DE19853360A1 - Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern - Google Patents

Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern

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Abstract

Eine Brennkraftmaschine umfaßt zwei Abgasturbolader, von denen zumindest ein Abgasturbolader eine Abgasturbine mit variabler Turbinengeometrie zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts aufweist, wobei die beiden Abgasturbolader unterschiedliche Betriebskennfelder besitzen. DOLLAR A Um Leistungsdefizite im unteren Drehzahlbereich mit einfachen Maßnahmen auszugleichen, werden die Abgasturbolader in Reihe geschaltet und weisen ein bestimmtes Größenverhältnis zueinander auf.

Description

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zwei Abga­ sturboladern und ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraft­ maschine mit zwei Abgasturboladern nach dem Oberbegriff des An­ spruches 1 bzw. 9.
Aus der DE 43 10 148 A1 ist eine aufgeladene Brennkraftmaschine mit zwei parallel angeordneten Abgasturbolader bekannt. Die Turbine eines ersten Abgasturboladers ist mit variabler Turbi­ nengeometrie ausgestattet, die es erlaubt, den wirksamen Turbi­ nenquerschnitt in Abhängigkeit des Betriebszustands der Brenn­ kraftmaschine zu verändern. Der kleiner dimensionierte zweite Abgasturbolader weist eine Turbine mit Festgeometrie auf. In der Ladeluftleitung des Laders mit variabler Turbinengeometrie ist ein regelbares Sperrventil angeordnet, das je nach Be­ triebszustand der Brennkraftmaschine in Öffnungs- oder Sperr­ stellung versetzt wird, so daß dementsprechend der Lader mit variabler Turbinengeometrie in einem einstellbaren Umfang an der Ladeluftversorgung der Brennkraftmaschine teilnimmt.
Im unteren Drehzahlbereich arbeitet nur der kleine Abgasturbo­ lader mit Festgeometrie, dessen Verdichter aufgrund der gerin­ geren Trägheit im unteren Drehzahlbereich einen höheren Lade­ druck aufbaut, als mit dem größeren Verdichter in diesem Dreh­ zahlbereich möglich wäre. Das Sperrventil des Laders mit varia­ bler Turbinengeometrie steht in Schließstellung, so daß dieser Lader im unteren Drehzahlbereich keinen Beitrag zur Ladeluft­ versorgung leistet.
Ab einer mittleren Drehzahl wird auch der Lader mit variabler Turbinengeometrie zugeschaltet, indem das Sperrventil geöffnet wird, so daß von dem Lader mit variabler Turbinengeometrie ein zunehmender Anteil an der Ladeluftversorgung geleistet wird.
Diese Anordnung hat den Vorteil, daß der kleine Abgasturbolader optimal für kleine Drehzahlen ausgelegt und dadurch ein guter Gesamtwirkungsgrad erreicht werden kann. Außerdem wird vermie­ den, daß der größere Lader bei niedrigen Drehzahlen in den Be­ reich des Verdichterpumpens gerät.
Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, Leistungsdefizite im unteren Drehzahlbereich mit einfachen Maßnahmen auszugleichen.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des An­ spruches 1 bzw. 9 gelöst.
Die Definition eines Turbobremsfaktors wurde erstmals in der hiermit in Bezug genommenen Druckschrift DE 197 27 141 C1 ange­ geben. Der Turbobremsfaktor wird ermittelt durch Multiplikation des Strömungsquerschnitts im Abgasweg zur Turbine, bezogen auf die maximale Leistung, mit dem Eintrittsdurchmesser des Turbi­ nenrades und Division mit dem Hubvolumen der Brennkraftmaschi­ ne, wobei ein Turbobremsfaktor in der Größenordnung von maximal 0.005 (5 ‰) eine hohe Leistung bei zugleich relativ niedrigen thermischen Belastungen ermöglicht.
