zusätzlich zu den obigen Vorteilen strebten die Erfinder danach, einen Turbolader zu schaffen, der an Zustände mit geringer Strömung angepasst ist, was ein optimiertes Turbo- und (folglich Motor-)Übergangsverhalten für eine geringe Strömung schaffen würde, während die hohen Strömungen, die durch den Motor unter anderen als Bedingungen niedriger Strömung verlangt werden, in demselben kosteneffiziente Turbolader zugeführt werden können.
Wenn ein Turbolader an die maximale Strömungsanforderung eines Motors angepasst wird, werden die Strömungsanforderungen über den ganzen Motorbetriebszustand erfüllt. Das Problem besteht darin, dass die Anpassung des Turboladers an die maximale Strömungsanforderung bedeutet, dass die Größe des Turbinengehäusediffusors (und folglich der Strömung) für geringe Motorströmungszustände viel zu groß ist. Die Übergangsverhaltenscharakteristiken des Turboladers sind schwerfällig, da der ganze Diffusor gefüllt werden muss, um eine Strömung zum Turbinenrad zu liefern. Da das Verringern des A/R eines Turboladerturbinengehäuses zur Anpassung an die geringe Strömungsanforderung bedeuten würde, dass der Turbolader, der in typischen Drehzahlgrenzen arbeitet, nicht in der Lage ist, eine ausreichende Strömung für die hohe Strömungsanforderung des oberen Endes der Motorbetriebszustände zu liefern, erkannten die Erfinder den Bedarf, einen neuen Turbolader mit veränderlicher Geometrie zu schaffen. In Anbetracht des Aufwandes und des Verlusts der Impulsenergie, die mit Turboladern mit veränderlicher Geometrie des Standes der Technik verbunden sind, strebten die Erfinder danach, eine neue, einfache Weise zum Steuern der Luftströmung durch das Turbinengehäuse zu finden.
Turbinengehäusediffusorformen und -abmessungen sind durch die Fläche des Schnitts ”A” definiert, und alle Merkmale und Abmessungen stromabwärts des Schnitts ”A” werden durch die Merkmale und Abmessungen im Schnitt ”A” gesteuert. Dieses System wird wegen der Konsistenz des Entwurfs innerhalb der Turbolader, die durch einen Turboladerhersteller entworfen und hergestellt werden, verwendet.
Gemäß der vorliegenden Erfindung schaffen die Erfinder einen neuen Turbinenentwurf, der eine Änderung der Form des Diffusors annähern kann, wobei er vorzugsweise die Änderung von einem Mitglied einer Familie von Turbinengehäusen zum nächsten Mitglied in der Familie durch Bewirken einer Änderung der Position der Diffusoraußenwand annähert.
Die Änderung der Form des Diffusors erzeugt eine Änderung des effektiven Durchflussvolumens des Diffusors. Das ”effektive Durchflussvolumen” kann als Volumen, das von den durch die Abgasströmung benetzten Oberflächen umgeben ist, betrachtet werden. Das heißt ”tote Zonen”, die nicht an der Strömung teilnehmen, sind nicht im ”effektiven Durchflussvolumen” enthalten, selbst wenn sie streng genommen einen Teil des Hubraums des Turbinengehäuses bilden können. Das effektive Durchflussvolumen ist ein Produkt der Strömungsdynamik und ist eine Funktion. der Weise, in der sich die Turbinenstufe verhält. Die vorliegenden Erfinder erkannten, dass zum Ändern des Verhaltens des Turbinengehäuses oder genauer des Diffusors es ausreichte, dieses ”effektive” Volumen des Diffusors zu ändern. Dies könnte beispielsweise durch Versehen des Diffusors mit einem Wandsegment, das beweglich ist, was nachstehend als ”schwenkbare äußere Diffusorwand” bezeichnet wird, durchgeführt werden.
Mit einer schwenkbaren äußeren Diffusorwand, die durch ein verankertes stromaufseitiges Ende und ein freies stromabseitiges Ende eingeschränkt ist, das in einer ersten Position näher an der Diffusoraußenwand liegt und vorzugsweise in diese zurückgetreten ist, und in einer zweiten Position geschwenkt ist, um es näher an die Zunge und das Turbinenrad zu bewegen, wird beispielsweise das Verhalten eines solchen Turboladers fast ausschließlich durch den Raum radial einwärts von der schwenkbaren äußeren Diffusorwand, d. h. das ”effektive Durchflussvolumen” der Turbine, bestimmt. Das heißt, in der zweiten Position wird der Raum zwischen der schwenkbaren äußeren Diffusorwand und der Turbinengehäusewand zu einer effektiven ”toten Zone”. Diese Änderung der Position der Diffusoraußenwand erzeugt folglich eine Änderung der effektiven Form des Diffusors des Turboladers und folglich eine Änderung von dessen Verhalten.
