DE112011103079T5

DE112011103079T5 - Vereinfachter Turbolader mit veränderlicher Geometrie mit einem vergrösserten Strombereich

Info

Publication number: DE112011103079T5
Application number: DE112011103079T
Authority: DE
Inventors: John P. Watson; David G. Grabowska
Original assignee: BorgWarner Inc
Current assignee: BorgWarner Inc
Priority date: 2010-11-05
Filing date: 2011-11-03
Publication date: 2013-08-08
Also published as: WO2012061545A9; CN103180569A; WO2012061545A2; CN103180569B; US20130219885A1; RU2013123351A; KR20140001912A; WO2012061545A3

Abstract

Ein Turbolader mit veränderlicher Geometrie ist vereinfacht, jedoch noch in der Lage, die Impulsenergie aufrechtzuerhalten. Gemäß einer ersten Ausführungsform ist ein Turbinengehäuse mit einem schwenkbaren Stromsteuerventil versehen, das um einen Punkt in der Nähe des Eingangs in das Turbinengehäuse geschwenkt wird. Durch Bewegen des Ventils um den Schwenkpunkt wird das effektive Volumen des Turbinengehäuseverdichters geändert, wodurch das Volumen des Abgases im Verdichter effektiv verringert wird, wodurch eine Steuerung des zum Turbinenrad strömenden Abgases möglich ist. Gemäß der zweiten Ausführungsform der Erfindung wird ein drehbares Keilsegment innerhalb des Verteilers aus einer ersten Position in eine zweite Position gedreht, wodurch das effektive Volumen des Verteilers geändert wird und eine Steuerung des zum Turbinenrad strömenden Abgases möglich ist.

Description

GEBIET DER ERFINDUNG
Diese Erfindung richtet sich auf den Bedarf an einer Turbinenstromsteuervorrichtung mit verringerten Kosten und einem vergrößerten Bereich, und sie erreicht dies durch Entwerfen eines Gehäuses eines vereinfachten Turboladers mit veränderlicher Geometrie, das einen gesteuerten asymmetrischen Strom zum Turbinenrad aufweist.
HINTERGRUND DER ERFINDUNG
Turbolader sind ein Typ eines Systems mit erzwungener Induktion. Sie führen dem Motoreinlass Luft mit höherer Dichte zu als dies bei der normalen Ansaugkonfiguration möglich wäre, wodurch mehr Kraftstoff verbrannt werden kann, so dass die PS-Zahl des Motors erhöht wird, ohne das Gewicht des Motors erheblich zu vergrößern. Ein kleinerer turbogeladener Motor kann einen normalen Saugmotor mit einer höheren physikalischen Größe ersetzen, wodurch die Masse und die aerodynamische Frontfläche des Fahrzeugs verringert werden.
Turbolader (1) verwenden den Abgasstrom (100) vom Motorabgasverteiler, welcher am Turbineneinlass (51) eines Turbinengehäuses (2) in das Turbinengehäuse eintritt, um ein Turbinenrad (70) anzutreiben, das sich im Turbinengehäuse befindet. Das Turbinenrad ist an einem Ende einer Welle starr befestigt. Ein Kompressorrad (20) ist am anderen Ende der Welle angebracht und wird durch die Klemmlast von einer Kompressormutter in Position gehalten. Die Primärfunktion des Turbinenrads besteht darin, Drehleistung zum Antreiben des Kompressors bereitzustellen. Sobald das Abgas durch das Turbinenrad (70) hindurchgetreten ist und das Turbinenrad Energie aus dem Abgas entnommen hat, tritt das verbrauchte Abgas (101) durch den Auslass (52) aus dem Turbinengehäuse (2) aus und wird zum Fahrzeugauspuff und gewöhnlich zu Nachbehandlungsvorrichtungen in der Art von Katalysatoren, Teilchenfallen und NO_x-Fallen geleitet.
Die durch die Turbinenstufe entwickelte Leistung ist eine Funktion des Expansionsverhältnisses über die Turbinenstufe, d. h. des Expansionsverhältnisses vom Turbineneinlass (51) zum Turbinenauslass (52). Der Bereich der Turbinenleistung ist eine Funktion des Massenstroms durch die Turbinenstufe, abgesehen von anderen Parametern.
Die Kompressorstufe besteht aus einem Rad und seinem Gehäuse. Gefilterte Luft wird durch die Drehung des Kompressorrads (20) axial in den Einlass (11) einer Kompressorabdeckung (10) gesogen. Die durch die Turbinenstufe erzeugte und auf die Achse und das Rad einwirkende Leistung treibt das Kompressorrad (20) an, um eine Kombination aus einem statischen Druck und restlicher kinetischer Energie und Wärme zu erzeugen. Das unter Druck stehende Gas tritt durch den Kompressorausgang (12) aus der Kompressorabdeckung (10) aus und wird, gewöhnlich über einen Intercooler, zum Motoreinlass überführt.
Der Entwurf der Turbinenstufe ist ein Kompromiss zwischen der für das Antreiben des Kompressors in verschiedenen Strombereichen in der Einhüllenden des Motorbetriebs erforderlichen Leistung, dem aerodynamischen Entwurf der Stufe, der Trägheit der sich drehenden Anordnung, von welcher die Turbine ein großer Teil ist, weil das Turbinenrad typischerweise aus Inconel hergestellt ist, das eine 3 Mal größere Dichte hat als das Aluminium des Kompressorrads, des Arbeitszyklus des Turboladers, der die strukturellen und materiellen Aspekte des Entwurfs beeinflusst, und des Nahfelds (Abgasstroms) sowohl stromaufwärts als auch stromabwärts des Turbinenrads in Bezug auf die Schaufelanregung.
Ein Teil des physikalischen Entwurfs des Turbinengehäuses ist ein Verdichter (47) oder ein Paar von Verdichtern, deren Funktion darin besteht, die Einlassbedingungen für das Turbinenrad zu steuern, so dass die Einlassstrombedingungen die wirksamste Übertragung der Leistung von der Energie im Abgas auf die vom Turbinenrad entwickelte Leistung, kombiniert mit den besten transienten Ansprecheigenschaften, bereitstellen. Theoretisch wird der vom Motor ankommende Abgasstrom gleichmäßig vom Verdichter einem Wirbelrad zugeführt, das auf der Turbinenradachse zentriert ist. Hierfür steht die Querschnittsfläche des Verdichters idealerweise an einem Maximum senkrecht zur Stromrichtung und nimmt allmählich und kontinuierlich ab, bis sie null wird. Die innere Begrenzung des Verdichters kann ein vollkommener Kreis sein, der als der Basiskreis (71) definiert ist, oder sie kann in bestimmten Fällen, beispielsweise bei einem in 2A dargestellten Doppelverdichter (48, 49), eine Spirale mit einem minimalen Durchmesser beschreiben, der nicht kleiner ist als 106% des Turbinenraddurchmessers.
Der Verdichter ist durch den abnehmenden Radius der äußeren Begrenzung des Verdichters (53) und durch die innere Begrenzung, wie vorstehend beschrieben, in einer auf der ”X-Y”-Achse, wie in 4 dargestellt ist, definierten Ebene und die Querschnittsflächen an jeder Station in der durch die ”Z”-Achse verlaufenden Ebene, wie in 8A dargestellt ist, definiert. Die ”Z”-Achse steht senkrecht zu der durch die ”X-Y”-Achse definierten Ebene und ist auch die Achse des Turbinenrads.
Mehrere Eingangsverdichter können auch durch Unterteilen der Verdichterfläche in Umfangsrichtung erzeugt werden. Der Verdichter wird durch axiale Wände (103, 104) unterteilt, die der sich verkleinernden äußeren Begrenzung des Verdichters folgen, wie in 15A dargestellt ist.
Zur Konsistenz des Produktentwurfs wird ein System verwendet, bei dem die Entwicklung des Verdichters am Schnitt ”A” (4) eingeleitet wird, der als der Bezugsort für den Rest des Verdichters definiert ist. Der Bezugsort, der Schnitt ”A” ist als der Schnitt unter einem Winkel von ”P” Grad über der ”X”-Achse des Turbinengehäuses definiert, worin die ”X”-Achsen-, ”Y”-Achsen- und ”Z”-Achsenspezifikationen der Verdichterform enthalten sind.