Erfindungsgemäß werden die beiden Abgasturbolader in Reihe ge­ schaltet und weisen die Abgasturbolader ein bestimmtes Größen­ verhältnis in bezug zueinander auf. Bezogen auf den Turbobrems­ faktor stehen die Lader in einem Relativverhältnis von maximal 0.5 zueinander, so daß der Turbobremsfaktor des kleineren Abga­ sturboladers maximal die Hälfte des Turbobremsfaktors des grö­ ßeren Abgasturboladers beträgt. Bei diesem Verhältnis der in Reihe geschalteten Turbolader können mit einfachen Mitteln, insbesondere ohne oder mit nur geringem Regelungs- und Steue­ rungsaufwand, im Motorbremsbetrieb hohe Bremsleistungen er­ reicht werden. Die Nachteile einer einstufigen Aufladung - ent­ weder Leistungsbegrenzung in oberen Drehzahlen bei kleinen La­ dern oder schlechter Wirkungsgrad in unteren Drehzahlen bei größeren Ladern - können bei der zweistufigen Aufladung vermie­ den werden, sofern die Turbobremsfaktoren der beiden Lader in dem angegebenen Größenverhältnis stehen. Insbesondere im Motor­ bremsbetrieb kann eine deutliche Leistungssteigerung erreicht werden.
Im niederen Drehzahlbereich bewirkt das sensible Ansprechver­ halten des kleineren Laders, der eine zugunsten kleinerer Dreh­ zahlen verschobene Pumpgrenze aufweist, eine deutliche Anhebung des Aufladegrades mit dementsprechend gesteigerter Bremslei­ stung. Im mittleren und oberen Drehzahlbereich kommt dagegen der größere Turbolader verstärkt zum Tragen, der aufgrund sei­ ner größeren Trägheit zwar erst bei höheren Drehzahlen gute Wirkungsgrade liefert, andererseits aber eine zugunsten höherer Drehzahlen verschobene Stopfgrenze aufweist und deswegen höhere absolute Leistungen ermöglicht. Die Kombination von kleinerem und größerem Lader in dem angegebenen Größenverhältnis ermög­ licht eine optimierte, stetig verlaufende Bremsleistungsfunkti­ on im Motorbremsbetrieb.
Die gewählte Auslegung beeinflußt nicht nur den Motorbremsbe­ trieb positiv, sondern auch die befeuerte Antriebsbetriebswei­ se, insbesondere das transiente Verhalten und das Verhalten bei kleinen Drehzahlen und hoher Last.
Mit Hilfe der variabel einstellbaren Turbinengeometrie, die be­ vorzugt am größeren Lader ausgebildet ist, kann der wirksame Turbinenquerschnitt der Turbine verändert werden. Je nach Be­ triebszustand der Brennkraftmaschine werden verschieden hohe Abgasgegendrücke im Abschnitt zwischen den Zylindern und dem Abgasturbolader realisiert, wodurch die Leistung der Turbine und die Leistung des Verdichters je nach Bedarf eingestellt werden können.
Um im Bremsbetrieb der Brennkraftmaschine eine hohe Motorbrems­ wirkung zu erzielen, wird die Turbinengeometrie in eine Stau­ stellung überführt, in der der Turbinenquerschnitt deutlich re­ duziert ist. Im Leitungsabschnitt zwischen den Zylindern und der Abgasturbine baut sich ein hoher Abgasgegendruck auf, wel­ cher bewirkt, daß Abgas mit hoher Geschwindigkeit durch den verbliebenen offenen Strömungsquerschnitt strömt und das Turbi­ nenrad mit großem Impuls beaufschlagt. Daraufhin wird die dem Motor zugeführte Verbrennungsluft vom Verdichter unter erhöhten Ladedruck gesetzt, so daß der Zylinder eingangsseitig mit er­ höhtem Druck beaufschlagt wird und ausgangsseitig zwischen dem Zylinderauslaß und dem Abgasturbolader ein erhöhter Abgasgegen­ druck anliegt, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten Luft über Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt. Im Motorbremsbetrieb muß der Kolben im Verdichtungs- und Aus­ schiebehub Kompressionsarbeit gegen den hohen Überdruck im Ab­ gasstrang verrichten, wodurch eine starke Bremswirkung erreicht wird.
Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine liegt in der großen Anzahl an Eingriffsmöglichkeiten zur Steue­ rung oder Regelung der Abgasturbolader. So ist es beispielswei­ se möglich, die zweite Laderstufe, die in der Regel durch den kleineren Lader Zeit Festgeometrie gebildet wird, im Bremsbe­ trieb und/oder bei befeuertem Antrieb zunächst im unteren Dreh­ zahlbereich mit dem gesamten Abgasstrom zu beaufschlagen und bei höheren Drehzahlen nach und nach abzuschalten. Für die Zu- und Abschaltung ist zweckmäßig eine gekoppelte Absperreinrich­ tung zur gemeinsamen Zu- und Abschaltung des Verdichters und der Turbine der zweiten Stufe vorgesehen, um die Leistungskurve gezielt zu beeinflussen.