Durch Steuern des effektiven Durchflussvolumens des Turbinengehäuses strebten die Erfinder danach, den Massendurchsatz von Gas, das durch das Turbinengehäuse zum Turbinenrad strömt, zu steuern. Wenn sich die Motoranforderung unter einer Bedingung mit niedriger Drehzahl und niedriger Last befindet, ist der Ladedruckpegel, der zur Anpassung an diese Bedingungen erforderlich ist, relativ niedrig. Wenn sich die Motoranforderung unter der Bedingung mit hoher Drehzahl und hoher Last befindet, ist der Ladedruckpegel, der zum Erfüllen dieser Motorbedingungen erforderlich ist, hoch. Wenn der Motor von Bedingungen niedriger Last zu Bedingungen hoher Last übergeht, muss der Turbolader ein zunehmendes Volumen von Luft mit einem zunehmenden Druckverhältnis liefern. Da die Kompressorstufe durch die Turbinenstufe angetrieben wird, muss sich der Massendurchsatz von Abgas, der erforderlich ist, um die Motoranforderungen (und folglich die Kompressoranforderungen) zu erfüllen, ändern. Unter der Bedingung mit niedriger Last und niedriger Drehzahl ist die Motorabgasausgangsleistung hinsichtlich des Massendurchsatzes niedrig. Unter der Bedingung mit hoher Last und hoher Motordrehzahl ist die Motoausgangsleistung hinsichtlich des Massendurchsatzes hoch. In der Übergangsstufe muss sich der Abgasmassendurchsatz von niedrig auf hoch ändern.
Das Problem besteht darin, dass die Turbinenstufe an beide Motorbedingungen angepasst werden muss, um zu ermöglichen, dass der Turbolader die erforderliche Strömung und das erforderliche Druckverhältnis unter beiden Bedingungen liefert. Um den Turbolader zu zwingen, die Drehzahl schnell zu ändern, passt ein Fachmann auf dem Gebiet den Turbolader an ein Turbinengehäuse mit kleinem A/R an. Um die erforderliche Strömung und das erforderliche Druckverhältnis unter der Bedingung mit hoher Last und hoher Drehzahl zu liefern, wird der Turbolader an ein Turbinengehäuse mit größerem A/R angepasst. Das erstere Turbinengehäuse mit kleinem A/R schafft gute Übergangsverhaltenscharakteristiken, aber einen unzureichenden Massendurchsatz zur Turbinenstufe, um die Kompressoranforderung mit hoher Drehzahl und hoher Last zu erzeugen. Das letztere Turbinengehäuse mit großem A/R schafft die Massendurchsatzanforderung für die Turbinenstufe für die Ladedruckanforderung mit hoher Drehzahl und hoher Last, schafft jedoch keine ausreichend schnelle Beschleunigung für das Turbinenrad, um ein annehmbares Übergangsverhalten zu erzeugen.
Eine korrekt angepasste Turbinenstufe mit kleinem A/R schafft ein annehmbares Übergangsverhalten, wenn auch auf Kosten eines höheren Gegendrucks im Vergleich zu jenem einer Turbinenstufe, die an die Bedingung mit hoher Last und hoher Drehzahl angepasst ist. In einem Nicht-AGR-Motor ist ein hoher Gegendruck ein negativer Faktor für die Druckdifferenz über dem Motor und folglich den Wirkungsgrad des Motors. In einer Hochdruckschleifen-AGR-Motorkonfiguration (im Gegensatz zu einer Niederdruckschleifen-AGR-Motorkonfiguration) ist der hohe Gegendruck im Abgassystem erforderlich, um das Abgas von der Auslassseite des Motors in die Einlassseite des Motors zu treiben, die den Ladedruck erfährt. Ein großes Turbinengehäuse-A/R für einen gegebenen Satz von Motorparametern entwickelt einen niedrigeren Abgasgegendruck als ein Turbinengehäuse mit kleinerem A/R unter. demselben Satz von Motorparametern. Somit ermöglicht das Vermögen, das effektive A/R des Turbinengehäuses zu ändern, dass ein einzelner Turbolader beide Anforderungen einer Bedingung mit niedriger Drehzahl und niedriger Last und einer Bedingung mit hoher Drehzahl und hoher Last erfüllt.
Durch Steuern des Massendurchsatzes des Abgases, das das Turbinengehäuse zum Turbinenrad lenkt, mit einer schwenkbaren äußeren Diffusorwand können beide Bedingungen kosteneffizient mit einem •einzelnen Turbinengehäuse erfüllt werden.
Unter der Bedingung mit niedriger Strömung wird die schwenkbare äußere Diffusorwand nach innen geschwenkt, was den Massendurchsatz durch den Raum verringert, d. h. das effektive Volumen des Diffusors verringert. Die Einwärtsbewegung der schwenkbaren äußeren Diffusorwand verursacht, dass die Form des hinteren Abschnitts der schwenkbaren Außenwand stromabwärts von der Zunge im Turbinengehäuse die Strömung von Abgas spitzer in Richtung des Turbinenrades lenkt. (Die Einwärtsbewegung des gekrümmten Hinterendes des beweglichen Diffusors hat auch den Effekt der Lenkung der Strömung von Abgas näher zum Turbinenrad.) Diese zwei Effekte führen zur Änderung des Verhaltens des Turboladers.
