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Die
Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern
und ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit zwei
Abgasturboladern nach dem Oberbegriff des Anspruches 1 bzw. 9.
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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 Turbinengeometrie ausgestattet, die es erlaubt,
den wirksamen Turbinenquerschnitt in Abhängigkeit des Betriebszustands
der Brennkraftmaschine 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 Betriebszustand der Brennkraftmaschine in Öffnungs-
oder Sperrstellung versetzt wird, so daß dementsprechend der Lader
mit variabler Turbinengeometrie in einem einstellbaren Umfang an
der Ladeluftversorgung der Brennkraftmaschine teilnimmt.
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Im
unteren Drehzahlbereich arbeitet nur der kleine Abgasturbolader
mit Festgeometrie, dessen Verdichter aufgrund der geringeren Trägheit im
unteren Drehzahlbereich einen höheren
Ladedruck aufbaut, als mit dem größeren Verdichter in diesem Drehzahlbereich
möglich
wäre. Das
Sperrventil des Laders mit variabler Turbinengeometrie steht in Schließstellung,
so daß dieser
Lader im unteren Drehzahlbereich keinen Beitrag zur Ladeluftversorgung
leistet.
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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.
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Diese
Anordnung hat den Vorteil, daß der kleine
Abgasturbolader optimal für
kleine Drehzahlen ausgelegt und dadurch ein guter Gesamtwirkungsgrad
erreicht werden kann. Außerdem
wird vermieden, daß der
größere Lader
bei niedrigen Drehzahlen in den Bereich des Verdichterpumpens gerät.
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Der
Erfindung liegt das Problem zugrunde, Leistungsdefizite im unteren
Drehzahlbereich mit einfachen Maßnahmen auszugleichen.
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Dieses
Problem wird erfindungsgemäß mit den
Merkmalen des Anspruches 1 bzw. 9 gelöst.
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Die
Definition eines Turbobremsfaktors wurde erstmals in der hiermit
in Bezug genommenen Druckschrift
DE 197 27 141 C1 angegeben. Der Turbobremsfaktor
wird ermittelt durch Multiplikation des Strömungsquerschnitts im Abgasweg
zur Turbine, bezogen auf die maximale Leistung, mit dem Eintrittsdurchmesser
des Turbinenrades und Division mit dem Hubvolumen der Brennkraftmaschine,
wobei ein Turbobremsfaktor in der Größenordnung von maximal 0.005
(5 ‰)
eine hohe Leistung bei zugleich relativ niedrigen thermischen Belastungen
ermöglicht.
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Erfindungsgemäß werden
die beiden Abgasturbolader in Reihe geschaltet und weisen die Abgasturbolader
ein bestimmtes Größenverhältnis in
bezug zueinander auf. Bezogen auf den Turbobremsfaktor stehen die
Lader in einem Relativverhältnis
von maximal 0.5 zueinander, so daß der Turbobremsfaktor des
kleineren Abgasturboladers maximal die Hälfte des Turbobremsfaktors
des größeren Abgasturboladers
beträgt.
Bei diesem Verhältnis
der in Reihe geschalteten Turbolader können mit einfachen Mitteln, insbesondere
ohne oder mit nur geringem Regelungs- und Steuerungsaufwand, im
Motorbremsbetrieb hohe Bremsleistungen erreicht werden. Die Nachteile
einer einstufigen Aufladung – entweder Leistungsbegrenzung
in oberen Drehzahlen bei kleinen Ladern oder schlechter Wirkungsgrad
in unteren Drehzahlen bei größeren Ladern – können bei
der zweistufigen Aufladung vermieden werden, sofern die Turbobremsfaktoren
der beiden Lader in dem angegebenen Größenverhältnis stehen. Insbesondere im
Motorbremsbetrieb kann eine deutliche Leistungssteigerung erreicht
werden.
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Im
niederen Drehzahlbereich bewirkt das sensible Ansprechverhalten
des kleineren Laders, der eine zugunsten kleinerer Drehzahlen verschobene
Pumpgrenze aufweist, eine deutliche Anhebung des Aufladegrades mit
dementsprechend gesteigerter Bremsleistung. Im mittleren und oberen
Drehzahlbereich kommt dagegen der größere Turbolader verstärkt zum
Tragen, der aufgrund seiner 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 ermöglicht eine
optimierte, stetig verlaufende Bremsleistungsfunktion im Motorbremsbetrieb.
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Die
gewählte
Auslegung beeinflußt
nicht nur den Motorbremsbetrieb positiv, sondern auch die befeuerte
Antriebsbetriebsweise, insbesondere das transiente Verhalten und
das Verhalten bei kleinen Drehzahlen und hoher Last.
