DE4133736C2 - Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine mit den im Oberbegriff des Patentanspruches 1 angegebenen Merkmalen.

Bei einem gattungsgemäßen, aus der älteren Patentanmeldung P 40 11 818 bekannten Abgasturbolader ist vorgesehen, das das Tur­ binenlaufrad konzentrisch umgebende Leitrad im niederen bis hohen Teillastbereich festzusetzen und in hohen Lastbereichen über dieses Leitrad einen Teil der Abgasenergie wieder in die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine einzuspeisen (Compound- Antrieb), womit eine deutliche Verbesserung des Wirkungsgrades der Brennkraftmaschine erzielt wird. Je nach Beschaufelung des Turbinenleitrades ist im Falle eines festgesetzten Leitrades jedoch eine relativ steile Anströmung auf das Turbinenlaufrad gegeben, woraus eine relativ niedere Turbinenlaufraddrehzahl und damit eine niedere Turbinenleistung resultiert. Dies wirkt sich nachteilig auf das Ansprechverhalten des Abgasturboladers bzw. der Brennkraftmaschine nach einem positiven Lastwechsel aus.

Gleichartig aufgebaute Strömungsmaschinen sind sowohl aus der GB-PS 874 897 als auch aus der US-PS 4 843 813 bekannt. In all diesen Fällen weist das Turbinenlaufrad zum Turbinenleitrad eine entgegengesetzte Drehrichtung auf.

Aus der EP-OS 332 354 ist es bekannt, bei einem Abgasturbolader ein permanent feststehendes Turbinenleitgitter vorzusehen, dessen Schaufeln im niederen Lastbereich angestellt werden, wodurch eine flachere Anströmung auf das Turbinenlaufrad und damit eine höhere Turbinendrehzahl in diesen Betriebsbereichen erzielt wird. Dieses Anstellen der Schaufeln ist jedoch mit einer Verringerung des Strömungsquerschnittes verbunden, so daß in diesen Betriebszuständen hohe, den Wirkungsgrad des Abgasturboladers und damit wiederum den Gesamtwirkungsgrad der Brennkraftmaschine negativ beeinflussende Reibungsverluste ge­ geben sind. Die Verstellung der Leitschaufeln erfolgt über ei­ nen mechanisch wirkenden Verstellapparat, dessen Bauteile zum Teil ebenfalls im Turbinengehäuse angeordnet sind. Der Leitap­ parat unterliegt daher einer hohen thermischen Belastung.

Aus der DD-PS 219 827 ist eine unter anderem zum Fahrzeugan­ trieb einsetzbare zweistufige Kleingasturbine axialer Bauart bekannt. Wie das Ansprechverhalten einer abgasturboaufgeladenen Brennkraftmaschine verbessert werden kann, hierzu sagt diese Schrift nichts aus.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Abgasturbolader der im Oberbegriff des Hauptanspruches beschriebenen Art zu schaffen, mit welchem das Ansprechverhalten der Brennkraftma­ schine nach einem positiven Lastwechsel ohne jegliche Beeinträchtigung des Gesamtwirkungsgrades der Brennkraftma­ schine verbessert werden kann und bei welchem Reibungsverluste reduziert sind.

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des kenn­ zeichnenden Teiles des Hauptanspruches gelöst.