Die Größe und die Form des Verdichters sind folgendermaßen definiert: Der weit verbreitet verwendete Begriff A/R stellt das Verhältnis zwischen der Teilfläche im Schnitt ”A” und dem Abstand vom Zentroid (161) des schattierten Strombereichs zur Mittellinie des Turboladers dar. In 8A legt die Position des Zentroids (161) den Abstand R_A zur Mittellinie des Turboladers fest. Für verschiedene Elemente einer Familie von Turbinengehäusen bleibt die allgemeine Form gleich, die Fläche im Schnitt ”A” ist jedoch, ebenso wie der Abstand R_A, verschieden. Das A/R-Verhältnis wird im Allgemeinen als ”Name” für ein spezifisches Turbinengehäuse verwendet, um dieses Turbinengehäuse von anderen in derselben Familie (mit anderen A/R-Verhältnissen) zu unterscheiden. In 8A ist der Verdichter jener eines typischen unterteilten Turbinengehäuses, das erzwingt, dass die Formen der Verdichter annähernd dreieckig sind und annähernd die gleiche Fläche aufweisen. Im Fall eines Doppelstromentwurfs (wie in 8A dargestellt) sind die Flächen im Schnitt ”A” für beide Verdichter gleich. Die Zentroide (160, 161) der Flächen liegen beim gleichen Radius R_A. Das durchschnittliche Zentroid, (163), liegt auf der Turbinengehäuse-Mittellinie beim gleichen Radius R_A, weil die einzelnen Verdichter in diesem Abschnitt symmetrisch um die Trennwand sind.
Der Schnitt ”A” wird um einen Winkel ”P” gegen die ”X”-Achse versetzt. Das Turbinengehäuse wird dann geometrisch in gleiche radiale Schnitte zerlegt (häufig 30°, so dass sie bei (30x + P°) liegen), und die Flächen (A_A-M) und die Radien (R_A-M) werden zusammen mit anderen geometrischen Definitionen in der Art der Eckradien definiert. Anhand dieser Definition werden Splines an Punkten entlang der Verdichterwände erzeugt, wodurch die gesamte Form des Verdichters definiert wird. Die Wanddicke wird zur Form des inneren Verdichters hinzugefügt, und es wird durch dieses Verfahren ein Turbinengehäuse definiert.
Die theoretisch optimierte Verdichterform für eine gegebene Fläche ist jene eines kreisförmigen Querschnitts, weil sie die minimale Oberfläche hat, welche die Fluidreibungsverluste minimiert. Der Verdichter wirkt jedoch nicht allein, sondern ist Teil eines Systems, so dass die Anforderungen des Stroms in den Ebenen vom in 4 dargestellten Schnitt ”A” zur Ebene am Schnitt ”M” und von ”M” zur Zunge die Funktionsweise der Turbinenstufe beeinflussen. Diese Anforderungen werden häufig durch andere Forderungen in der Art architektonischer Anforderungen (Platzverfügbarkeit) außerhalb des Turbinengehäuses, das Verfahren zum Anordnen und Anbringen des Turbinengehäuses am Lagergehäuse und den Übergang vom Schnitt ”A” zum Turbinenfuß (51) beeinträchtigt, welche in Kombination erzwingen, dass Turbinengehäuseverdichter einen rechteckigen oder dreieckigen Querschnitt sowie eine Kreisform oder Kombinationen aller Formen annehmen. Die Rechteckform des Verdichters in 1, worin ein Abschnitt ”D-K” dargestellt ist, ist ein Ergebnis der Anforderung, nicht nur VTG-(31)-Turbinenschaufeln in den Raum einzupassen, so dass der Strom durch die Turbinenschaufeln optimiert wird und die Turbinenschaufeln bewegt und durch Vorrichtungen außerhalb des Turbinengehäuses gesteuert werden können, sondern auch den Umriss des Turbinengehäuses zu minimieren, so dass der Turbolader an einen Motor passt.
Der Turbinengehäusefuß ist gewöhnlich von einem Standardentwurf, weil er zu Abgasverteilern vieler Motoren passt. Der Fuß kann in einem beliebigen Winkel zum ”Verdichter” oder in einer beliebigen Position zum ”Verdichter” angeordnet werden. Der Übergang von den Fußgasdurchgängen zum Verdichter erfolgt in einer Weise, welche den besten aerodynamischen und mechanischen Kompromiss bereitstellt.
Die grob dreieckige Form der Verdichter in 2 in den gleichen Abschnitten wie den vorstehend erwähnten ist die typischere Verdichtergeometrie für feste Turbinengehäuse und mit einem Wastegate versehene Turbinengehäuse. Die Trennwand (25) wird hinzugefügt, um die aerodynamische ”Querströmung” zwischen den Verdichtern zu verringern, um zu versuchen, einen Impulsstrom von einem unterteilten Verteiler (36) aufrechtzuerhalten, um die Impulsenergie in der durch das Turbinenrad extrahierten Arbeit zu ernten. Die Druckimpulse in dem Abgasverteiler sind eine Funktion der Zündreihenfolge des Motors.
In der kommerziellen Praxis werden Turbinengehäuse typischerweise in Familien (typischerweise 5 bis 7 in einer Familie) entworfen, wobei in einer gegebenen Familie Turbinenräder gleichen Durchmessers oder eine Gruppe von Rädern mit nahezu gleichem Durchmesser verwendet werden. Sie können die gleiche Turbinenfußgröße verwenden, auch wenn dieses Merkmal manchmal vom Kunden vorgegeben wird. Beispielsweise kann eine Familie von Turbinengehäusen für ein 63-mm-Turbinenrad einen A/R-Bereich von 1,8 bis 2,2 abdecken. 5 zeigt den Flächenplan für drei Verdichter einer Familie. Der größte Verdichter ist ein 1,2-A/R-Verdichter, der durch die gepunktete Linie (45) dargestellt ist. Der kleinste Verdichter ist ein 0,8-A/R-Verdichter, der durch die unterbrochene Linie (46) dargestellt ist, und der mittlere Verdichter in der Mitte der Familie ist durch die durchgezogene Linie dargestellt. Die X-Achse zeigt den Winkel des Schnitts von 30° (Abschnitt ”A”) bis 360° (Zunge). Die Y-Achse zeigt die Querschnittsfläche an dem jeweiligen Winkel. Typischerweise gibt es eine 8 bis 10%ige Differenz der Querschnittsfläche (in dem gegebenen Fall mit 12 Flächen) am Schnitt ”A” von einem A/R zum nächsten A/R in einer Entwurfsfamilie. Die Verdichteraußenwand mit dem größten A/R (45) aus 5 ist in 4 als die Innenfläche der Verdichterwand (40) dargestellt, und das kleinste A/R (46) aus 5 ist in 4 als Fläche (41) dargestellt.
Einige Turbinenräder sind spezifisch dafür ausgelegt, diese Impulsenergie zu bändigen und sie in eine Drehgeschwindigkeit umzuwandeln. Demgemäß ist die Umwandlung des Drucks und der Geschwindigkeit aus dem Abgas für ein Impulsstrom-Turbinenrad in einem unterteilten Turbinengehäuse größer als die Umwandlung des Drucks und der Geschwindigkeit von einem Gleichgewichts-Abgasstrom in die Turbinenradgeschwindigkeit. Die Impulsenergie ist bei herkömmlichen Dieselmotoren, die bei etwa 2200 U/min bei einem Spitzendrehmoment bei 1200 bis 1400 U/min arbeiten, erheblicher als bei Benzinmotoren, die bei viel höheren Drehgeschwindigkeiten, häufig bis zu 6000 U/min, mit einem Spitzendrehmoment bei 4000 U/min, arbeiten, so dass der Impuls nicht so gut definiert ist.
Die grundlegende Turboladerkonfiguration ist jene eines festen Turbinengehäuses. Bei dieser Konfiguration werden die Form und das Volumen des Turbinengehäuseverdichters im Entwurfsstadium festgelegt und am Ort gegossen. Die meisten Dieselturbinengehäuse sind von der unterteilten Abart mit einer radialen Trennwand (25), wie in 2 dargestellt ist, welche die beiden Verdichter trennt, um die Impulsenergie für das Turbinenrad zu erhalten. Die Länge der Trennwand ist typischerweise derart, dass die innere Begrenzung in etwa am Basiskreis liegt. Je dichter die Spitze der Trennwand am Basiskreis liegt, desto größer ist die Erhaltung der Impulsenergie, desto größer ist allerdings die Neigung zum Reißen des Gussstücks in der Trennwand. Es gibt viele Gründe für dieses Reißen, vorherrschend ist jedoch die Schlacke, die beim Gießprozess durch das Muster gedrückt wird, was bedeutet, dass die Integrität des Materials in der Nähe der Spitze der Trennwand suboptimal ist, und der zweite Grund ist die Tatsache, dass die Temperaturverteilung um die Verdichter bewirkt, dass sich das Gussstück ”abwickeln” möchte. Den thermischen Kräften, die das ”Abwickeln” des Turbinengehäuses erzeugen, wird durch die vertikale Trennwand ein Widerstand entgegengesetzt, was zu Rissen in der Wand führt. Wenngleich ein Riss nur geringe physikalische Schäden herbeiführt, besteht der nächste Schritt beim Reißen darin, dass sich Teile der gusseisernen Trennwand von dem Gussstück ablösen und von dem Turbolader oder vom Motor aufgenommen werden, was zu einer zerstörenden Beschädigung führen kann.