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Mit
Hilfe der variabel einstellbaren Turbinengeometrie, die bevorzugt
am größeren Lader
ausgebildet ist, kann der wirksame Turbinenquerschnitt der Turbine
verändert
werden. Je nach Betriebszustand 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.
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Um
im Bremsbetrieb der Brennkraftmaschine eine hohe Motorbremswirkung
zu erzielen, wird die Turbinengeometrie in eine Staustellung überführt, in
der der Turbinenquerschnitt deutlich reduziert ist. Im Leitungsabschnitt
zwischen den Zylindern und der Abgasturbine baut sich ein hoher
Abgasgegendruck auf, welcher bewirkt, daß Abgas mit hoher Geschwindigkeit
durch den verbliebenen offenen Strömungsquerschnitt strömt und das
Turbinenrad mit großem Impuls
beaufschlagt. Daraufhin wird die dem Motor zugeführte Verbrennungsluft vom Verdichter
unter erhöhten
Ladedruck gesetzt, so daß der
Zylinder eingangsseitig mit erhöhtem
Druck beaufschlagt wird und ausgangsseitig zwischen dem Zylinderauslaß und dem
Abgasturbolader ein erhöhter
Abgasgegendruck anliegt, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten
Luft über
Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt. Im Motorbremsbetrieb
muß der Kolben
im Verdichtungs- und Ausschiebehub Kompressionsarbeit gegen den
hohen Überdruck
im Abgasstrang verrichten, wodurch eine starke Bremswirkung erreicht
wird.
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Ein
weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine liegt
in der großen
Anzahl an Eingriffsmöglichkeiten
zur Steuerung oder Regelung der Abgasturbolader. So ist es beispielsweise
möglich,
die zweite Laderstufe, die in der Regel durch den kleineren Lader
mit Festgeometrie gebildet wird, im Bremsbetrieb und/oder bei befeuertem
Antrieb zunächst
im unteren Drehzahlbereich mit dem gesamten Abgasstrom zu beaufschlagen
und bei höheren Drehzahlen
nach und nach abzuschalten. Für
die Zu- und Abschaltung
ist zweckmäßig eine
gekoppelte Absperreinrichtung zur gemeinsamen Zu- und Abschaltung
des Verdichters und der Turbine der zweiten Stufe vorgesehen, um
die Leistungskurve gezielt zu beeinflussen.
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Als
weitere Maßnahme
kann eine Bypassleitung zur Turbine des größeren Abgasturboladers vorgesehen
sein, in der ein einstellbares Abblaseventil angeordnet ist. Bei
geöffnetem
Abblaseventil wird Abgas unter Umgehung der Turbine abgeblasen,
wodurch der Abgasgegendruck verringert und die Leistung der Brennkraftmaschine
reduziert wird.
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Die
variable Turbinengeometrie, die Zu- und Abschaltung der zweiten
Laderstufe und die Abblasung können
einzeln oder in unterschiedlicher Kombination über eine Regelungseinrichtung
zusammengeschaltet werden, um beispielsweise eine Tempomatfunktion
zu realisieren.
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Gemäß einer
vorteilhaften Weiterbildung wird in der Anfangsphase des Motorbremsbetriebs zusätzlich eine
Befeuerung des Motors vorgenommen, um eine weitere Leistungssteigerung
der Motorbremsleistung zu erzielen. Die Befeuerung im Motorbremsbetrieb
bewirkt, daß in
kürzerer
Zeit ein hoher Ladedruck und ein hoher Abgasgegendruck aufgebaut
werden; die Leistungsentfaltung erfolgt schneller. Auch in der instationären Phase
im Motorbremsbetrieb, beispielsweise im Übergang von geringer Motorbremsleistung
zu hoher Motorbremsleistung, kann zur Verbesserung des transienten
Verhaltens die Brennkraftmaschine befeuert werden.
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Weitere
Vorteile und zweckmäßige Ausführungsformen
sind den weiteren Ansprüchen,
der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Es zeigen:
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1 eine
schematische Ansicht einer Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern,
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2 ein
Schaubild mit mehreren Ladedruckkurven in Abhängigkeit der Motordrehzahl.
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Die
in 1 dargestellte Brennkraftmaschine 1 eines
Kraft fahrzeugs, insbesondere eines schweren Nutzfahrzeugs, weist
einen ersten Abgasturbolader 2 mit einer Turbine 3 und
einem Verdichter 4 auf, wobei die Turbine 3 im
Abgasstrang 6 von den Abgasen der Brennkraftmaschine 1 angetrieben
wird und über
eine Welle 5 den Verdichter 4 im Ansaugtrakt 7 betätigt. Im
Verdichter 4 wird Ansaugluft komprimiert, die aus der Atmosphäre mit Umgebungsdruck
angesaugt, gegebenenfalls gereinigt und dem Verdichter 4 zugeführt wird.