Mit der Erfindung ist gewährleistet, daß schon im Teillastbe­ reich eine relativ hohe Turbinenlaufraddrehzahl erreicht wird, der Abgasturbolader also auf einer relativ hohen Drehzahl ge­ halten werden kann. Dies hat zur Folge, daß nach einer posi­ tiven Laständerung der Abgasturbolader sehr schnell seine dem neuen Lastwert entsprechende Drehzahl erreicht, so daß auch die dieser Lastvorgabe entsprechende Leistung von der Brennkraft­ maschine schon kurz nach der Änderung der Lastvorgabe abgegeben wird. Das Ansprechverhalten des Abgasturboladers bei einem po­ sitiven Lastwechsel wird zusätzlich noch dadurch verbessert, daß das Turbinenlauf- und das Turbinenleitrad immer dieselbe Drehrichtung aufweisen, wodurch zwischen diesen beiden Rädern nur eine verhältnismäßig geringe Relativgeschwindigkeit und demzufolge auch nur eine relativ geringe Lagerreibung auftritt. Dadurch, daß die Anströmrichtung bei dem erfindungsgemäßen Abgasturbolader nicht durch eine Lageverstellung von Leit­ schaufeln, sondern durch eine Drehzahländerung des Leitrades beeinflußt wird, ist die Veränderung der Anströmrichtung auf das Turbinenlaufrad nicht mit einer Änderung des Strömungs­ querschnittes verbunden. Dies heißt mit anderen Worten, daß die relativ hohe Turbinendrehzahl im Teillastbereich ohne eine nennenswerte Verringerung des Strömungsquerschnittes erzielt wird, so daß auch keine zusätzlichen, den Wirkungsgrad des Abgasturboladers bzw. den Gesamtwirkungsgrad der Brennkraftma­ schine reduzierenden Reibungsverluste gegeben sind.

Darüber hinaus ist mit dem erfindungsgemäßen Abgasturbolader - ganz im Gegensatz zu einem konventionellen Abgasturbolader mit verstellbarer Turbinengeometrie - auch eine Stoßaufladung (zweiflutiges Turbinengehäuse) möglich, denn die Leitschaufeln sind hier fest auf dem Leitrad angeordnet und somit festigkeitsmäßig der erhöhten Beanspruchung einer Stoßaufladung gewachsen.

Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Abgasturboladers ist darin zu sehen, daß die Einrichtung zum Abbremsen des Turbi­ nenleitrades im Bereich kälterer Zonen angeordnet werden kann, so daß diese auch nicht aufgrund einer zu hohen thermischen Belastung frühzeitig zu verschleißen droht.

Die während eines Abbremsvorganges entstehende Wärme kann di­ rekt über das Kühlwasser der Brennkraftmaschine abgeführt wer­ den, womit nach einem Kaltstart der Brennkraftmaschine deren Warmlaufphase verkürzt werden kann. Die während eines Abbrems­ vorganges anfallende Wärmemenge kann auch reduziert werden, wenn, wie mit den Ansprüchen 5 bis 8 vorgeschlagen, das Tur­ binenleitrad mit einem das Laufrad des Verdichters konzentrisch umgebenden Verdichterleitrad verbunden bzw. gekoppelt ist, welches eine zu der des Turbinenleitrades gegenläufige Beschaufelung aufweist. Eine solche gegenläufige Beschaufelung bewirkt, daß ab einem bestimmten Grenzwert für die Brennkraft­ maschinenlast der Leitradsatz, also die Einheit Verdichter- und Turbinenleitrad mit steigender Last immer stärker abgebremst wird. Bei einer entsprechenden Auslegung der Turbinen- und Verdichterleitradbeschaufelung kann sogar ganz auf eine weitere Bremseinrichtung verzichtet werden.

Ein das Verdichterlaufrad umgebendes Verdichterleitrad wirkt darüber hinaus wie eine zweite Verdichterstufe und erhöht somit in vorteilhafter Weise die Druckdifferenz der durchgesetzten Luftmenge.