Die Erfinder erkannten, dass das Verhältnis des Ladedrucks zum Gegendruck sowie der Gegendruck allein als Funktion der Motordrehzahl und -last sowohl auf Meeresspiegel als auch in Höhe zunahmen, was den Gegendruck im Auslasssystem zu einem idealen Steuerparameter zum Bestimmen der Zielposition einer schwenkbaren äußeren Diffusorwand macht. Wenn sich die schwenkbare äußere Diffusorwand in der ausgefahrenen Position befindet, wirkt das Turbinengehäuse, als ob es ein Turbinengehäuse mit kleinerem A/R wäre, als es mit der schwenkbaren äußeren Diffusorwand in der zurückgezogenen Position existieren würde. Dies verursacht, dass der Auslassgegendruck ansteigt, was für die AGR-Strömung von der Auslassseite des Motors zur Einlassseite des Motors erforderlich ist. Folglich kann die Bewegung der schwenkbaren äußeren Diffusorwand verwendet werden, um eine Druckdifferenz (von der Auslassseite des Motors zur Einlassseite des Motors) zu entwickeln, um die AGR-Strömung von der Auslassseite des Motors zur Einlassseite des Motors zu unterstützen.
In der ersten Ausführungsform der Erfindung wird das effektive Durchflussvolumen des Diffusors durch eine radial äußere Wand des Diffusors gesteuert, die von einem Ankerpunkt nahe dem Turbinengehäuseeinlass oder -fuß schwenkt oder sich bewegt. In dieser Ausführungsform wird die Position der sich bewegenden Wand durch den Nettoeffekt des Drucks des Abgases im Diffusor (des Gegendrucks), gegen den durch den Sitz und die Federrate einer Feder reagiert wird, gesteuert. Wenn der Motor mit niedrigen Durchflussraten arbeitet, besteht der Nettoeffekt der Gegenkräfte darin, dass die Aktuatorstange durch die Feder ausgefahren wird, und die schwenkbare Außenwand in den Diffusor gedrängt wird, wobei somit das effektive Durchflussvolumen durch den Diffuser verringert wird. Wenn der Motor mit hohen Durchflussraten arbeitet, was einen hohen Gegendruck erzeugt, besteht der Nettokrafteffekt darin, dass die Aktuatorfeder durch den Druck zusammengedrückt wird, der auf die schwenkbare äußere Diffusorwand wirkt. Die schwenkbare äußere Diffusorwand zieht sich in ihren Hohlraum zurück und das effektive Durchflussvolumen im Diffusor wird auf jenes erhöht, das zu einem unveränderlichen Turbinengehäuse mit größerem (A/R) ohne schwenkbare Außenwand äquivalent ist.
In 9A ist ein Turbinengehäuse (50) im Modus mit niedriger Motorabgasströmung dargestellt. Die schwenkbare äußere Diffusorwand (33) ist mit der Aktuatorwelle (14) in der ausgefahrenen Position gezeigt, so dass die in das Turbinengehäuse durch den Turbinengehäusefuß (51) eintretende Abgasströmung effektiv weniger Volumen hat, durch das sie strömt, als im Fall des Beispiels in 9B, das einen Turbinendiffusor mit größerem Hubraum simuliert. In 9B befindet sich die schwenkbare äußere Diffusorwand (33) in der zurückgezogenen Position. Folglich liegt das effektive Durchflussvolumen für Abgas im Turbinengehäuse auf seinem Maximum, was einen Turbinengehäusediffusor mit größerem A/R simuliert.
Die schwenkbare Diffusorwand (33) ist im Turbinengehäuse durch den Drehzapfen (34) eingeschränkt, der die schwenkbare äußere Diffusorwand am Turbinengehäuse (50) montiert, während ermöglicht wird, dass die schwenkbare Diffusorwand um den Drehzapfen schwenkt. Am anderen Ende der schwenkbaren äußeren Diffusorwand ist die Aktuatorwelle (14) an der schwenkbaren äußeren Diffusorwand unter Verwendung einer Befestigungsvorrichtung (35) befestigt, die seitlich in einem Schlitz (15) in der Aktuatorwelle frei gleiten kann. Der Schlitz berücksichtigt die Differenz der seitlichen Verlagerung aufgrund der Tatsache, dass die Diffusoraußenwand um ihren unteren Drehzapfen (34) schwenkt, während die Aktuatorwelle in einem Lager (36) auf und ab gleitet.
Wie in 10 zu sehen ist, die den Schnitt B-B von 9A zeigt, befindet sich eine typische Turboladerkolbenringdichtung (16) in einer Nut im Aktuatorflansch (21), auf dem sich das Aktuatorkraftmechanismusgehäuse befindet. Der Kolbenring wird durch das Aktuatorkraftgehäuse festgehalten. Die Nut für die Kolbenringdichtung könnte auch im Aktuatorkraftgehäuse hergestellt sein und durch den Aktuatorflansch (21) festgehalten werden. Die Kolbenringdichtung (16) wirkt radial auf die Aktuatorwelle (14), um einen Austritt von Abgas in die Umgebung zu verhindern.