Die im Verdichter komprimierte Ansaugluft 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.
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Die
Turbine 3 des Laders 2 ist zur veränderlichen
Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts mit einer variablen
Turbinengeometrie 9 ausgestattet, mittels der der freie
Querschnitt im Düsenkanal
der Turbine reduziert werden kann, wodurch im Motorbremsbetrieb
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 6, zwischen
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.
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Die
variable Turbinengeometrie kann als axial in den Turbinenquerschnitt
einschiebbares Leitgitter oder in Form eines radialen Leitgitters
mit Leitschaufeln ausgeführt
sein. Alternativ hierzu kann die Turbine mit einer Klappe im Eintritt
und stromauf des Eintritts abgehenden Beschleunigungskanälen, die unmit telbar
hinter dem offenen Turbinenrücken
enden, ausgestattet sein, wobei auch in dieser Ausführung der
das Turbinenrad beaufschlagende Abgasstrom variabel einstellbar
ist.
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Im
Strömungsweg
zwischen dem Abgasturbolader 2 und der Brennkraftmaschine 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 sowie 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.
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Um
den zweiten Lader 10 frei wählbar zuschalten zu können, liegt
der Verdichter 12 des zweiten Laders in einer Umgehungsleitung 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 gleichzeitige Betätigung beider
Drehschieber 15, 16 erlaubt. Die Drehschieber 15, 16 und
die Koppelstange 17 bilden eine gekoppelte 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 nehmen
müssen.
In Öffnungsstellung
der Absperreinrichtung 14 ist der zweite Lader 10 abgeschaltet,
in Sperrstellung der Absperreinrichtung 14 ist der zweite
Lader 10 zugeschaltet. Zur vollständigen 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.
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Mittels
des ersten und des zweiten Laders 2, 10 ist eine
zweistufige Registeraufladung realisiert.
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Um
unzulässig
hohe Drücke
und dadurch hervorgerufene Bauteil-Überlastungen
zu vermeiden, ist eine Abblaseeinrichtung 22 im Abgasstrang 6 vorgesehen,
die eine die Turbine 3 des ersten Laders 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
abgeleitet.
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Über eine
Regel- und Steuereinrichtung 25 werden die Funktionen der
Brennkraftmaschine 1 bzw. der zugehörigen Komponenten eingestellt.
Die Regel- und Steuereinrichtung 25 erhält über eine Signalleitung 26 als
Eingangssignale Informationen über
den Betriebszustand der Brennkraftmaschine, insbesondere Bremsbetrieb/befeuerter
Antrieb, Motorlast und Motordrehzahl. Über Signalleitungen 27, 28 liefert
die Regel- und Steuereinrichtung 25 Stellsignale zur Einstellung
von getakteten Bremsventilen in der Brennkraftmaschine 1 sowie
zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung. Es kann gegebenenfalls zweckmäßig sein,
anstelle von getakteten Bremsventilen Konstantdrosselventile einzusetzen.
Weitere Stellsignale werden über
Signalleitungen 29, 30, 31 einem 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 Absperreinrichtung 14 zugeführt.
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Die
Regel- und Steuereinrichtung 25 regelt insbesondere im
Motorbremsbetrieb das Zusammenwirken der beiden Turbolader 2 bzw. 10 unter
Berücksichtigung
der Stellung der variablen Turbinengeometrie und der Zu- und Abschaltung
des zweiten Turboladers 10, der Stellung der Bremsventile,
der Befeuerung, der Kraftstoffeinspritzung und der Abblasung des
Abgases. Dadurch ist es beispielsweise möglich, eine Tempomatfunktion
zu realisieren.
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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 Betriebsbereich den zweiten Lader in Betrieb zu halten.
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Um
mit einfachen Maßnahmen
im Motorbremsbetrieb hohe Bremsleistungen über den gesamten Drehzahlbereich
der Brennkraftmaschine 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 folgender
Beziehung errechnet: TBF = AT·DT/VH.
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Hierin
bezeichnet der Parameter AT den freien Strömungsquerschnitt
im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung, DT den
Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und VH das
Hubvolumen der Brennkraftmaschine. Der Parameter AT hängt bei Ladern
mit variabler Turbinengeometrie von der Position des den Turbinenquerschnitt
beeinflussenden Bauteils ab, das zwischen einer den Strömungsquerschnitt
auf ein Minimum reduzierenden Stellung und einer den maximalen Strömungsquerschnitt
freigebenden Stellung verstellbar ist; maßgebend für die Berechnung des Turbobremsfaktors
ist hierbei der freie Strömungsquerschnitt
in der Turbine mit variabler Turbinengeometrie in der eine maximale
Bremsleistung erzeugenden Bremsstellung, die üblicherweise bei minimalem
Strömungsquerschnitt
AT erreicht wird. Bei Festgeometrie-Turbinen
dagegen ist der Parameter AT für den betreffenden
Turbinentyp eine feste, unveränderliche
Größe, unabhängig von der
erzeugbaren Bremsleistung.