Die Verwendung einer Strömungsbremse als Bremseinrichtung hat den Vorteil, daß über die während des Regelvorganges aus der Strömungsbremse abgeführte Hydraulikflüssigkeit nicht nur die durch das Abbremsen des Turbinenleitrades entstehende Wärme abgeführt werden kann, die Hydraulikflüssigkeit kann ebenso zur Kühlung der durch das Abgas erwärmten Bauteile, wie z. B. Ladergehäuse, Lager etc. herangezogen werden. Wird anstelle einer Hydraulikflüssigkeit die Strömungsbremse durch das Mo­ toröl beaufschlagt, so kann die zusätzlich entstehende Wärme­ menge indirekt über den bei Brennkraftmaschinen üblichen Wärmetauscher ins Kühlwasser geführt werden. Auf eine äußere Wärmeableitvorrichtung kann ganz verzichtet werden, wenn anstelle der Strömungsbremse vorteilhaft ein Drehzahlwandler verwendet wird.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind den übrigen Unteransprüchen zu entnehmen.

In der Zeichnung ist die Erfindung anhand eines Ausführungs­ beispieles näher erläutert. Im einzelnen zeigt

Fig. 1 einen erfindungsgemäßen Abgasturbolader in einer quergeschnittenen Prinzipdarstellung,

Fig. 2a die Geschwindigkeitsverhältnisse am Turbinenleitrad des Abgasturboladers der Fig. 1 bei Vollast,

Fig. 2b die Geschwindigkeitsverhältnisse am Turbinenlaufrad des Abgasturboladers der Fig. 1 bei Vollast,

Fig. 3a die Geschwindigkeitsverhältnisse am Turbinenleitrad des Abgasturboladers der Fig. 1 bei Teillast,

Fig. 3b die Geschwindigkeitsverhältnisse am Turbinenlaufrad des Abgasturboladers der Fig. 1 bei Teillast und

Fig. 4 ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Abgasturboladers in einer quer­ geschnittenen Prinzipdarstellung,

Fig. 5 die Abwicklung des Verdichterleitrades 27 und die des Verdichterlaufrades 8 des Abgasturboladers 1 der Fig. 1 und 4.

Fig. 1 zeigt einen Abgasturbolader 1 einer Brennkraftmaschine mit einer in der Abgasleitung der Brennkraftmaschine angeord­ neten Turbine 2 und einem in der Ansaugleitung der Brennkraft­ maschine angeordneten Verdichter 3. Sowohl Turbine 2 als auch Verdichter 3 sind hier radialer Bauart. Die Turbine 2 besteht aus einem Turbinenlaufrad 4, welches in einem zweiflutigen spiralförmigen Turbinengehäuse 5 angeordnet ist und welche drehfest mit einer Welle 6 verbunden ist. Auf dieser Welle 6 ebenso drehfest gelagert ist das in dem spiralförmigen Ver­ dichtergehäuse 7 des Abgasturboladers 1 angeordnete Verdich­ terlaufrad 8. Die Strömungsrichtung der Abgase ist durch die Pfeile 9 und die der vom Verdichter 3 geförderten Frischluft durch die Pfeile 10 gekennzeichnet. Die das Verdichterlaufrad 8 mit dem Turbinenlaufrad 4 verbindende Welle 6 ist von einer Hohlwelle 11 umgeben, welche mit einem das Turbinenlaufrad 4 konzentrisch umgebenden Turbinenleitrad 12 drehfest verbunden ist. Die Hohlwelle 11 ist dabei über die beiden Wälzlager 13 in dem Abgasturboladergehäuse 14 drehbar gelagert. Hohlwelle 11 und Welle 6 sind konzentrisch zueinander angeordnet und über die beiden Gleitlager 15 relativ zueinander verdrehbar gela­ gert. Auf der Hohlwelle 11 ist ferner drehfest gelagert der Rotor 16 einer Strömungsbremse 17, deren Gehäuse 18 und damit deren Stator 19 fest mit dem Turboladergehäuse 14 verbunden ist. Die Strömungsbremse 17 kann mit Hydraulik- oder Motoröl befüllt werden, wobei der Füllstand, d. h. die im Kreislauf zwischen Stator 19 und Rotor 16 befindliche Ölmenge ein Maß für diejenige Leistung ist, mit welcher die Hohlwelle 11 und damit das Turbinenleitrad 12 abgebremst wird. Die Änderung der Füll­ standshöhe und damit der Bremsleistung erfolgt über eine von einer elektronischen Steuereinheit 20 ansteuerbare Ölpumpe 21, und zwar in Abhängigkeit der Motordrehzahl, der Turbinendreh­ zahl, des Verdichterdruckes und der Auslenkung L des Fahrpedales 22, und somit in Abhängigkeit der Brennkraftmaschinenlastvorgabe. Die Ansteuerung der Strömungs­ bremse 17 erfolgt in erfindungsgemäßer Weise nun derart, daß die im Strömungskreislauf zwischen Rotor 16 und Stator 17 be­ findliche Ölmenge ausgehend vom Teillastbereich mit steigender Brennkraftmaschinenlast erhöht wird, d. h. die Hohlwelle 11 bzw. das Turbinenleitrad 12 wird mit steigender Last immer stärker abgebremst.