Für die Zielleistung, die für die erste Ausführungsform der Erfindung erforderlich ist, definierten die Erfinder die Anforderung für die Änderung des effektiven Durchflussvolumens, indem sie das Volumen der ”benetzten Oberflächen” des Turbinengehäuses mit der Änderung des Volumens der ”benetzten Oberflächen” des Turbinengehäuses zwischen benachbarten A/Rs in einer Familie von Turbinengehäusen in Beziehung setzten, was 8 bis 10% von einem kleinen A/R zum nächstgrößeren A/R in einer Familie ist. In der beispielhaften Ausführungsform der Erfindung, die in 9A und 9B dargestellt ist, ist die Änderung des Volumens der ”benetzten Oberfläche” 8.8%. Wenn die schwenkbare äußere Diffusorwand wie in 9A ausgefahren ist, weist der Motor somit ein verbessertes Übergangsverhalten auf, das zu jenem, das durch denselben Turbolader, jedoch mit dem Turbinengehäuse mit dem nächstkleinsten A/R geschaffen wird, ungefähr äquivalent ist. Und wenn die schwenkbare äußere Diffusorwand wie in 9B zurückgezogen ist, kann der Turbolader den maximalen Massendurchsatz von Gas zum Turbinenrad liefern, um den erforderlichen Ladedruckpegel für den Motor beispielsweise am Nennpunkt zu erzeugen.
Dieser Grad der Änderung des Volumens könnte größer oder kleiner gewesen sein als die durch die Erfinder für dieses spezielle Produkt definierten, und diese Änderungen des erforderlichen Massendurchsatzes oder Ladedrucks könnten durch Ändern der Größe und/oder Verlagerung der schwenkbaren Außenwand erfüllt werden.
Die Erfindung ist natürlich nicht auf diese Differenz von 8–10% begrenzt, und Ausführungsformen mit 20 oder 30% und bis zu 50% Differenz im Querschnitt können in der Praxis verwendet werden. Was wirklich wichtig ist, ist der Massendurchsatz oder die Bandbreite des Massendurchsatzes, der zum TW ermöglicht wird, was ein Entwurfsparameter ist, wie vorstehend erörtert, und dann kann die auf diesem Fachgebiet arbeitende Person auf der Basis dieser Parameter den Turbolader unter Ausnutzung der Vorteile der vorliegenden Erfindung entwerfen.
Das Turbinengehäuse (2) enthält Reliefbereiche (22 und 23), um zu ermöglichen, dass die Rippe und allgemeine Form an der Rückseite der schwenkbaren Diffusorwand sich in die minimale Position zurückziehen. Die Rippe wurde entworfen, um Steifigkeit zu schaffen, so dass die schwenkbare Außenwand kosteneffizient aus duktilem Eisen oder dem Basismaterial des Turbinengehäuses gegossen werden könnte. Mit der Variation der ersten Ausführungsform, die eine Diffusortrennwand aufweist, kann die Rippe nicht mehr erforderlich sein, da die Trennwand die Steifigkeit schafft.
Die Form und die Abmessungen des Diffusors im Turbinengehäuse werden für die Zwecke des Gießens des Turbinengehäuses unter Verwendung der Abmessungen und Formen, die für die größeren der fraglichen A/Rs definiert sind, definiert.
In der beispielhaften Ausführungsform der Erfindung drängt der Gegendruck im Auslasssystem die schwenkbare äußere Diffusorwand gegen eine Feder (18), die in 13 im Einzelnen gezeigt ist und die im Aktuatorfedergehäuse (38) angebracht ist. Um sich an die Anforderungen für verschiedene Bewegungsraten in der sich bewegenden Diffusoraußenwand anzupassen, kann die Federrate durch Einsetzen von Federn mit verschiedenen Raten geändert werden. Um den Punkt, an dem sich die Wand bewegt, relativ zum Druck im Diffusor zu ändern, können Beilagscheiben zum Reaktionssims (39) hinzugefügt werden; oder die Tiefe der Federaussparung kann durch maschinelle Bearbeitung der Oberfläche der Montagefläche (40) des Aktuatorgehäuses (38) in Abhängigkeit davon, ob der Federsitzdruck zunehmen oder abnehmen muss, eingestellt werden. Das Hinzufügen einer Basisbeilagscheibe unter der Feder (18) und dem Reaktionssims (39) ermöglicht, dass der Sitzdruck ohne maschinelle Bearbeitung modifiziert wird.
In einer Variation der ersten Ausführungsform der Erfindung wird eine intelligente Steuerstrategie unter Verwendung eines Aktuators anstelle einer Federanordnung verwendet, um die schwenkbare äußere Diffusorwand in die gewünschte Position zu bewegen. In dieser Variation kann der Aktuator (13), wie in 14 zu sehen, durch die Motor-ECU gesteuert werden, um die schwenkbare äußere Diffusorwand in eine Position zu befehlen, die durch eine Änderung des Motorverhaltens ausgesagt wird. Die Aktuatorleistung könnte elektrisch, pneumatisch, Unterdruck oder hydraulisch sein. In Situationen, die zu dieser ähnlich sind, ist die Wahl der Aktuatorleistung eine Funktion der Kosten und der technischen Anforderung.
Unter Verwendung dieser Erfindung wird die Strömung von Abgas zum Turbinenrad in einer kosteneffizienten Weise ohne Dämpfung der Impulsenergie im Abgas, wie es bei einer VTG mit Schaufeln der Fall wäre, gesteuert.