Als weitere Maßnahme kann eine Bypassleitung zur Turbine des größeren Abgasturboladers vorgesehen sein, in der ein einstell­ bares Abblaseventil angeordnet ist. Bei geöffnetem Abblaseven­ til wird Abgas unter Umgehung der Turbine abgeblasen, wodurch der Abgasgegendruck verringert und die Leistung der Brennkraft­ maschine reduziert wird.
Die variable Turbinengeometrie, die Zu- und Abschaltung der zweiten Laderstufe und die Abblasung können einzeln oder in un­ terschiedlicher Kombination über eine Regelungseinrichtung zu­ sammengeschaltet werden, um beispielsweise eine Tempomatfunkti­ on zu realisieren.
Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung wird in der Anfangspha­ se des Motorbremsbetriebs zusätzlich eine Befeuerung des Motors vorgenommen, um eine weitere Leistungssteigerung der Motor­ bremsleistung zu erzielen. Die Befeuerung im Motorbremsbetrieb bewirkt, daß in kürzerer Zeit ein hoher Ladedruck und. ein hoher Abgasgegendruck aufgebaut werden; die Leistungsentfaltung er­ folgt schneller. Auch in der instationären Phase im Motorbrems­ betrieb, beispielsweise im Übergang von geringer Motorbremslei­ stung zu hoher Motorbremsleistung, kann zur Verbesserung des transienten Verhaltens die Brennkraftmaschine befeuert werden.
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungsformen sind den weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnun­ gen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Ansicht einer Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern,
Fig. 2 ein Schaubild mit mehreren Ladedruckkurven in Abhän­ gigkeit der Motordrehzahl.
Die in Fig. 1 dargestellte Brennkraftmaschine 1 eines Kraft­ fahrzeugs, insbesondere eines schweren Nutzfahrzeugs, weist ei­ nen ersten Abgasturbolader 2 mit einer Turbine 3 und einem Ver­ dichter 4 auf, wobei die Turbine 3 im Abgasstrang 6 von den Ab­ gasen der Brennkraftmaschine 1 angetrieben wird und über eine Welle 5 den Verdichter 4 im Ansaugtrakt 7 betätigt. Im Verdich­ ter 4 wird Ansaugluft komprimiert, die aus der Atmosphäre mit Umgebungsdruck angesaugt, gegebenenfalls gereinigt und dem Ver­ dichter 4 zugeführt wird. Die im Verdichter komprimierte An­ saugluft wird in einem Ladeluftkühler 8 gekühlt und tritt mit dem Ladedruck p2S in ein Saugrohr der Brennkraftmaschine 1 ein. Über das Saugrohr wird die Ansaugluft Saugkanälen zugeführt, welche in die Zylindereinlässe der Brennkraftmaschine 1 münden.
Die Turbine 3 des Laders 2 ist zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts mit einer variablen Turbi­ nengeometrie 9 ausgestattet, mittels der der freie Querschnitt im Düsenkanal der Turbine reduziert werden kann, wodurch im Mo­ torbremsbetrieb das Abgas im Abgasstrang stromauf der Turbine 3 aufgestaut wird. In dieser Staustellung der Turbinengeometrie ist der Strömungsquerschnitt der Turbine reduziert und es wird ein hoher Abgasgegendruck p3 in dem Leitungsabschnitt 9 zwi­ schen den Zylindern und dem Abgasturbolader 2 aufgebaut. Das Abgas strömt mit hoher Geschwindigkeit durch die Kanäle der Turbinengeometrie und beaufschlagt das Turbinenrad, woraufhin der Verdichter 4 im Ansaugtrakt 7 einen erhöhten Ladedruck P2S aufbaut. Eingangs- und ausgangsseitig liegt am Zylinder ein Überdruck an, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten Luft über Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt, wodurch eine starke Bremswirkung erreicht wird.