In den folgenden Fig. 2a, 2b, 3a und 3b sind die Geschwin­ digkeitsverhältnisse an dem Turbinenleitrad 12 und an dem Tur­ binenlaufrad 4 bzw. an deren Abwicklungen aufgezeigt, und zwar im Falle eines stark abgebremsten Leitrades 12 bei Vollast (Fig. 2a und 2b) und im Falle eines nicht abgebremsten Leitrades 12 im Teillastbereich (Fig. 3a und 3b). Dargestellt sind diese Geschwindigkeitsverhältnisse jeweils an einem ein­ zelnen Schaufelprofil, und zwar in der Fig. 2a an einer Schau­ fel 23 des Turbinenleitrades 12 bei Vollast, in Fig. 3a an dieser Schaufel 23 des Turbinenleitrades 12 bei Teillast, in Fig. 2b an einer Schaufel 24 des Turbinenlaufrades 4 bei Vollast und in Fig. 3b an dieser Schaufel 24 des Turbinen­ laufrades 4 bei Teillast. Die Beschaufelung ist so gewählt, daß beide Räder 4 und 12 sich in Richtung der Pfeile 25 drehen. Die beiden Räder 4 und 12 drehen sich also in dieselbe Richtung, so daß die Relativgeschwindigkeit zwischen der Turboladerwelle 6 und der darauf gleitgelagerten, das Turbinenleitrad 12 tragen­ den Hohlwelle 11 kleiner ist, wodurch die Reibungsverluste in der Gleitlagerung 15 reduziert sind. Die gleiche Drehrichtung der beiden Räder 4 und 12 hat den weiteren Vorteil, daß die Strömung nach dem Austritt aus dem Turbinenleitrad 12 beim Eintritt in das Turbinenlaufrad 4 nicht zu stark umgelenkt werden muß, so daß die beim Eintritt in das Turbinenlauf­ rad 4 auftretenden Verluste minimal gehalten sind. Darüber hinaus kann bei gleicher Drehrichtung der beiden Räder 4 und 12 das Turbinengehäuse 5 - bezogen auf die gleiche Turbinenlei­ stung - kleiner dimensioniert werden.

Die Beschaufelung des Turbinenleitrades 12 ist ferner auf eine maximale Fliehkraft ausgelegt, d. h., die maximale Drehzahl des durchmessergrößeren Turbinenleitrades 12 ist geringer als die des Turbinenlaufrades 4. Es ist somit möglich, auch bei Auf­ treten höherer Turbinenlaufraddrehzahlen konventionelle Wälz­ lager 13 zur Lagerung der Hohlwelle 11 im Turbinengehäuse 5 zu verwenden.