Das nächste Niveau der Höherentwicklung nach dem festen Turbinengehäuse besteht in einem Wastegate-Turbinengehäuse. Bei dieser Konfiguration wird der Verdichter wie bei der vorstehenden festen Konfiguration am Ort gegossen. In 2 weist das mit einem Wastegate versehene Turbinengehäuse eine Öffnung (54) auf, welche den Turbinengehäuseverdichter (49) Fluid-mäßig mit dem Turbinengehäuseauslass (52) verbindet. Weil die Öffnung auf der Verdichterseite stromaufwärts des Turbinenrads (70) liegt und die andere Seite der Öffnung auf der Auslassseite stromabwärts des Turbinenrads liegt, umgeht der Strom durch den diese Öffnungen verbindenden Kanal das Turbinenrad (70), so dass er nicht zu der dem Turbinenrad zugeführten Leistung beiträgt.
Das Wastegate ist in seiner einfachsten Form ein Ventil (55), das ein Abblasventil oder ein schwenkbares Ventil ähnlich dem Ventil in 2 sein kann. Typischerweise werden diese Ventile durch ein ”einfaches” Stellglied betätigt, das den Verstärkungsdruck oder das Vakuum misst, um eine mit dem Ventil verbundene Membran zu aktivieren, und es arbeitet ohne eine spezifische Kommunikation mit der Motor-ECU. Die Funktion des Wastegate-Ventils besteht in dieser Weise darin, die Spitze von der Volllastverstärkungskurve abzutrennen und dadurch das Verstärkungsniveau für den Motor zu begrenzen. Hierdurch wird im Wesentlichen der effektive Strom zur Turbine verringert, wenn dies erwünscht ist (beispielsweise um ein zu starkes Antreiben der Turbine zu verhindern), während der gesamte Bereich des Turbinengehäusestroms zum Turbinenrad ermöglicht wird, wenn ein voller Strom erwünscht ist. Die Wastegate-Konfiguration hat keine Auswirkungen auf die Eigenschaften der Verstärkungskurve, bis sich das Ventil öffnet. Höher entwickelte Wastegate-Ventile können den barometrischen Druck messen oder eine elektronische Überschreibung oder Steuerung aufweisen, sie haben jedoch auch keine Auswirkung auf die Verstärkungskurve, bis sie betätigen, um das Ventil zu öffnen oder zu schließen.
6A zeigt die Verstärkungskurve (65) für ein Turbinengehäuse mit einer festen Geometrie oder ein Wastegate-Turbinengehäuse, wobei sich das Wastegate-Ventil nicht geöffnet hat. Die X-Achse zeigt den Massenstrom, und die Y-Achse zeigt das Druckverhältnis. 6B zeigt die Verstärkungskurve (67) für ein Wastegate-Turbinengehäuse mit dem gleichen A/R wie in 6A, wobei sich das Wastegate-Ventil geöffnet hat. In 6B ist ersichtlich, dass die untere Form (62) der Verstärkungskurve (67) bis zum Punkt (66), an dem sich das Ventil öffnet, genau gleich der Verstärkungskurve (65) in 6A ist. Nach diesem Punkt ist die Verstärkungskurve flach. Während ein Wastegate verwendet werden kann, um die Verstärkungsniveaus zu begrenzen, sind seine Turbinenleistungs-Steuereigenschaften rudimentär und grob.
Ein vorteilhaftes Nebenprodukt des Wastegate-Turbinengehäuses ist die Möglichkeit, das A/R-Verhältnis der Turbinengehäuse zu verringern. Weil die Obergrenze der Verstärkung durch das Wastegate gesteuert wird, kann eine Verringerung des A/R-Verhältnisses bessere transiente Ansprecheigenschaften bereitstellen, während die Obergrenze noch gesteuert wird. Falls der Wastegate-Turbolader allerdings ein ”einfaches” Stellglied aufweist, das nur bei einem Druck- oder Vakuumsignal öffnet, und in der Höhe betätigt wird, wird das kritische Druckverhältnis, bei dem sich das Ventil öffnet, nachteilig beeinflusst. Weil das Diagramm in dem Stellglied den Verstärkungsdruck auf einer Seite und den barometrischen Druck auf der anderen misst, besteht die Tendenz darin, dass das Stellglied später öffnet (weil der barometrische Druck in der Höhe niedriger ist als auf Meeresniveau), was zu einer zu hohen Verstärkung für den Motor führt. Durch Einführen eines Turbinengehäuses mit einem kleineren A/R-Verhältnis, um das Wastegate auszunutzen, verringert diese A/R-Verringerung auch den Strombereich der Turbinenstufe.
Motorverstärkungsanforderungen sind die vorherrschenden treibenden Elemente für die Auswahl der Kompressorstufe. Die Auswahl und der Entwurf des Kompressors ist ein Kompromiss zwischen der Verstärkungsdruckanforderung des Motors, dem vom Motor benötigten Massenstrom, dem von der Anwendung geforderten Wirkungsgrad, der vom Motor und von der Anwendung geforderten Kennfeldbreite, der Höhe und dem Tastverhältnis, denen der Motor zu unterziehen ist, den Zylinderdruckgrenzen des Motors usw.
Der Grund dafür, dass dies für den Betrieb eines Turboladers wichtig ist, besteht darin, dass das Hinzufügen eines Wastegates zur Turbinenstufe das Anpassen an den Niedergeschwindigkeitsbereich mit einem kleineren Turbinenrad und -gehäuse ermöglicht. Demgemäß bringt das Hinzufügen eines Wastegates die Option einer Verringerung der Trägheit mit sich. Weil eine Verringerung der Trägheit der sich drehenden Anordnung typischerweise zu einer Verringerung teilchenförmiger Materie (PM) führt, sind Wastegates in auf Schnellstraßen betriebenen Fahrzeugen üblich geworden. Das Problem besteht darin, dass die meisten Wastegates in gewisser Hinsicht in ihrem Betrieb binär sind, was nicht gut zur linearen Beziehung zwischen der Motorausgangsleistung und der Motorgeschwindigkeit passt.
Das nächsthöhere Entwicklungsniveau bei der Verstärkungssteuerung von Turboladern ist die VTG (der allgemeine Begriff für veränderliche Turbinengeometrie (”variable turbine geometry”)). Einige dieser Turbolader haben sich drehende Turbinenschaufeln, und einige haben gleitende Abschnitte oder Ringe. Einige Bezeichnungen für diese Vorrichtungen sind veränderliche Turbinengeometrie (VTG), Turbine veränderlicher Geometrie (VGT), Turbine mit veränderlicher Düse (VNT) oder einfach veränderliche Geometrie (VG).
VTG-Turbolader verwenden einstellbare Führungsturbinenschaufeln (3A und 3B), die drehbar mit einem Paar von Schaufelringen und/oder der Düsenwand verbunden sind. Diese Turbinenschaufeln werden eingestellt, um den Abgasstaudruck und die Turboladergeschwindigkeit durch Modulieren des Abgasstroms zum Turbinenrad zu steuern. In 3A befinden sich die Turbinenschaufeln (31) in der minimal offenen Position. In 3B befinden sich die Turbinenschaufeln (31) in der maximal offenen Position. Die Turbinenschaufeln können drehend durch in einen Vereinigungsring, der sich über dem oberen Turbinenschaufelring befinden kann, eingreifende Arme angetrieben werden. Aus Gründen der Klarheit wurden diese Einzelheiten in der Zeichnung fortgelassen. VTG-Turbolader haben eine große Anzahl sehr kostspieliger Legierungskomponenten, die zusammengesetzt und im Turbinengehäuse angeordnet werden müssen, so dass die Führungsturbinenschaufeln in Bezug auf den Abgaszufuhrstromkanal und das Turbinenrad über den Bereich thermischer Betriebsbedingungen, denen sie ausgesetzt sind, geeignet positioniert bleiben. Die Temperatur- und Korrosionsbedingungen erzwingen die Verwendung exotischer Legierungen in allen inneren Komponenten. Diese Materialien sind sehr kostspielig zu beschaffen, zu verarbeiten und zu schweißen (wenn nötig). Weil der VTG-Entwurf die Turboladergeschwindigkeit sehr schnell ändern kann, sind aufwendige Software und Steuerungen notwendig, um unerwünschte Geschwindigkeitsausreißer zu verhindern. Hieraus ergeben sich kostspielige Stellglieder. Wenngleich VTGs verschiedener Typen und Konfigurationen weit verbreitet eingesetzt wurden, um sowohl Turboladerverstärkungsniveaus als auch Turbinenstaudruckniveaus zu steuern, sind die Kosten der Hardware und der Implementation hoch.