Die variable Turbinengeometrie kann als axial in den Turbinen­ querschnitt einschiebbares Leitgitter oder in Form eines radia­ len Leitgitters mit Leitschaufeln ausgeführt sein. Alternativ hierzu kann die Turbine mit einer Klappe im Eintritt und strom­ auf des Eintritts abgehenden Beschleunigungskanälen, die unmit­ telbar hinter dem offenen Turbinenrücken enden, ausgestattet sein, wobei auch in dieser Ausführung der das Turbinenrad be­ aufschlagende Abgasstrom variabel einstellbar ist.
Im Strömungsweg zwischen dem Abgasturbolader 2 und der Brenn­ kraftmaschine 1 ist ein zweiter Abgasturbolader 10 in Reihe zum ersten Abgasturbolader 2 angeordnet. Der zweite Lader 10 weist eine Festgeometrie-Turbine 11 stromauf der ersten Turbine 3 so­ wie einen Verdichter 12 stromab des ersten Verdichters 4 auf. Der Verdichter 12 des zweiten Laders 10 wird über eine Welle 13 von der Festgeometrie-Turbine 11 angetrieben.
Um den zweiten Lader 10 frei wählbar zuschalten zu können, liegt der Verdichter 12 des zweiten Laders in einer Umgehungs­ leitung 18, die einen Drehschieber 15 im Ansaugtrakt 7 stromab des ersten Verdichters 4 des ersten Laders 2 überbrückt. Die Festgeometrie-Turbine 11 liegt in einer Umgehungsleitung 19, die einen Drehschieber 16 im Abgasstrang 6 stromauf der Turbine 3 des ersten Laders 2 überbrückt. Die beiden Drehschieber 15, 16 sind über eine Koppelstange 17 verbunden, die eine gleich­ zeitige Betätigung beider Drehschieber 15, 16 erlaubt. Die Drehschieber 15, 16 und die Koppelstange 17 bilden eine gekop­ pelte Absperreinrichtung 14 zur simultanen Verstellung beider Drehschieber zwischen Öffnungs- und Sperrstellung, wobei in Öffnungsstellung die Gasströmungen durch den Abgasstrang 6 bzw. der Ansaugtrakt 7 fließen können und in Sperrstellung die Gasströmungen den Weg durch die Umgehungsleitungen 18, 19 neh­ men müssen. In Öffnungsstellung der Absperreinrichtung 14 ist der zweite Lader 10 abgeschaltet, in Sperrstellung der Absperr­ einrichtung 14 ist der zweite Lader 10 zugeschaltet. Zur voll­ ständigen Stillegung des zweiten Laders 10 ist verdichterseitig in der Umgehungsleitung 18 stromauf des Verdichters 12 ein Rückschlagventil 20 und turbinenseitig in der Umgehungsleitung 19 stromauf der Turbine 11 eine veränderliche Kanalabsperrung 21 angeordnet.
Mittels des ersten und des zweiten Laders 2, 10 ist eine zwei­ stufige Registeraufladung realisiert.
Um unzulässig hohe Drücke und dadurch hervorgerufene Bauteil- Überlastungen zu vermeiden, ist eine Anblaseeinrichtung 22 im Abgasstrang 6 vorgesehen, die eine die Turbine 3 des ersten La­ ders 2 überbrückende Bypassleitung 23 mit einem Abblaseventil 24 umfaßt. In Öffnungsstellung des Abblaseventils 24 wird ein einstellbarer Anteil des Abgases unter Umgehung der Turbine 3 aus dem Leitungsabschnitt des Abgasstranges 6 stromauf des Drehschiebers 16 der Absperreinrichtung 14 abgezweigt und abge­ leitet.
Über eine Regel- und Steuereinrichtung 25 werden die Funktionen der Brennkraftmaschine 1 bzw. der zugehörigen Komponenten ein­ gestellt. Die Regel- und Steuereinrichtung 25 erhält über eine Signalleitung 26 als Eingangssignale Informationen über den Be­ triebszustand der Brennkraftmaschine, insbesondere Bremsbe­ trieb/befeuerter Antrieb, Motorlast und Motordrehzahl. Über Si­ gnalleitungen 27, 28 liefert die Regel- und Steuereinrichtung 25 Stellsignale zur Einstellung von getakteten Bremsventilen in der Brennkraftmaschine 1 sowie zur Steuerung der Kraftstoffein­ spritzung. Es kann gegebenenfalls zweckmäßig sein, anstelle von getakteten Bremsventilen Konstantdrosselventile einzusetzen. Weitere Stellsignale werden über Signalleitungen 29, 30, 31 ei­ nem Aktuator 32 zur Einstellung der variablen Turbinengeometrie 9 der ersten Turbine 3, zur Einstellung des Abblaseventils 24 in der Abblaseeinrichtung 22 und zur Einstellung der Absperr­ einrichtung 14 zugeführt.