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Der
Eintrittsdurchmesser DT des Turbinenrades
und das Hubvolumen VH der Brennkraftmaschine sind
feste Größen, die
vom jeweiligen Typ der Brennkraftmaschine abhängen.
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Ein
optimales Größenverhältnis zwischen den
beiden Turboladern wird bei einem Verhältnis der Turbobremsfaktoren
von TBF2/TBF1 ≤ 0.5erreicht,
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 bedeutet, daß der
Turbobremsfaktor TBF2 des zweiten Laders 10 maximal
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 dimensioniert ist als
der erste Lader 2. Der zweite, kleinere Lader 10 besitzt
eine erheblich geringere Trägheit,
eine zugunsten geringerer 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.
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In
absoluten Zahlen ausgedrückt
erweist sich ein Turbobremsfaktor TBF1 des
ersten Laders 2 von maximal 0.005 (5 ‰) als vorteilhaft. Der Turbobremsfaktor
TBF2 des zweiten Laders 10 beträgt zweckmäßig maximal
0.0015 (1.5 ‰).
Bei einer Hintereinanderschaltung von zwei in dieser Weise dimensionierten
Ladern kann über
den gesamten nutzbaren Drehzahlbereich eine gute Motoraufladung
mit einem angehobenen Gesamtwirkungsgrad erreicht werden.
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2 zeigt
mehrere in Abhängigkeit
der Motordrehzahl nMot aufgetragene Kurven
a bis d des Ladedrucks p2S, die verschiedene Betriebszustände im Motorbremsbetrieb
repräsentieren.
Die Kurven a und b stellen eine einstufige Aufladung durch einen
einzigen Lader mit variabler Turbinengeometrie dar, die Kurven c
und d eine zweistufige Aufladung durch eine Reihenschaltung eines
größeren Laders
mit variabler Turbinengeometrie und eines kleineren Laders mit Festgeometrie.
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In
Kurve a ist ein unbefeuerter Motorbremsbetrieb bei einstufiger Aufladung
gezeigt. Im unteren Drehzahlbereich werden aufgrund 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 Abgasgegendruckes p3,
der für
die Turbinenleistung verantwortlich ist. Mit zunehmender Motordrehzahl
nMot beginnt im Punkt A die Abblasung von
Abgas aus dem Leitungsabschnitt stromauf der Turbine. In diesem
Punkt erfährt
die bis dahin exponentiell ansteigende Kurve a einen Wendepunkt,
der Gradient geht stark zurück.
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Die
Kurve b zeigt einen Motorbremsbetrieb bei einstufiger Aufladung
und befeuertem Motor. Die Befeuerung bewirkt, daß im unteren Motordrehzahlbereich
ein relativ hoher Aufladegrad erreicht wird, der eine Steigerung
der Motorbremsleistung zur Folge hat. Die Kurve b verläuft etwa
parallel zur Kurve a, jedoch verschoben zugunsten eines höheren Ladedrucks
p2S.
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In
Kurve c ist eine zweistufige Aufladung für den unbefeuerten Motorbremsbetrieb
dargestellt. Der Kurvenverlauf bewegt sich in einem unteren und mittleren
Drehzahlbereich oberhalb des Niveaus der Kurve b, dem befeuerten
einstufigen Motorbremsbetrieb. Erst in einem oberen Drehzahlbereich
macht sich die Befeuerung im einstufigen Betrieb gemäß Kurve
b bemerkbar, die Kurve c verläuft
flacher und schneidet die Kurve b.
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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 Absperreinrichtung der zweite Lader zugeschaltet und in Öffnungsstellung
der zweite Lader außer
Funktion gesetzt ist. Wird die Absperreinrichtung 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 gesetzt, 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.
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Die
Kurve d zeigt eine zweistufige Aufladung mit befeuertem Motor. 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.
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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 Motordrehzahl gedämpft werden.
Bei vollständig
geöffneter
Absperreinrichtung wird der Ladedruck praktisch ausschließlich durch
den ersten Lader erzeugt.
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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 werden.
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Die
dargestellten Verläufe
der Ladedruckkurven korrelieren mit Kurven für die Motorbremsleistungen.