Die Kosten eines typischen VTG-Turboladers im gleichen Produktionsvolumen betragen 270% bis 300% der Kosten von Turboladern fester Geometrie gleicher Größe. Diese Disparität ist auf eine Anzahl relevanter Faktoren von der Anzahl der Komponenten, der Materialien der Komponenten, der bei der Herstellung und Bearbeitung der Komponenten erforderlichen Genauigkeit bis zur Geschwindigkeit, Genauigkeit und Wiederholbarkeit des Stellglieds zurückzuführen. Das Diagramm in 7 zeigt die Kosten im Vergleich für den Bereich von Turboladern von festen Turboladern zu VTG-Turboladern. Eine Spalte ”A” stellt die Vergleichskosten eines festen Turboladers für eine gegebene Anwendung dar. Eine Spalte ”B” stellt die Kosten eines Wastegate-Turboladers für die gleiche Anwendung dar, und eine Spalte ”C” stellt die Kosten eines herkömmlichen VTG-Turboladers für die gleiche Anwendung dar.
Es ist daher ersichtlich, dass sowohl aus technischen Gründen als auch in Hinblick auf Kostentreiber ein Bedarf an einer verhältnismäßig kostengünstigen Turbinenstromsteuervorrichtung besteht, die in Bezug auf die Kosten zwischen Wastegates und existierende VTGs passt.
ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
Die vorliegende Erfindung betrifft einen vereinfachten, kostengünstigen Turbolader mit veränderlicher Geometrie und insbesondere eine Turbinenstromsteuervorrichtung, welche ein unterteiltes Turbinengehäuse mit asymmetrischen Verdichter-A/R in Zusammenhang mit einer Strommodulationsvorrichtung verwendet, um den effektiven Abgasmassenstrom zum Turbinenrad zu ändern, während der Turbinenstufen-Strombereich vergrößert wird. Durch Steuern des Abgasmassenstroms, den das Turbinengehäuse zum Turbinenrad lenkt, mit einem Satz asymmetrisch konfigurierter Verdichterquerschnittsbereiche und Steuern des Stroms durch die beiden Verdichter mit einer verhältnismäßig einfachen Stromsteuervorrichtung kann der Strombereich in einer Weise, in der der mit symmetrisch konfigurierten Verdichterquerschnittsbereichen ohne die Stromsteuervorrichtung verfügbare Bereich überschritten werden kann, sowohl verbreitert als auch gesteuert werden.
Der Turbolader mit veränderlicher Geometrie ist vereinfacht aber dennoch in der Lage, die Impulsenergie aufrechtzuerhalten. Gemäß einer ersten Ausführungsform ist ein Turbinengehäuse mit einem schwenkbaren Stromsteuerventil, das um einen Punkt in der Nähe des Eingangs in das Turbinengehäuse schwenkt, versehen. Durch Bewegen des Ventils um den Schwenkpunkt wird der Strom durch das Turbinengehäuse am großen Verdichter zunehmend blockiert, wodurch der Strom zum kleinen Verdichter begünstigt wird und von dort aus zum Turbinenrad fortgesetzt wird, wodurch bewirkt wird, dass das Turbinengehäuse durch den effektiven Verlust des größeren Verdichters als ein Turbinengehäuse mit einem kleineren A/R-Verhältnis wirkt. Gemäß der zweiten Ausführungsform der Erfindung schwenkt ein drehbares schmetterlingsförmig ausgelegtes Stromsteuerventil innerhalb des Verdichters, das um die Mitte der Ventilplatte schwenkt, und um die Mittellinie, um den Strom von dem großen Verdichter zu dem kleinen Verdichter und weiter zum Turbinenrad zu ändern und dadurch zu bewirken, dass das Turbinengehäuse als ein Turbinengehäuse mit einem kleineren A/R-Verhältnis wirkt.
Von den Erfindern ausgeführte Tests haben festgestellt, dass eine 60/40-Aufteilung der ”A”-Abschnittsflächen mit der Nabenseite bei 60% und der Luftkanalseite bei 40% eine wünschenswerte Massenstromaufteilung bei ganz geöffnetem Beschränkungsventil erzeugte. Das asymmetrische Turbinengehäuse hat einen größeren linken oder nabenseitigen Verdichter (48) und einen kleineren oder luftkanalseitigen Verdichter (49), die axial um eine Trennwand (25) angeordnet sind.
KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNG
Die vorliegende Erfindung wird in der anliegenden Zeichnung, in der gleiche Bezugszahlen gleiche Teile bezeichnen, beispielhaft und nicht einschränkend erläutert. Es zeigen:
1 einen Querschnitt eines typischen VTG-Turboladers,
2 ein Paar von Querschnitten eines typischen Wastegate-Turboladers,
die 3A, B ein Paar von Querschnitten eines typischen VTG-Turboladers,
4 einen Querschnitt eines typischen festen Turbinengehäuses, worin radiale Konstruktionslinien dargestellt sind,
5 ein Diagramm einer Querschnittsflächenentwicklung,
die 6A, B die Kompressorkennfelder für einen typischen festen Turbolader und einen Wastegate-Turbolader,
7 ein Diagramm, das die relativen Kosten von Turboladern zeigt,
die 8A, B die Querschnitte von zwei Verdichtertypen am Schnitt ”A”,
9 eine Ansicht eines asymmetrischen Turbinengehäuses an einem Verteiler,
die 10A, B zwei Schnittansichten der Beschränkungsvorrichtung an einem umfänglich unterteilten Gehäuse,
die 11A, B zwei Ansichten einer Variation einer Beschränkungsvorrichtung an einem umfänglich unterteilten Gehäuse,
12 eine Darstellung der Rissbildung in einem Turbinengehäuse,
13 eine Schnittansicht geschlossener Schlitze in einer Turbinengehäuse-Trennwand,
14 eine Schnittansicht offener Schlitze in einer Turbinengehäuse-Trennwand,
die 15A, B zwei Ansichten der dritten Ausführungsform eines radial unterteilten Gehäuses,
16 ein Diagramm, das einen Massenstrom zeigt,
17 die Schleierflächen für eine Probe von Produktionsturbinenraddurchmessern und
18 die Beziehung zwischen der Querströmungsfläche und D₃ für verschiedene Turbinenstufen.
DETAILLIERTE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Wie vorstehend erörtert wurde, neigen Mechanismen mit veränderlicher Geometrie dazu, die Kosten des einfachen Turboladers mehr als zu verdoppeln. Die Erfinder haben angestrebt, den Abgasstrom zum Turbinenrad kosteneffizienter modulieren zu können. Daher haben die Erfinder mit Entwürfen experimentiert, die unterteilte Verdichterbereiche aufweisen, kombiniert mit einer Strömungswiderstandsvorrichtung, um sowohl eine kostenwirksame als auch eine technisch wirksame Alternative für das Steuern des erforderlichen breiten Bereichs des Abgasstroms zur Turbine bereitzustellen. Zusätzlich zu den vorstehenden Vorteilen haben die Erfinder angestrebt, einen an Niederstrombereiche angepassten Turbolader bereitzustellen, der ein optimiertes transientes Ansprechen des Turboladers (und damit des Motors) für niedrige Ströme bereitstellen würde, während er noch in der Lage wäre, bei anderen als Niederstrombedingungen in demselben kostenwirksamen Turbolader die vom Motor geforderten hohen Ströme zu liefern. Dieses Ziel hält die Gasgeschwindigkeiten im idealen Bereich, worin die Stufenwirksamkeiten maximiert sind.
Wenn ein Turbolader an die maximale Stromanforderung eines Motors angepasst ist, werden die Stromanforderungen über den gesamten Motorbetriebsbereich erfüllt. Das Problem besteht darin, dass das Anpassen des Turboladers an die maximale Stromanforderung bedeutet, dass die Größe des Turbinengehäuseverdichters (und damit des Stroms) für Niederstrombereiche des Motors viel zu hoch ist. Die transienten Ansprecheigenschaften des Turboladers sind träge, weil der gesamte Verdichter gefüllt werden muss, um dem Turbinenrad einen Strom zuzuführen. Weil das Verringern des A/R-Verhältnisses eines Turboladerturbinengehäuses zum Erfüllen der Niederstromanforderung bedeuten würde, dass der mit typischen Geschwindigkeitsbeschränkungen arbeitende Turbolader nicht in der Lage ist, für die Hochstromanforderung des oberen Endes der Motorbetriebsbereiche genügend Strom bereitzustellen, haben die Erfinder erkannt, dass es erforderlich ist, einen neuartigen Turbolader mit veränderlicher Geometrie bereitzustellen. Ferner verwenden bei heutigen EGR-(Abgasrückführung – ”Exhaust Gas Recirculation”)-Anforderungen OEM-Hersteller große EGR-Beträge bei Teillast (beispielsweise 40% Last) und keine EGR bei hoher Geschwindigkeit, sie möchten jedoch von einem Marktstandpunkt noch die bestmögliche Leistung bei Volllast liefern. Eine hohe EGR bei einer niedrigen Geschwindigkeit oder bei Teillast erfordert einen niedrigen Massenstrom. Die bestmögliche Leistung am Nennpunkt ohne EGR erfordert einen hohen Massenstrom, so dass ersichtlich ist, dass der Massenstrombereich der Turbine in der Lage sein muss, die Stromanforderungen an diesen beiden Extremen zu erfüllen.