In Fig. 2a sind nun die Geschwindigkeitsverhältnisse an dem Turbinenleitrad 12 bei Vollast aufgezeigt. Vollast bedeutet, daß die aus dem Turbinengehäuse 5, d. h. aus dem spiralförmigen Drallkanal auf die Leitschaufeln 23 auftreffende Strömung mit einer relativ großen Absolutgeschwindigkeit c_1V in das Turbi­ nenleitrad 12 eintritt (große Abgasmenge). Die Strömung tritt dabei unter einem Winkel α_V (Index V steht für Vollast) zu der Tangente an den Kreis im Eintrittspunkt in das Turbinenleitrad 12 ein. Da nun in erfindungsgemäßer Weise das Turbinenleitrad 12 in diesem Betriebszustand der Brennkraftmaschine stark ab­ gebremst wird, ergibt sich am Eintritt in das Turbinenleitrad 12 auch nur eine relativ geringe, aufgezwungene Umfangsge­ schwindigkeitskomponente u_1V. Die Strömung wird in diesem Fall an der Schaufel 23 umgelenkt und geht in eine schaufelkongruente Strömung über. Am Austritt aus dem Turbi­ nenleitrad 12 ist dann entsprechend des an dieser Stelle kleineren Radius eine entsprechend geringere Umfangskomponente u_2V gegeben. Da beim Austritt aus dem Turbinenleitrad 12 eine schaufelkongruente Strömung vorliegt, ist ebenso eine Ge­ schwindigkeitskomponente w_2V gegeben, die tangential zur Schaufel am Austritt aus dem Leitrad 12 verläuft (schaufelparallele Komponente). Aus diesen beiden Geschwindig­ keiten u_2V und w_2V ergibt sich dann durch geometrische Addition die Absolutgeschwindigkeit c_2V, mit welcher die Strömung dann in das Turbinenlaufrad 4 eintritt. Die Absolutgeschwindigkeit c_2V und die Umfangsgeschwindigkeit u_2V schließen dabei den Winkel β_V ein. Unter diesem Winkel β_V tritt die Strömung nun in das Turbinenlaufrad 4 ein (s. Fig. 2b). Da das Turbinenlaufrad 4 sich frei drehen kann, liegt - im Beharrungszustand - schon von Anfang an eine schaufelkongruente Strömung vor. Dies heißt, die Absolutgeschwindigkeit c_2V=c_3V läßt sich in eine Umfangskompo­ nente u_3V und eine schaufelparallele, d. h. eine in Richtung der Tangenten an die Schaufel 24 in dem jeweiligen Punkt verlau­ fende Komponente w_3V zerlegen. Aus der Umfangskomponente u_3V ergibt sich unter entsprechender Berücksichtigung des jewei­ ligen Radius die bei dieser Strömung c_2V=c_3V sich einstellende Drehzahl des Turbinenlaufrades 4. Es ist zu sehen, daß mit sich verringerndem Winkel β - also bei einer flacheren Anströmung des Laufrades 4 - die Umfangskomponente u_3V und damit die Drehzahl des Turbinenlaufrades größer wird. Am Austritt aus dem Turbi­ nenlaufrad 4 schließlich ergibt sich die Absolutgeschwindigkeit c_4V durch geometrische Addition der beiden Komponenten Umfangsgeschwindigkeit u_4V und w_4V. Dadurch, daß die Schaufeln 24 des Turbinenlaufrades 4 räumlich gekrümmt sind, verläuft die schaufelparallele Geschwindigkeitskomponente w_4V am Austritt aus dem Turbinenlaufrad 4 natürlich nicht parallel zur Zei­ chenebene.