In einer anderen Variation der ersten Ausführungsform der Erfindung enthält die schwenkbare Außenwand (33) eine Trennwand (26), die in der schwenkbaren Außenwand der beispielhaften ersten Ausführungsform der Erfindung hergestellt ist. Wie in 11A, 11B und 12 zu sehen ist, kommt die Trennwand mit einer festen Trennwand (25) in Eingriff, die als Teil des Turbinengehäuses (2) gegossen ist. Der Grund für die Trennwand besteht darin, die Impulsenergie vom Motor aufrechtzuerhalten, so dass die bewegliche Trennwand (26) und die feste Trennwand (25) mit einem Versatzmerkmal (27) der festen Trennwand (25) in Eingriff kommen, um minimales Nebensprechen zwischen den Diffusoren (48 und 49) sicherzustellen.
Die zweite Ausführungsform der Erfindung behandelt auch die Änderung des effektiven Durchflussvolumens durch den Turbinengehäusediffusor, jedoch in einer anderen Weise. In der zweiten Ausführungsform der Erfindung schwenkt ein Segment, das ein Segment einer Diffusorwandkontur enthält, um das geometrische Zentrum des Turboladers, um sowohl eine Änderung des Volumens des Diffusors als auch eine Änderung des Flächenplans zu schaffen. Im Gegensatz zur ersten Ausführungsform, die durch die Scheibe ”A” verläuft und sich auf die Fläche an der Scheibe ”A” auswirkt, was für einen Turbinengehäuseentwurf typisch ist, liegt in dieser Ausführungsform der Effekt vollständig stromabwärts der Scheibe In der zweiten Ausführungsform der Erfindung weist die Turbinengehäuse-Diffusoraußenwand (74) einen konstanten Radius auf. In das Turbinengehäuse ist ein gekrümmtes Keilsegment (72) eingefügt (dessen radial innere Oberfläche zur ”benetzten” Außenwand des Diffusors wird, während die radial äußere Oberfläche des spiralförmigen Segments mit der Außenwand mit konstantem Radius des Turbinengehäusegussteils in Eingriff steht). Die Seitenwände des im Winkel verlagerbaren gekrümmten Keilsegments sind zueinander parallel und verlaufen teilweise hinter den Seitenwänden des Turbinengehäuses. Die Seitenwände des Turbinengehäuses behalten die Spiralform und Fußradien eines Standardturbinengehäuses bei, um den thermodynamischen Wirkungsgrad der Turbinengehäusediffusorgeometrie zu verbessern.
In der zweiten Ausführungsform der Erfindung schwenkt das gekrümmte Keilsegment geometrisch um die Turbomittellinie, in der beispielhaften Ausführungsform durch zwei Sätze von Rollen (77) geführt, die in Schienen (76) im Turbinengehäusegussteil laufen. Um diese Rollen (77) am gekrümmten Keilsegment (72) und die gekrümmte Keilsegmentanordnung am Turbinengehäuse zu montieren, kann es erforderlich sein, das Turbinengehäuse in zwei Stücke aufzuteilen. In der beispielhaften Ausführungsform der Erfindung ist das Turbinengehäuse in zwei Hälften (57 und 58) aufgeteilt, die mit Schrauben oder Muttern und Schrauben (19), wie in 17 zu sehen, aneinander befestigt werden können. Dies geschieht so, dass die gekrümmte Keilsegmentanordnung mit Rollen in den Nuten (76) in den Turbinengehäusehälften (57 und 58) montiert werden kann.
Um eine Durchflussvolumenänderung zu erzeugen, wenn das gekrümmte Keilsegment um das Turboladerzentrum geschwenkt wird, ist eine Kammer (73) vorgesehen, um das gekrümmte Keilsegment zu ”verbergen”, wenn es sich in der Konfiguration mit ”minimalem” Volumen befindet. Die Außenwand der Kammer (73) wird zur Fortsetzung der Innenwand des gekrümmten Keilsegments, wenn sich das gekrümmte Keilsegment in seiner ”maximalen” Konfiguration befindet. In der ”maximalen” Konfiguration kann sich das gekrümmte Keilsegment bis zum Winkel ”C” bewegen, wie in 15A und B zu sehen.
Der Winkel ”C” ist der Winkel zwischen zwei Linien. Die erste Linie verläuft von der Turboladerachse bis zu einem Punkt am Schnittpunkt der inneren Oberfläche und der Endoberfläche des gekrümmten Keilsegments, wenn sich das gekrümmte Keilsegment im vollsten Umfang in seiner Kammer befindet. Die zweite Linie ist eine Linie von der Turboladerachse zur unteren Kante der Kammer.
In 16A und 16B ist das gekrümmte Keilsegment verborgen, um das Rollen- und Schienendetail aufzuzeigen. Die Rollen (77) sind am gekrümmten Keilsegment (72) angebracht und laufen in Schienen (76). 17 stellt eine zusammengesetzte Seitenansicht der zweiten Ausführungsform der Erfindung dar. 18A und 18B zeigen Schnitte ”C-C” und ”D-D”, um zu zeigen, wie das gekrümmte Keilsegment (72) parallele Seiten aufweist, die unter den Außenseiten der Oberfläche des Diffusors in jeder der Turbinengehäusehälften (57 und 58) enthalten sind.