Die Formen und Abmessungen des Turbinengehäuseverdichters sind durch die Fläche des Abschnitts ”A” definiert, und alle Merkmale und Abmessungen stromabwärts des Abschnitts ”A” werden durch die Merkmale und Abmessungen in Abschnitt ”A” gesteuert. Dieses System wird für die Konsistenz des Entwurfs in Turboladern verwendet, die von einem Turboladerhersteller entworfen und hergestellt werden.
Gemäß der vorliegenden Erfindung stellen die Erfinder einen neuartigen Turbinenentwurf bereit, der in der Lage ist, einen breiteren Turbinenstrombereich zu erzeugen, als er mit Verdichtern gleicher Fläche verfügbar wäre.
Durch Steuern des Massenstroms durch das Turbinengehäuse haben die Erfinder angestrebt, den Massenstrom des durch das Turbinengehäuse zum Turbinenrad strömenden Gases zu steuern. Wenn der Motor unter einer Bedingung einer niedrigen Geschwindigkeit und einer niedrigen Last arbeitet, ist das Verstärkungsniveau, das erforderlich ist, um das erforderliche Verbrennungsgas (Luft) zuzuführen, verhältnismäßig niedrig. Wenn sich der Motor unter einer Bedingung einer hohen Geschwindigkeit und einer hohen Last befindet, ist das Verstärkungsniveau, das erforderlich ist, um den Motor unter diesen Lastbedingungen zu versorgen, hoch. Wenn der Motor von Niederlastbedingungen zu Hochlastbedingungen übergeht, muss der Turbolader ein zunehmendes Luftvolumen bei einem erhöhten Druckverhältnis zuführen. Weil die Kompressorstufe durch die Turbinenstufe angetrieben wird, muss sich der Abgasmassenstrom, der erforderlich ist, um die Anforderungen des Motors (und damit des Kompressors) zu erfüllen, ändern. Das heißt, dass unter der Bedingung einer niedrigen Last und einer niedrigen Geschwindigkeit des Motors die Motorabgasausgabe in Bezug auf den Massenstrom niedrig ist. Unter der Bedingung einer hohen Last und einer hohen Motorgeschwindigkeit ist die Motorausgabe in Bezug auf den Massenstrom hoch. In der Übergangsstufe muss sich der Abgasmassenstrom von niedrig zu hoch ändern.
Das Problem besteht darin, dass die Turbinenstufe an beide der vorstehend beschriebenen grundlegenden Motorbedingungen, zusätzlich zu den EGR-Anforderungen, angepasst werden muss, um zu ermöglichen, dass der Turbolader das erforderliche Strom- und Druckverhältnis bei all diesen Bedingungen liefert. Um den Turbolader zu zwingen, die Geschwindigkeit schnell zu ändern, würden Fachleute einen Turbolader mit einem Turbinengehäuse mit einem kleinen A/R-Verhältnis wählen. Um das erforderliche Strom- und Druckverhältnis unter der Bedingung einer hohen Last und einer hohen Geschwindigkeit bereitzustellen, würde ein Turbolader mit einem Turbinengehäuse mit einem größeren A/R-Verhältnis gewählt werden. Das erstgenannte Turbinengehäuse mit einem kleinen A/R-Verhältnis stellt gute transiente Ansprecheigenschaften bereit, führt jedoch zu einem unzureichenden Massenstrom zur Turbinenstufe, um die Anforderung eines mit einer hohen Geschwindigkeit und einer hohen Last arbeitenden Kompressors zu erfüllen. Das letztgenannte Turbinengehäuse mit einem hohen A/R-Verhältnis erfüllt die Anforderung bezüglich des Massenstroms zur Turbinenstufe für die Anforderung einer Verstärkung bei einer hohen Geschwindigkeit und einer hohen Last, ist jedoch nicht in der Lage, das Turbinenrad schnell genug zu beschleunigen, um ein akzeptables transientes Ansprechen zu erzeugen.
Offensichtlich wäre es schön, ein System mit zwei Turboladern zu haben, nämlich einem größeren und einem kleineren, und zwischen den beiden umschalten zu können. Ein solches System wäre allerdings kostspielig, es würde eine große ”Wärmesenke” darstellen, viel Platz im Motorraum einnehmen und die Masse des Fahrzeugs vergrößern.
Eine geeignet angepasste Turbinenstufe mit einem kleinen A/R-Verhältnis, die allein wirkt, stellt ein akzeptables transientes Ansprechen bereit, wenn auch auf Kosten eines höheren Staudrucks als bei einer Turbinenstufe, die an die Bedingung einer hohen Last und einer hohen Geschwindigkeit angepasst ist. Bei einem Nicht-EGR-Motor ist das Vorhandensein eines hohen Staudrucks nachteilig für die Druckdifferenz über den Motor und damit für den Wirkungsgrad des Motors. Bei einer Hochdruckschleifen-EGR-Motorkonfiguration (gegenüber einer Niederdruckschleifen-EGR-Motorkonfiguration) ist der hohe Staudruck im Abgassystem Teil der Lösung, um das Abgas von der Abgasseite des Motors zur Einlassseite des Motors, an der eine Druckverstärkung auftritt, zu treiben. Ein großes Turbinengehäuse-A/R-Verhältnis für einen gegebenen Satz von Motorparametern entwickelt einen niedrigeren Abgasstaudruck als dies bei einem Turbinengehäuse mit einem kleineren A/R-Verhältnis unter dem gleichen Satz von Motorparametern der Fall wäre. Daher ermöglicht die Fähigkeit, das effektive A/R-Verhältnis des Turbinengehäuses zu ändern, dass ein einziger Turbolader sowohl die Strom- als auch die Staudruckanforderungen einer Bedingung einer niedrigen Geschwindigkeit und einer niedrigen Last und einer Bedingung einer hohen Geschwindigkeit und einer hohen Last erfüllt.
Durch Steuern des Abgasmassenstroms, den das Turbinengehäuse zum Turbinenrad lenkt, mit einem Satz asymmetrisch ausgelegter Verdichterquerschnittsbereiche und durch Steuern des Stroms durch die zwei Verdichter mit einer verhältnismäßig einfachen Stromsteuervorrichtung kann der Strombereich in einer Weise sowohl verbreitert als auch gesteuert werden, dass der mit symmetrisch ausgelegten Verdichterquerschnittsbereichen ohne die Flusssteuervorrichtung verfügbare Bereich überschritten wird.
Nach dem anfänglichen Experimentieren mit einem symmetrisch unterteilten Verdichterturbinengehäuse haben die Erfinder als nächstes mit asymmetrisch unterteilten Turbinengehäusen experimentiert und festgestellt, dass durch Ersetzen von einem der Verdichter durch einen anderen Verdichter mit einem kleineren A/R-Verhältnis der Strombereich abfällt und der maximale Strombereich durch diesen Verdichter auch abfällt. Ähnlich würde der maximale Strombereich dieses Verdichters durch Ersetzen eines Verdichters durch einen anderen Verdichter mit einem größeren A/R-Verhältnis ansteigen. Durch Bilden einer Kombination aus einem größeren und einem kleineren Verdichter und Steuern des Grads der Blockage des größeren Verdichters überschreitet der Strombereich des erfindungsgemäßen Turbinengehäuses jenen des ursprünglichen Prototyps des Turbinengehäuses mit einem symmetrisch unterteilten Verdichter. In 16 repräsentieren die Balken (22) mit den horizontalen Schraffuren den Massenstrom eines Turbinengehäuses mit Verdichtern gleicher Fläche (50-50) und die Balken (23) mit den vertikalen Schraffuren den Massenstrom eines Turbinengehäuses mit Verdichtern asymmetrischer Flächen (60-40). Wenngleich die Massenströme bei ganz geöffnetem Beschränkungsventil gleich sind, ist der Massenstrom der asymmetrischen A/R-Konfiguration in der ganz geschlossenen Position des Beschränkungsventils (d. h. der Position, in der der Strom in den größeren Verdichter effektiv blockiert ist) kleiner als der Massenstrom der entsprechenden A/R-Konfiguration. Die Summe der Flächen in Abschnitt ”A” liegt bei beiden Konfigurationen innerhalb von 0% bis 3%, während die Änderung des Massenstroms im Bereich von 10% bis 13% liegt.