Die Regel- und Steuereinrichtung 25 regelt insbesondere im Mo­ torbremsbetrieb das Zusammenwirken der beiden Turbolader 2 bzw. 10 unter Berücksichtigung der Stellung der variablen Turbinen­ geometrie und der Zu- und Abschaltung des zweiten Turboladers 10, der Stellung der Bremsventile, der Befeuerung, der Kraft­ stoffeinspritzung und der Abblasung des Abgases. Dadurch ist es beispielsweise möglich, eine Tempomatfunktion zu realisieren.
Je nach gewünschtem Betriebsverhalten kann es zweckmäßig sein, den zweiten Lader oberhalb einer bestimmten Last/Drehzahl nach und nach abzuschalten oder aber über den gesamten Betriebsbe­ reich den zweiten Lader in Betrieb zu halten.
Um mit einfachen Maßnahmen im Motorbremsbetrieb hohe Bremslei­ stungen über den gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftmaschi­ ne zu erzielen, werden die Größenverhältnisse der beiden Lader 2, 10 aufeinander abgestimmt. Für die Dimensionierung der Lader wird ein Turbobremsfaktor TBF definiert, der sich gemäß folgen­ der Beziehung errechnet:
TBF = AT.DT/VH.
Hierin bezeichnet der Parameter AT den freien Strömungsquer­ schnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung, DT den Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und VH das Hubvolu­ men der Brennkraftmaschine. Der Parameter AT hängt bei Ladern mit variabler Turbinengeometrie von der Position des den Turbi­ nenquerschnitt beeinflussenden Bauteils ab, das zwischen einer den Strömungsquerschnitt auf ein Minimum reduzierenden Stellung und einer den maximalen Strömungsquerschnitt freigebenden Stel­ lung verstellbar ist; maßgebend für die Berechnung des Tur­ bobremsfaktors ist hierbei der freie Strömungsquerschnitt in der Turbine mit variabler Turbinengeometrie in der eine maxima­ le Bremsleistung erzeugenden Bremsstellung, die üblicherweise bei minimalem Strömungsquerschnitt AT erreicht wird. Bei Fest­ geometrie-Turbinen dagegen ist der Parameter AT für den betref­ fenden Turbinentyp eine feste, unveränderliche Größe, unabhän­ gig von der erzeugbaren Bremsleistung.
Der Eintrittsdurchmesser DT des Turbinenrades und das Hubvolu­ men VH der Brennkraftmaschine sind feste Größen, die vom jewei­ ligen Typ der Brennkraftmaschine abhängen.
Ein optimales Größenverhältnis zwischen den beiden Turboladern wird bei einem Verhältnis der Turbobremsfaktoren von
TBF2/TBF1 ≦ 0.5
erreicht, wobei TBF1 den Turbobremsfaktor des ersten Laders 2 mit variabler Turbinengeometrie und TBF2 den Turbobremsfaktor des zweiten Laders 10 mit Festgeometrie-Turbine bezeichnet. Das Verhältnis der beiden Turbobremsfaktoren vom maximal 0.5 bedeu­ tet, daß der Turbobremsfaktor TBF2 des zweiten Laders 10 maxi­ mal die Hälfte des Wertes des Turbobremsfaktors TBF1 des ersten Laders 2 mit variabler Turbinengeometrie betragen darf, was zur Folge hat, daß der zweite Lader 10 deutlich kleiner dimensio­ niert ist als der erste Lader 2. Der zweite, kleinere Lader 10 besitzt eine erheblich geringere Trägheit, eine zugunsten ge­ ringerer Drehzahlen verschobene Verdichter-Pumpgrenze und einen besseren Wirkungsgrad bei niedrigen Drehzahlen im Vergleich zum ersten, größeren Lader 2; dagegen ermöglicht der erste, größere Lader 2 höhere absolute Leistungen.