In der ersten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung, wie in 19A und B zu sehen, trägt das gekrümmte Keilsegment eine Trennwand (26), um Nebensprechen der Impulsenergie zwischen den Diffusoren (48, 49) zu verhindern, um diese Energie dem Turbinenrad zuzuführen. Um das Nebensprechen zwischen den Diffusoren zu minimieren, dichtet die Trennwand (26) am gekrümmten Keilsegment gegen einen Versatz der festen Trennwand (25) ab, die in das Turbinengehäuse gegossen ist. Die Trennwand kann massiv sein oder sie kann Verbindungsschlitze aufweisen, die in ihr ausgebildet sind, um die Drücke im linken und rechten Diffusor auszugleichen, wenn ein Druckausgleich erforderlich ist.
In einer zweiten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung wird das gekrümmte Keilsegment durch ein Paar von Aussparungen geführt, die in den Seiten des Turbinengehäusediffusors derart hergestellt sind, dass er mit der axialen äußeren und inneren Oberfläche des gekrümmten Keilsegments in Eingriff steht. Mit dieser Veränderung kann das gekrümmte Keilsegment durch den Turbinengehäusefuß in ein einteiliges Turbinengehäuse eingesetzt werden.
In einer dritten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung, wie in 20A, B, C dargestellt, ist das Turbinengehäuse (50) als einzelnes Gussteil mit einem Schlitz (79) gegossen, der in der Seite der Turbinengehäusediffusorwand hergestellt ist. Der Schlitz (79) ist so hergestellt, dass er einen Boden aufweist, auf dem der Schlitzeinsatz (80) axial angeordnet ist. Der Schlitzeinsatz trägt in seiner Innenfläche die Nut (76) für die Rollen (77), auf denen das gekrümmte Keilsegment angeordnet ist. Wenn der Schlitz offen ist, können die Nuten für die Rollen auf der entgegengesetzten Seite des gekrümmten Keilsegments in das Turbinengehäuse maschinell eingearbeitet werden. Wenn der Schlitz offen ist, kann der Zwischenraum für das gekrümmte Keilsegment auch in das Turbinengehäuse maschinell eingearbeitet werden. Wenn es zur Montage bereit ist, wird das gekrümmte Keilsegment vollständig mit den Rollen in das Turbinengehäuse eingesetzt. Der Schlitzeinsatz (80) wird in das Turbinengehäuse (50) eingefügt und der Schlitzeinsatz wird am Turbinengehäuse abgedichtet. Das Abdichten und Festhalten wird vorzugsweise durch Vernieten der Schlitzkanten des Turbinengehäuses über dem Schlitzeinsatz ausgeführt. Das Abdichten und Festhalten können unter Verwendung einer beliebigen Anzahl von Halteverfahren wie z. B. Schweißen, Einpressen, Verschrauben usw. durchgeführt werden.
In einer vierten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung, wie in 21A, B, C dargestellt, ist das Turbinengehäuse (59) als offenes Gehäuse gegossen, wobei der Verschluss (69) die Merkmale des äußeren Schlitzes (76) enthält. Das Turbinengehäuse (59) ist so hergestellt, dass es die Merkmale des inneren Schlitzes (76) umfasst. Der Seitenabstand zwischen dem gekrümmten Keilsegment (72), den Rollen (77) und den Merkmalen sowohl im Turbinengehäuse (59) als auch im Verschluss (69) wird durch die maschinelle Bearbeitung der verschiedenen Merkmale (Schlitztiefe, seitliche Rollenposition) und die Beziehung zwischen der inneren Schlitztiefe und der Fläche, an der der Verschluss (69) mit der Turbinengehäusefläche in Eingriff kommt, bestimmt. Der Verschluss (69) wird in der beispielhaften dritten Variation der Erfindung durch Schrauben in Gewindelöchern festgehalten; er könnte jedoch durch Schrauben und Muttern, durch Hämmern, durch Vernieten oder durch Schweißen festgehalten werden.
In den beispielhaften zweiten Ausführungsformen der Erfindung wird die befohlene Bewegung des gekrümmten Keilsegments durch eine Zahnstange (82) und ein Ritzel (81) angetrieben, wie in 22 gezeigt. Das Ritzel ist in der Wand des Turbinengehäuses angebracht und die Zahnstange ist an der Innenfläche des gekrümmten Keilsegments hergestellt. Die Bewegung könnte durch eine andere Konfiguration der Zahnstange und des Ritzels oder durch einen linearen Aktuator, der mit einem Stift am gekrümmten Keilsegment verbunden ist, oder durch einen Drehaktuator, der ebenso mit dem gekrümmten Keilsegment verbunden ist, angetrieben werden.
Hiermit wurde die Erfindung beschrieben.