8A zeigt eine typische symmetrische Turbinengehäuseverdichterkonfiguration, bei der sich die Zentroiden (160, 161) der beiden Verdichter im gleichen Radius R_A von der Mittellinie befinden. Weil das Turbinengehäuse symmetrisch ist, liegt das effektive Zentroid (163) beider Verdichter in der Trennwand zwischen den Verdichtern. 8B zeigt ein Beispiel, bei dem der linke Verdichter eine A/R-Größe hat, die jene des symmetrischen Turbinengehäuses aus 8A übersteigt, und bei dem der rechte Verdichter eine geringere A/R-Größe in der Fläche hat, nämlich um 2 A/R-Größen kleiner ist als beim linken Verdichter. In diesem Fall liegt das Zentroid des rechten Verdichters bei einem Radius R_C von der Mittellinie und axial dichter an der Mittellinie des Turbinengehäuses. Das Zentroid des linken Verdichters liegt bei einem Radius R_B von der Mittellinie und axial weiter weg von der Mittellinie des Turbinengehäuses. Das effektive Zentroid (164) beider Verdichter in dem Turbinengehäuse ist nun um einen Radius R_D nach links von der Mittellinie der Trennwand versetzt.
Um ein optimales asymmetrisches Turbinengehäuse herzustellen, haben die Erfinder mehrere Optionen von Verdichtergrößen von einem Verdichter-A/R-Verhältnis nach oben oder einem Verdichter nach unten von Verdichtern gleicher Größe oder ausgehend von Verdichtern gleicher Größe, wobei die Nabenseite um ein Verdichter-A/R-Verhältnis erhöht und die Luftkanalseite um ein Verdichter-A/R-Verhältnis verringert wurde, betrachtet. Von den Erfindern ausgeführte Tests haben festgestellt, dass die letztgenannte Lösung, die eine 60/40-Teilung von ”A”-Abschnittsflächen mit der Nabenseite bei 60% und der Luftkanalseite bei 40% war, das gewünschte Massenstromverhältnis bei ganz geöffnetem Beschränkungsventil erzeugte.
Bei allen unterteilten Turbinengehäusen existiert ein ”Querströmungsschleier” zwischen der Spitze der Trennwand, am minimalen Durchmesser, und den Spitzen des Turbinenrads. Um die Turbinenradanregung zu minimieren, die durch die Wirkung der rotierenden Turbinenradschaufeln hervorgerufen wird, welche die statische Zunge (26) in 4 am Anfang der Trennwand passieren, erstreckt sich die Tiefe der Trennwand als Faustregel typischerweise nicht näher zu den Spitzen der Turbinenradschaufeln als ein Verhältnis von 120% bis 150% des Turbinenradspitzendurchmessers D₃. Dieses Verhältnis D_bc/D₃ wird gewöhnlich durch firmeninterne Entwurfsregeln und technische Ziele bestimmt. Der Durchmesser D_bc ist als der Basiskreis bekannt. Weil die Spitzen der Turbinengehäusetrennwand leicht reißen, wenn die Schlacke des geschmolzenen Gusseisens in die Spitze gedrängt wird, ist der innerste oder minimale Durchmesser der Trennwand typischerweise nicht kleiner als 120% bis 150% des Turbinenradspitzendurchmessers. Dieser ”Schleier” zwischen der Trennwand und dem Turbinenrad ermöglicht Querströmungen von Abgas zwischen den beiden Verdichtern sowie ein Übersprechen zwischen den Impulsen im Abgasstrom, wobei das letztgenannte überhaupt der Grund dafür ist, dass die Trennwand bereitgestellt wird.
Für eine Turbinenstufe mit einem Basiskreis, dessen Durchmesser 120% des Turbinenraddurchmessers ist, existiert ein ”Querströmungsschleier” mit einer Fläche, die 70% bis 105% der Fläche beider Verdichter in einer symmetrischen Konfiguration beträgt, in Abschnitt ”A” für eine Turbinengehäusefamilie von 5 A/R. Für eine Turbinenstufe mit einem Basiskreis, dessen Durchmesser 150% des Turbinenraddurchmessers ist, hat der ”Querströmungsschleier” eine Fläche, die 199% bis 299% der Fläche beider Verdichter in einer symmetrischen Konfiguration beträgt, im Abschnitt ”A” für eine Turbinengehäusefamilie von 5 A/R. Aus dieser Analyse ist ersichtlich, dass die Schleierfläche eine sehr große Querschnittsfläche für eine Querströmung von einem Verdichter zum anderen bereitstellen kann.
Weil die Schleierfläche eine Funktion sowohl des Turbinenraddurchmessers D₃ als auch der minimalen Position der Trennwand D_bc ist, variiert die Schleierfläche für verschiedene Werte von D₃. 17 zeigt die Schleierflächen für eine Probe von Produktionsturbinenraddurchmessern von 64 mm bis 96 mm. Die Schleierflächen (133) sind durch eine obere Begrenzungslinie (131) und eine untere Begrenzungslinie (132) eingeschlossen oder durch sie begrenzt. Erwartungsgemäß nimmt der Bereich der Schleierflächen zu, wenn D₃ zunimmt. In 17 sind die Turbinenraddurchmesser D₃ als (123) dargestellt, und eine Linie (124) zeigt den Trend der Turbinenraddurchmesser D₃ für die analysierten Turbos. Dieses Diagramm enthält auch Verhältnisse von D_bc/D₃, die von 1,25 bis 1,35 reichen.
Die Erfinder haben durch Testen mit einem 64-mm-Turbinenrad festgestellt, dass für eine asymmetrisch ausgelegte 60/40-Verdichterkombination mit einem Beschränkungsventil die optimale Querströmungsfläche, die Öffnungen in der Trennwand zuzüglich der Fläche des ”Grundkreisschleiers” einschließt (durch die Differenz zwischen der Fläche unter D_bc und der Fläche unter D₃ bestimmt) eine Fläche mit einem Verhältnis von 289,6% einer einzelnen symmetrischen Verdichterquerschnittsfläche in Abschnitt ”A” (d. h. die Hälfte der Fläche in Abschnitt ”A”) war. Dies ist mit der typischen Querströmungsfläche des Turbinengehäuses gleicher Größe ohne Schlitze oder Öffnungen mit dem gleichen Verhältnis von D_bc/D₃ zu vergleichen, die eine Querströmungsfläche von nur 182,6% der Hälfte der Fläche in Abschnitt ”A” hat.
Wie im Fall der Beziehung zwischen den Schleierflächen und D₃ und D_bc wird die gesamte Querströmungsfläche (122) nicht nur durch D₃ und D_bc, sondern auch durch die Variation der Fläche eines einzelnen Verdichters in Abschnitt ”A” beeinflusst. Die Querströmungsflächen (122) sind durch eine obere Begrenzungslinie (126) und eine untere Begrenzungslinie (127) begrenzt. Das Diagramm in 18 zeigt die Beziehung zwischen der Querströmungsfläche und D₃ (123) für verschiedene von den Erfindern analysierte Turbinenstufen.
Zum Auswählen einer Querströmungsfläche ist der Wert von D₃, der Durchmesser des Turbinenrads in Zoll, zu bestimmen. Das Beispiel ist jenes eines 76 mm (2,992'') messenden Turbinenrads, das als eine horizontale Linie (128) dargestellt ist. Von dem Turbinenraddurchmesser schneidet die vertikale Linie (129), welche den Turbinenraddurchmesser (123) schneidet, die untere Begrenzungslinie (127) und die obere Begrenzungslinie (128). Die Querströmungsfläche ist als das vertikale Segment (130) der vertikalen Linie (129) zwischen der unteren und der oberen Begrenzungslinie (127 und 126) dargestellt.
Die Formel, welche die Datenpunkte erzeugt, die in den in den 17 und 18 dargestellten Diagrammen aufgetragen sind, könnte die folgende sein:
Wie in 9 dargestellt ist, wird in der Niederstrombedingung ein schwenkbares Ventilelement (72) betätigt, um eine Strombeschränkung zum größeren Verdichter (48) auf der Seite der Nabe oder des Lagergehäuses zu erzeugen, welche den Strom vom Verteiler durch den kleineren Verdichter (49) auf der Seite des Luftkanals oder des Austrittskanals zum Turbinenrad (70) drängt.