In absoluten Zahlen ausgedrückt erweist sich ein Turbobremsfak­ tor TBF1 des ersten Laders 2 von maximal 0.005 (5 ‰) als vor­ teilhaft. Der Turbobremsfaktor TBF2 des zweiten Laders 10 be­ trägt zweckmäßig maximal 0.0015 (1.5 ‰). Bei einer Hinterein­ anderschaltung von zwei in dieser Weise dimensionierten Ladern kann über den gesamten nutzbaren Drehzahlbereich eine gute Mo­ toraufladung mit einem angehobenen Gesamtwirkungsgrad erreicht werden.
Fig. 2 zeigt mehrere in Abhängigkeit der Motordrehzahl nMot auf­ getragene Kurven a bis d des Ladedrucks p2S, die verschiedene Betriebszustände im Motorbremsbetrieb repräsentieren. Die Kur­ ven a und b stellen eine einstufige Aufladung durch einen ein­ zigen Lader mit variabler Turbinengeometrie dar, die Kurven c und d eine zweistufige Aufladung durch eine Reihenschaltung ei­ nes größeren Laders mit variabler Turbinengeometrie und eines kleineren Laders mit Festgeometrie.
In Kurve a ist ein unbefeuerter Motorbremsbetrieb bei einstufi­ ger Aufladung gezeigt. Im unteren Drehzahlbereich werden auf­ grund der schlechten Wirkungsgrade in diesem Drehzahlbereich nur geringe Aufladegrade erreicht. Der Ladedruck p2S fällt mit abnehmender Drehzahl nMot exponentiell stark ab. Die Ursache hierfür liegt in dem starken Rückgang der Aufladung und des Ab­ gasgegendruckes p3, der für die Turbinenleistung verantwortlich ist. Mit zunehmender Motordrehzahl nmot beginnt im Punkt A die Abblasung von Abgas aus dem Leitungsabschnitt stromauf der Tur­ bine. In diesem Punkt erfährt die bis dahin exponentiell an­ steigende Kurve a einen Wendepunkt, der Gradient geht stark zu­ rück.
Die Kurve b zeigt einen Motorbremsbetrieb bei einstufiger Auf­ ladung und befeuertem Motor. Die Befeuerung bewirkt, daß im un­ teren Motordrehzahlbereich ein relativ hoher Aufladegrad er­ reicht wird, der eine Steigerung der Motorbremsleistung zur Folge hat. Die Kurve b verläuft etwa parallel zur Kurve a, je­ doch verschoben zugunsten eines höheren Ladedrucks p2S.
In Kurve c ist eine zweistufige Aufladung für den unbefeuerten Motorbremsbetrieb dargestellt. Der Kurvenverlauf bewegt sich in einem unteren und mittleren Drehzahlbereich oberhalb des Ni­ veaus der Kurve b, dem befeuerten einstufigen Motorbremsbe­ trieb. Erst in einem oberen Drehzahlbereich macht sich die Be­ feuerung im einstufigen Betrieb gemäß Kurve b bemerkbar, die Kurve c verläuft flacher und schneidet die Kurve b.
Im Punkt C, der etwa den Wendepunkt der Kurve c markiert, wird die Absperreinrichtung geöffnet, über die der zweite Turbolader zu- und abschaltbar ist, wobei in Sperrstellung der Absperrein­ richtung der zweite Lader zugeschaltet und in Öffnungsstellung der zweite Lader außer Funktion gesetzt ist. Wird die Absperr­ einrichtung in Öffnungsstellung überführt, so wird der Beitrag des zweiten Laders zur Erhöhung des Ladedrucks reduziert, was sich in einem flacher werdenden Anstieg der Kurve c ausdrückt. Im Punkt B im oberen Drehzahlbereich ist die Absperreinrichtung vollständig geöffnet, der zweite Lader ist außer Funktion ge­ setzt, der Beitrag zur Ladedruckerhöhung wird ausschließlich vom ersten Lader geleistet. Im Punkt B treffen sich die Kurven a und c, da in diesem Punkt die zweistufige Aufladung gemäß Kurve c auf eine einstufige Aufladung reduziert wird.