Claims

Turbolader für einen Verbrennungsmotor, der Folgendes umfasst: ein Turbinengehäuse (2) mit einem Einlass an einem Turbinengehäusefuß (51) zum Empfangen von Abgas; ein Turbinenrad (70), das in dem Gehäuse drehbar angebracht ist; einen Diffusor zum Lenken von Abgasen vom Einlass zum Turbinenrad, wobei der Diffusor eine radial äußere Wand umfasst, wobei die radial äußere Wand gebildet ist durch – ein festes radial äußeres Wandsegment des Turbinengehäuses, das in einer Zunge endet, und – eine schwenkbare radial äußere Wand (33) mit einem stromaufseitigen Ende, das schwenkbar am Turbinengehäuse (2) stromaufwärts der Zunge angebracht ist, und einem gekrümmten stromabseitigen Ende, wobei die schwenkbare radial äußere Wand von einer zurückgezogenen Position, die weiter vom Turbinenrad entfernt ist, in eine ausgefahrene Position, die näher am Turbinenrad liegt, schwenkbar ist; und ein Steuermittel zum Steuern der Bewegung des stromabseitigen Endes der schwenkbaren radial äußeren Wand von der zurückgezogenen Position in die ausgefahrene Position.
Turbolader nach Anspruch 1, wobei das Turbinenrad an einer Welle fest angebracht ist, wobei ein Kompressorrad (20) eines Kompressors am anderen Ende der Welle angebracht ist, wobei die Abgasströmung (100) von einem Motorauslasskrümmer in das Turbinengehäuse (2) am Turbineneinlass (51) des Turbinengehäuses (2) eintritt, um das Turbinenrad (70) anzutreiben, um Drehleistung zum Antreiben des Kompressors zu schaffen, wodurch Druckgas die Kompressorabdeckung (10) durch den Kompressorauslass (12) verlässt und zum Motoreinlass zugeführt wird, wobei die schwenkbare Wand (33) derart konturiert ist, dass, wenn die schwenkbare Wand von der zurückgezogenen Position in die ausgefahrene Position bewegt wird: ein stromaufseitiger Teil der schwenkbaren radial äußeren Wand (33) mit der Zunge unter Bildung einer Einengung zum Beschleunigen der Abgasströmung zusammenwirkt, und das gekrümmte stromabseitige Ende der schwenkbaren Wand die Gasströmung näher zum Turbinenrad lenkt, wodurch das effektive Durchflussvolumen des Diffusors verringert wird, um das Übergangsverhalten des Motors zu verbessern.
Turbolader nach Anspruch 1 mit einem Aktuatorfedergehäuse (38), das eine Feder (18) aufnimmt, die eine Federkraft ausübt, die die schwenkbare radial äußere Wand (33) in Richtung der ausgefahrenen Schwenkposition drängt, so dass bei einem niedrigen Gegendruck die schwenkbare radial äußere Wand durch die Feder in die ausgefahrene Position gedrängt wird, und bei einem hohen Gegendruck der Gegendruck die Federkraft überwindet und die schwenkbare radial äußere Wand so drängt, dass sie in die zurückgezogene Position schwenkt.
Turbolader nach Anspruch 4 mit mindestens einer Beilagscheibe, um den Federsitzdruck zu erhöhen.
Turbolader nach Anspruch 1, wobei die schwenkbare radial äußere Wand (33) mindestens eine Verstärkungsrippe umfasst, die sich senkrecht von der schwenkbaren radial äußeren Wand erstreckt.
Turbolader nach Anspruch 1, wobei das Steuermittel aus der Gruppe ausgewählt ist, die aus einer Metallfeder, einem hydraulischen Aktuatormittel, einem pneumatischen Aktuatormittel oder einem elektrischen Aktuatormittel besteht.
Turbolader nach Anspruch 1, wobei die schwenkbare radial äußere Wand (33) eine Trennwand (26) umfasst, die sich senkrecht von der schwenkbaren radial äußeren Wand radial einwärts erstreckt.
Turbolader nach Anspruch 7, wobei die Trennwand (26) eine massive Trennwand ist.
Turbolader nach Anspruch 7, wobei die Trennwand (26) mit Öffnungen versehen ist.
Turbolader für einen Verbrennungsmotor, der Folgendes umfasst: ein Turbinengehäuse (2) mit einem Einlass an einem Turbinengehäusefuß (51) zum Empfangen von Abgas; ein Turbinenrad, das drehbar in dem Gehäuse angebracht ist; einen Diffusor zum Lenken von Abgasen vom Einlass zum Turbinenrad, wobei der Diffusor eine radial äußere Wand umfasst, wobei die radial äußere Wand gebildet ist durch – ein festes radial äußeres Wandsegment des Turbinengehäuses, das in einer Zunge endet, und – eine flexible radial äußere Wand mit einem stromaufseitigen Ende, das am Turbinengehäuse (2) stromaufwärts der Zunge verankert ist, und einem gekrümmten stromabseitigen Ende, wobei die flexible radial äußere Wand von einer zurückgezogenen Position, die weiter vom Turbinenrad entfernt ist, in eine ausgefahrene Position, die näher am Turbinenrad liegt, beweglich ist; und ein Steuermittel zum Steuern einer Bewegung des stromabseitigen Endes der flexiblen radial äußeren Wand von der zurückgezogenen Position in die ausgefahrene Position.