Das asymmetrische Turbinengehäuse hat einen größeren linken oder nabenseitigen Verdichter (48) und einen kleineren rechten oder luftkanalseitigen Verdichter (49), die axial um eine Trennwand (25) angeordnet sind. Ein Strombeschränker, in diesem Fall ein schwenkbares Ventilelement (72), ist in den Verbindungsflächen des Fußes (37) des Mittelabschnitts des Verteilers und des Turbinengehäusefußes (51) festgehalten. Wenngleich die Erfinder diese Konfiguration aus Kostengründen und aus technischen Gründen gewählt haben, könnte sich der Beschränker auch in dem nabenseitigen Abgasverteilerdurchgang (34) befinden.
Wie in 10B dargestellt ist, befindet sich unter der Hochstrombedingung das schwenkbare Ventilelement (72) in der Mittelposition, worin weder der größere Verdichter (48) auf der Seite der Nabe noch der kleinere Verdichter (49) auf der Seite des Luftkanals bevorzugt ist, um den maximalen Strom zum Turbinenrad zu ermöglichen. Unter dieser Hochstrombedingung ist das schwenkbare Ventilelement (72) der Strombegrenzervorrichtung mit der Trennwand (25) des Turbinengehäuses stromabwärts des Turbinenfußes (51) ausgerichtet. In der Position minimalen Stroms (durch die unterbrochene Linie in 10B dargestellt) ist das schwenkbare Ventilelement (72), vorzugsweise durch eine auf den Stellarm (73) ausgeübte Kraft, um die Achse (74, 78) der Vorrichtung zur geschlossenen Position hin gedreht, so dass es den Abgasstrom zum großen Verdichter (48) beschränkt und bewirkt, dass der Abgasstrom durch den kleinen Verdichter (49) strömt. Der Strombegrenzer kann zu einer beliebigen Position zwischen der ganz geöffneten und der ganz geschlossenen Position moduliert werden.
Eine Schnittansicht dieser Version der Strombegrenzervorrichtung ist in 10A dargestellt. In dieser Ansicht ist ersichtlich, dass die Strombegrenzerplatte gemäß der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung mit zwei zylindrischen Lagerflächen zum Schwenken und einem Stellarm (73) zur Positionssteuerung hergestellt ist. Eine Seite des in der Verbindung des Turbinengehäusefußes (51) und des Abgasverteilerfußes (37) gebildeten Hohlraums, worin eine Lagerfläche aufgenommen ist, ist eine Blindbohrung (77), während die andere (75) eine offene Bohrung ist. Auf der Seite der offenen Bohrung bietet ein Kolbenring (76) nicht nur eine axiale Ausrichtung für die Strombegrenzungsvorrichtung, sondern auch eine Gasdichtung. Die Anordnung des Stellarms (73) kann optimiert werden, um architektonische Randbedingungen zu erfüllen.
Die Erfinder haben festgestellt, dass das Verhältnis zwischen dem Verstärkungsdruck und dem Staudruck sowie der Staudruck allein als Funktion der Motorgeschwindigkeit und der Motorlast, sowohl auf dem Meeresniveau als auch in der Höhe zunahmen, wodurch die Strombegrenzervorrichtung in dem Abgassystem zu einem idealen Steuerparameter wurde. Wenn der schwenkbare Strombegrenzer zur geschlossenen Position hin gedreht wird, wirkt das Turbinengehäuse als ob es ein Turbinengehäuse mit einem kleineren A/R-Verhältnis wäre als in einem Fall, in dem sich der Strombegrenzer in der offenen Position befindet. Dies bewirkt, dass der Abgasstaudruck ansteigt, was für einen EGR-Strom von der Abgasseite des Motors zur Einlassseite des Motors erforderlich ist. Demgemäß kann die Drehung des Strombegrenzers verwendet werden, um eine Druckdifferenz (von der Abgasseite des Motors zur Einlassseite des Motors) zu entwickeln, um den EGR-Strom von der Abgasseite des Motors zur Einlassseite des Motors zu unterstützen.
Gemäß der ersten Ausführungsform der Erfindung wird der effektive Massenstrom zum Turbinenrad durch einen Strombegrenzer gesteuert, der um einen Punkt im Turbinengehäuseeinlass oder -fuß geschwenkt wird, so dass das schwenkbare Ventilelement (72) des Strombegrenzers in der offenen Position in einer Linie mit der Trennwand (25) des Turbinengehäuses liegt, wodurch die Beschränkung für den Abgasstrom minimiert wird. Wenn eine stärkere Beschränkung oder ein kleinerer Massenstrom zum Turbinenrad erforderlich ist, wird der Schwenkarm (73) betätigt, damit er sich um seine Achse (74, 78) dreht, wodurch bewirkt wird, dass das schwenkbare Ventilelement (72) den Strom des Abgases zum großen Verdichter (48) behindert, wodurch eine modulierbare Verringerung des Massenstroms zum Turbinenrad hervorgerufen wird.
Bei einer in den 11A und 11B dargestellten Variation der ersten Ausführungsform der Erfindung nimmt der Strombegrenzer die Form eines Schmetterlingsventils (80) an, das das Moment am Schwenkarm (81) verringert, was die mögliche Verwendung einer geringeren Kraft und damit eines kostengünstigeren Stellglieds zulässt. In 11A, welche eine Schnittansicht der ersten Variation der ersten Ausführungsform der Erfindung ist, sind die Konfigurationen der Lagerflächen und des Kolbenrings die gleichen wie gemäß der ersten Ausführungsform. In 11B befindet sich der Schwenkort im Fall der Schmetterlingskonfiguration in etwa in der Mitte des Stromwegs zum großen oder nabenseitigen Verdichter (48), so dass die Drehung des Schmetterlingsventils (77) um seine Achse (74, 84) eine einstellbare Strombegrenzung zum nabenseitigen Verdichter (48) bereitstellt, wodurch der Strom zum luftkanalseitigen Verdichter (49) begünstigt wird. Im Fall dieser Variation der ersten Ausführungsform der Erfindung ist das Schmetterlingsventil in der in 11B dargestellten Position einer Beschränkung auf einen minimalen Strom mit dem Strom durch den Verdichter ausgerichtet, so dass die Spitzen des Schmetterlingsventils den nabenseitigen Verdichter (48) schließen oder abschatten. Eine Schmetterlingsventillösung hat den Vorteil geringerer Stelllasten, weil die Momente auf beiden Seiten des Schwenkpunkts einander aufheben.
Wenn sich der Strombegrenzer in der teilweise offenen Position befindet, kann der Strom vom luftkanalseitigen (kleineren) Verdichter (49) zum nabenseitigen (größeren) Verdichter (48) weiter erleichtert werden, indem entweder die Länge der Trennwand (25) verringert wird oder indem in der Trennwand Schlitze ausgebildet werden.
Typischerweise sind die Trennwände der Turbinengehäuse in der Welt kommerzieller Dieselmotoren, in der erwartet werden kann, dass das Produkt eine Million Meilen läuft, für Risse anfällig. Die Erfinder haben eine Gelegenheit gesehen, diese Rissanfälligkeit in der Trennwand durch Einbringen vorgegossener spannungsverringernder Merkmale in der Trennwand mechanisch zu minimieren. 12B zeigt ein entlang dem Schnitt A-A aus 12A betrachtetes Turbinengehäuse. Diese abschnittsweise Unterteilung wird typischerweise vorgenommen, um den Zustand des Turbinengehäuses nach einem Wärmezyklus-Qualifikationstest zu beurteilen, bei dem der Turbolader in einer Bemühung, seine Rissbeständigkeit zu bestimmen, extremen Temperaturzyklen ausgesetzt wird. In 12B sind die dargestellten Risse (87) typisch für ein kommerzielles Diesel-Turbinengehäuse im Trennwandbereich.
Die Erfinder haben vermutet, dass, wenn ”Spannungsminderer” in Form von Schlitzen oder Öffnungen in die Trennwand eingegossen werden, diese Öffnungen nicht nur die Rissneigung minimieren würden, sondern unter Bedingung eines teilweisen bis vollständigen Schließens des Beschränkungsventils auch einen Stromweg vom unmodulierten luftkanalseitigen Verdichter zum modulierten nabenseitigen Verdichter bereitstellen würden. Dieser zusätzliche Stromweg bietet einen Strom zum Turbinenrad über eine größere Umfangsstrecke oder -fläche als dies ohne die Schlitze oder Öffnungen möglich wäre.