Die Kurve d zeigt eine zweistufige Aufladung mit befeuertem Mo­ tor. Die Kurve d verläuft etwa parallel oberhalb der Kurve c, die den zweistufigen, unbefeuerten Verlauf darstellt. Im Punkt C' im mittleren Drehzahlbereich beginnt die Öffnungsphase der Absperreinrichtung, so daß der zweite Lader nach und nach außer Kraft gesetzt wird und der Gradient der Kurve d geringer wird. Im Punkt B' im oberen Drehzahlbereich treffen sich die Kurven b und d; in diesem Punkt ist die Absperreinrichtung vollständig geöffnet und dementsprechend der zweite Lader außer Funktion gesetzt.
Die zusätzliche Befeuerung gemäß den Kurven b und d ermöglicht insbesondere in kritischen Bremssituationen eine Steigerung der Motorbremsleistung. Der Anstieg der Bremsleitung kann durch ein gezieltes Öffnen der Absperreinrichtung ab einer bestimmten Mo­ tordrehzahl gedämpft werden. Bei vollständig geöffneter Absper­ reinrichtung wird der Ladedruck praktisch ausschließlich durch den ersten Lader erzeugt.
Der Effekt der Dämpfung des Bremsleistungsanstiegs kann durch Abschaltung des zweiten Laders oder auch durch die Abblasung der Abgase stromauf der Turbine des ersten Laders erreicht wer­ den.
Die dargestellten Verläufe der Ladedruckkurven korrelieren mit Kurven für die Motorbremsleistungen.

Claims (12)

1. Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern, mit zumindest einer Abgasturbine (2) mit variabler Turbinengeometrie (9) zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts, wobei die beiden Abgasturbolader (2, 10) unterschiedliche Be­ triebskennfelder aufweisen,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß ein auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine bezogener Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur­ bobremsfaktor (TEF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi­ mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga­ sturboladers (2) beträgt.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der größere Abgasturbolader (2) einen Turbobremsfaktor (TBF1) kleiner als 0.005 aufweist.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Turbobremsfaktor (TBF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maximal 0.0015 beträgt.
4. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der größere Abgasturbolader (2) eine Abgasturbine (3) mit variabler Turbinengeometrie (9) aufweist.
5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der kleinere Abgasturbolader (10) eine Abgasturbine (11) mit Festgeometrie aufweist.
6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der kleinere Abgasturbolader (10) im Strömungsweg zwischen dem größeren Abgasturbolader (2) und der Brennkraftmaschine (1) angeordnet ist.
7. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß eine die Turbine (3) des größeren Abgasturboladers (2) überbrückende Bypassleitung (23) mit einem einstellbaren Abbla­ seventil (24) vorgesehen ist.
8. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß eine gekoppelte Absperreinrichtung (14) zur gemeinsamen Zu- und Abschaltung des Verdichters (12) und der Turbine (11) des kleineren Abgasturboladers (10) vorgesehen ist.
9. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern, insbesondere Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei zu­ mindest eine Abgasturbine (3) mit variabler Turbinengeometrie (9) zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquer­ schnitts ausgestattet ist und die beiden Abgasturbolader (2, 10) unterschiedliche Betriebskennfelder aufweisen,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß bezogen auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremslei­ stung der Brennkraftmaschine ein Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur­ bobremsfaktor (TBF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi­ mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga­ sturboladers (2) beträgt,
und daß in einer Regel- und Steuereinrichtung (25) ein Rege­ lungssignal zur betriebszustandsabhängigen Abstimmung der Funk­ tion der beiden Abgasturbolader (2, 10) erzeugt wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß unterhalb eines Grenzwertes für die Last/Drehzahl der klei­ nere Abgasturbolader (10) mit Festgeometrie-Turbine (11) mit dem gesamten Abgasmassenstrom beaufschlagt wird und mit anstei­ gender Drehzahl der durch die Festgeometrie-Turbine (11) gelei­ tete Abgasmassenstrom reduziert wird.
11. Verfahren nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß in der Anfangsphase des Motorbremsbetriebs Kraftstoff zur Motorbefeuerung eingespritzt wird.
12. Verfahren nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß in der instationären Phase des Motorbremsbetriebs Kraft­ stoff zur Motorbefeuerung eingespritzt wird.
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