Turbolader für einen Verbrennungsmotor, der Folgendes umfasst: ein Turbinengehäuse (2) mit einem Einlass an einem Turbinengehäusefuß (51) zum Empfangen von Abgas, wobei das Turbinengehäuse einen Diffusor mit einer radial äußeren Wand (74) mit einem konstanten Radius umfasst; ein Turbinenrad, das drehbar in dem Gehäuse angebracht ist; ein rotierendes gekrümmtes Keilsegment (72), das durch eine radial äußere Wand, die mit der Turbinengehäusewand (74) mit konstantem Radius bündig ist, und eine radial innere Wand mit konstant abnehmendem Radius in der Stromabwärtsrichtung definiert ist, wobei das gekrümmte Keilsegment folglich ein verjüngtes stromaufseitiges Ende und ein breites stromabseitiges Ende aufweist, wobei das rotierende gekrümmte Keilsegment zur Drehung zwischen einer Position mit niedrigerem effektivem Durchflussvolumen und einer Position mit höherem effektivem Durchflussvolumen angebracht ist; einen festen gekrümmten Keilteil (73) mit einer Kammer zum Aufnehmen des dicken Endes des rotierenden gekrümmten Keilsegments, wenn das rotierende gekrümmte Keilsegment (72) in eine Position mit hohem effektiven Durchflussvolumen gedreht wird, und mit einer Außenseite, die eine Fortsetzung des rotierenden gekrümmten Keilsegments definiert, wenn das rotierende gekrümmte Keilsegment in die Position mit niedrigem effektivem Durchflussvolumen geschwenkt wird.
Turbolader nach Anspruch 11, wobei das rotierende gekrümmte Keilsegment (72) durch Sätze von Rollelementen (77) geführt wird, die in Schienen (76) im Turbinengehäusegussteil laufen.
Turbolader nach Anspruch 11, wobei das rotierende Keilsegment (72) durch die Oberfläche des rotierenden Keilsegments und Schienen im Turbinengehäusegussteil geführt wird.
Turbolader nach Anspruch 11, wobei das Steuermittel aus der Gruppe ausgewählt ist, die aus einer Metallfeder, einem hydraulischen Aktuatormittel, einem pneumatischen Aktuatormittel oder einem elektrischen Aktuatormittel besteht.
Turbolader nach Anspruch 11, wobei die schwenkbare radial äußere Wand (33) eine Trennwand (26) umfasst, die sich senkrecht von der schwenkbaren radial äußeren Wand radial einwärts erstreckt.
Turbolader nach Anspruch 15, wobei die Trennwand (26) eine massive Trennwand ist.
Turbolader nach Anspruch 15, wobei die Trennwand (26) mit Öffnungen versehen ist.
Verfahren zum Steuern eines Gegendrucks in einem Turbolader für einen Verbrennungsmotor, wobei der Turbolader Folgendes umfasst: ein Turbinengehäuse (2) mit einem Einlass an einem Turbinengehäusefuß (51) zum Empfangen von Abgas; ein Turbinenrad, das drehbar in dem Gehäuse angebracht ist; einen Diffusor zum Lenken von Abgasen vom Einlass zum Turbinenrad, wobei der Diffusor eine radial äußere Wand umfasst, wobei die radial äußere Wand gebildet ist durch – ein festes radial äußeres Wandsegment des Turbinengehäuses, das in einer Zunge endet, und – eine schwenkbare radial äußere Wand (33) mit einem stromaufseitigen Ende, das am Turbinengehäuse (2) stromaufwärts der Zunge schwenkbar angebracht ist, und einem gekrümmten stromabseitigen Ende, wobei die schwenkbare radial äußere Wand von einer zurückgezogenen Position, die weiter vom Turbinenrad entfernt ist, in eine ausgefahrene Position, die näher am Turbinenrad liegt, schwenkbar ist; und ein Steuermittel zum Steuern der Bewegung des stromabseitigen Endes der schwenkbaren radial äußeren Wand von der zurückgezogenen Position in die ausgefahrene Position, wobei das Verfahren Folgendes umfasst: Schwenken der schwenkbaren Wand (33) in die ausgefahrene Position, so dass der stromaufseitige Teil der schwenkbaren Wand mit der Zunge unter Bildung einer kleineren Verengung zum Beschleunigen der Abgasströmung zusammenwirkt, und ein gekrümmter Endteil der schwenkbaren Wand die Gasströmung näher zum Turbinenrad lenkt, wodurch das effektive Durchflussvolumen des Diffusors verringert wird, um den Turbinengegendruck zu erhöhen, wodurch die Fähigkeit des Systems verbessert wird, die AGR-Strömung von der Auslassseite des Motors zur Einlassseite des Motors zu treiben, und Schwenken der schwenkbaren Wand (33) in die zurückgezogene Position, so dass der stromaufseitige Teil der schwenkbaren Wand sich von der Zunge weg bewegt, um eine weniger eingeschränkte Strömung zu bilden, und so dass der gekrümmte Endteil der schwenkbaren Wand die Gasströmung weiter vom Turbinenrad weg lenkt, wodurch das effektive Volumen des Diffusors vergrößert wird, um den Turbinengegendruck zu verringern.