Gemäß der in 13 dargestellten zweiten Ausführungsform der Erfindung wird der effektive Massenstrom zum Turbinenrad durch einen Strombegrenzer in einem asymmetrischen Turbinengehäuse mit in der Trennwand ausgebildeten Querströmungsöffnungen (88) gesteuert. Gemäß der bevorzugten zweiten Ausführungsform der Erfindung ist die Fläche der Öffnungen durch die Radiale (89) der Vorderkante, die Radiale (90) der Hinterkante, das kreisförmige Segment (92) der Innenkante und die Spirale (91) der Außenkante für jede Öffnung begrenzt. Die Summe der Flächen der Querströmungsöffnungen im Turbinengehäuse ist in etwa gleich der Fläche des modulierten Verdichters in Abschnitt ”A”. Wichtig ist die Summe der Flächen der Öffnungen und nicht die Geometrie der Öffnungen.
Bei einer in 14 dargestellten Variation der zweiten Ausführungsform der Erfindung wird der effektive Massenstrom zum Turbinenrad durch einen Strombegrenzer in einem asymmetrischen Turbinengehäuse mit in der Trennwand ausgebildeten Querströmungsschlitzen (95) gesteuert. Gemäß der bevorzugten zweiten Ausführungsform der Erfindung ist die Fläche der Schlitze durch die Radiale (98) der Vorderkante, die Radiale (99) der Hinterkante und die Spirale (91) der Außenkante für jede Öffnung begrenzt und ist die innere Begrenzung durch den Basiskreis (71) gegeben. Die Summe der Flächen der Querströmungsschlitze im Turbinengehäuse ist in etwa gleich der Fläche des modulierten Verdichters in Abschnitt ”A”. Wichtig ist die Summe der Flächen der Schlitze und der Querströmungsfläche innerhalb der Trennwandspitze und nicht die Geometrie der Schlitze. Gemäß der bevorzugten zweiten Ausführungsform der Erfindung kann die äußere Begrenzung (97) des Schlitzes durch eine Schlüssellochkonfiguration als äußerer Abschluss des Schlitzes gekennzeichnet werden, um die Neigung des Schlitzes, als ein Spannungserhöher zu wirken und ein Reißen einzuleiten, zu minimieren.
Mehrstrom-Turbinengehäuse mit der Verdichtertrennwand parallel zur Turboladerachse, d. h. axialen Flächen statt radialer Flächen wie bei dem einfachen Doppelstromturbinengehäuse, sind nicht unüblich. Die Erfinder haben die Gelegenheit gesehen, eine ähnliche Logik für Mehrstrom-Turbinengehäuse mit asymmetrischen Verdichterflächen in Zusammenhang mit einem Strombegrenzer zu verwenden, um den Strombereich einer Turbinenstufe mit diesem Typ eines Turbinengehäuses weiter kostenwirksam zu verbreitern.
Gemäß der dritten Ausführungsform der Erfindung wird vorzugsweise ein Dreistrom-Turbinengehäuse verwendet, wie es in 15A dargestellt ist. Zwei axiale Verdichtertrennwände (103, 104) sind im Turbinengehäuse ausgebildet, so dass das Verhältnis der Ströme durch die unbeschränkten benachbarten Verdichter von außen nach innen in etwa 70% bis 20% bis 10% reicht. Diese Proportionen können abhängig von den Anforderungen geändert werden. Das Verhältnis der Ströme ist nur in der Hinsicht wichtig, dass die Summe der offenen Flächen der modulierten Verdichter gleich der Fläche des modulierenden Beschränkungsventils ist. Es ist ein Strombegrenzungsventil vorgesehen. Das Strombegrenzungsventil schwenkt um einen Punkt im Turbinengehäuseeinlass oder -fuß, so dass in der offenen Position die Platte (89) des Strombegrenzers mit der Wand des äußeren Verdichters des Turbinengehäuses abschließt, wodurch die Beschränkung des Abgasstroms minimiert wird. Wenn eine stärkere Beschränkung oder ein kleinerer Massenstrom zum Turbinenrad erforderlich ist, wird der Schwenkarm (73) betätigt, damit er sich um seine Achse dreht, wodurch bewirkt wird, dass die Platte (89) den Strom des Abgases zuerst zum äußeren Verdichter bzw. zu den äußeren Verdichtern, gefolgt vom mittleren Verdichter, behindert. Auf diese Weise wird der effektive Massenstrom zum Turbinenrad durch einen Strombegrenzer gesteuert, der eine modulierbare Verringerung des Massenstroms zum Turbinenrad ermöglicht.
Bei einer Variation der dritten Ausführungsform der Erfindung sind die Trennwände (106, 107) mit Schlitzen (108) versehen, um zu ermöglichen, dass ein Strom von den äußeren Verdichtern die inneren Verdichter und dann das Turbinenrad (70) erreicht. Die Schlitze (108) ermöglichen auch eine Massenstrommodulation, jedoch mit einer konsistenteren und günstigeren Stromverteilung zum Turbinenrad.

Claims

Turbolader mit veränderlichem Strom, welcher aufweist: (a) ein Turbinengehäuse (2) mit einem Turbineneinlassabschnitt an einem Turbinengehäusefuß (51) zur Kopplung mit einem Abgasverteiler, um einen Abgasstrom zu empfangen, einem Turbinenauslassabschnitt (52) und einer Verdichterkammer zwischen dem Turbinengehäusefuß und dem Auslassabschnitt, (b) ein Turbinenlaufrad (70) mit einer Vielzahl von Schaufeln, die sich innerhalb des Turbinengehäuses befinden, um einen Abgasstrom von der Verdichterkammer zu empfangen, (c) mindestens eine Verdichtertrennwand, um die Verdichterkammer in eine größere Verdichterkammer (48) und eine kleinere Verdichterkammer (49) zu unterteilen, und (d) Abgasstromsteuerventilmittel, die dafür eingerichtet sind, den Grad der Blockage des in die größere Verdichterkammer strömenden Abgases zu steuern.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Abgasstromsteuerventilmittel veränderlich einstellbar sind.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Verdichtertrennwand Öffnungen aufweist, durch die der Abgasstrom zwischen der größeren und der kleineren Verdichterkammer hindurchtreten kann.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Trennwand eine axiale Trennwand ist.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Trennwand eine radiale Trennwand ist.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei das Volumen des größeren Verdichters mindestens etwa 55% des unterteilten Verdichterraums ausmacht und das Volumen des kleineren Verdichters höchstens etwa 45% des unterteilten Verdichterraums ausmacht.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei das Volumen des größeren Verdichters etwa 55 bis 65% ausmacht und das Volumen des kleineren Verdichters etwa 45 bis 35% des unterteilten Verdichters ausmacht.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1 mit mindestens zwei axialen oder radialen Trennwänden.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Trennwand radial ist und wobei der kleinere Verdichter (49) auf der Auslassseite liegt und der größere Verdichter (48) entgegengesetzt zur Auslassseite liegt.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 1, wobei die Abgasstromsteuerventilmittel ein schwenkbares Ventilelement (72) aufweisen, das dafür ausgelegt ist, zwischen einer offenen Position, in der der Strom zum größeren Verdichter (48) nicht beschränkt ist, und einer Blockierposition, in der der Strom zum größeren Verdichter (48) im Wesentlichen blockiert ist, zu schwenken.
Verbrennungsmotor mit einem Abgasverteiler und einem Turbolader mit veränderlichem Strom, der in einer Fluidkopplung mit dem Abgasverteiler steht, wobei der Turbolader mit veränderlicher Kapazität aufweist: (a) ein Turbinengehäuse (2) mit einem Turbineneinlassabschnitt, einem Turbinenauslassabschnitt (52) und einer Verdichterkammer, (b) ein Turbinenlaufrad, das sich im Turbinengehäuse befindet und eine Vielzahl von Schaufeln aufweist, (c) mindestens eine Verdichtertrennwand, die sich bis in die Nähe des Turbineneinlassabschnitts erstreckt, um die Verdichterkammer in eine größere Verdichterkammer (48) und eine kleinere Verdichterkammer (49) zu unterteilen, (d) einen unterteilten Abgasverteiler (36) mit einem ersten Abgaseinleitdurchgang zum Einleiten von Abgasen in die größere Verdichterkammer und einem zweiten Abgaseinleitdurchgang zum Einleiten von Abgasen in die kleinere Verdichterkammer und (e) Abgasstromsteuerventilmittel, die sich zumindest im ersten Abgaseinleitdurchgang befinden, um den Grad der Blockage der in den ersten Abgaseinleitdurchgang strömenden Abgase zu steuern.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 11, wobei sich die Abgasstromsteuerventilmittel im Turbinengehäuse befinden.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 11, wobei sich die Abgasstromsteuerventilmittel in dem mit dem Turbinengehäuse gekoppelten Abgasverteiler befinden.
Turbolader mit veränderlichem Strom nach Anspruch 11, wobei sich die Abgasstromsteuerventilmittel zwischen dem Abgasverteiler und dem Turbinengehäuse befinden.