Wird die Brennkraftmaschine mit Teillast betrieben, so ist, wie in Fig. 3a zu sehen, die Absolutgeschwindigkeit c_1T (Index T steht für Teillast), mit welcher der Abgasstrom in das Turbi­ nenleitrad 12 eintritt, im Vergleich zum Betrieb unter Vollast (c_1V) relativ gering (kleine Abgasmenge). Der Winkel αT, mit welchem die Abgasströmung in das Turbinenleitrad eintritt, ist bei Teillast nahezu gleich groß wie bei Vollast (α_T=α_V). Da nun in erfindungsgemäßer Weise das Turbinenleitrad 12 im Teillast­ bereich frei laufen kann, d. h. nicht abgebremst wird, stellt sich an den Leitschaufeln 23 schon beim Eintritt in das Leitrad 12 eine schaufelkongruente Strömung ein. Dies bedeutet, daß sich die Absolutgeschwindigkeit c_1T in die schaufelparallele Komponente w_1T und die Umfangskomponente u_1T zerlegen läßt, wobei die Umfangskomponente u auf dem jeweiligen Radius wie­ derum ein Maß für die sich einstellende Drehzahl des Turbinen­ leitrades 12 ist. Da während der gesamten Durchströmung der Leitradbeschaufelung 23 eine schaufelkongruente Strömung vor­ liegt, setzt sich die Absolutgeschwindigkeit c_2T am Austritt aus dem Turbinenleitrad 12 wiederum zusammen aus einer Um­ fangskomponente u_2T, welche natürlich auch hier in Richtung der Tangenten an den Kreis in dem Punkt des Austritts aus dem Leitrad 12 verläuft, und einer schaufelparallelen Komponente w_2T. Der Betrag der Umfangsgeschwindigkeit u_2T ist am Austritt aus dem Turbinenleitrad gemäß des an dieser Stelle kleineren Radius entsprechend geringer als der der Umfangskomponente u_2T am Eintritt in das Turbinenleitrad 12. Unter der Voraussetzung einer schaufelkongruenten Strömung verhält sich normalerweise der Betrag der schaufelparallelen Komponente w umgekehrt proportional zu den Strömungsquerschnittsverhältnissen entlang einer Leitschaufel 23. Mit anderen Worten heißt dies, daß, wenn der Strömungsquerschnitt zum Austritt aus der Leitradbeschaufelung hin gleich groß gehalten wird, auch der Betrag der Geschwindigkeitskomponenten w zum Austritt aus der Leitradbeschaufelung hin konstant ist (Kontinuitätsbedingung). Durch geometrische Addition der beiden Geschwindigkeitskompo­ nenten u_2T und w_2T ergibt sich schließlich die Absolutge­ schwindigkeit c_2T, mit welcher die Abgasströmung aus der Turbinenleitradbeschaufelung 23 austritt. Diese tritt unter dem Winkel β_T zur Umfangskomponente u_2t aus dem Leitrad aus. Unter genau diesem Winkel β_T tritt die Strömung aber auch in das Turbinenlaufrad 4 ein (s. Fig. 3b). Es ist zu sehen, daß der Winkel β_T kleiner ist als der Winkel β_V (s. Fig. 2a und 2b). Mit anderen Worten bedeutet dies, daß bei Teillast, also im Falle eines frei laufenden Turbinenleitrades 12, das Turbinen­ laufrad 4 relativ flach, d. h. flacher als bei Vollast, ange­ strömt wird. Da auch das Turbinenlaufrad 4 frei drehen kann, also wiederum eine schaufelkongruente Strömung vorliegt, kann die Absolutgeschwindigkeit c_2T=c_3T am Eintritt in das Turbi­ nenlaufrad 4 wieder in eine schaufelparallele Geschwindig­ keitskomponente w_3T und eine Umfangskomponente u_3T zerlegt werden. Da nun die Anströmung auf das Turbinenlaufrad 4 unter einem im Vergleich zum Betrieb unter Vollast relativ kleinen Winkel β_T erfolgt, ist eine relativ große Umfangskomponente u_3T und damit eine relativ große Drehzahl des Turbinenlaufrades 4 gegeben. Eine relativ hohe Turbinenlaufraddrehzahl im Teil­ lastbereich hat zur Folge, daß bereits in diesem Betriebszu­ stand mehr Verdichterarbeit geleistet wird und daß nach einem positiven Lastwechsel eine nur kurze Zeit vergeht, bis die Turbinenlaufraddrehzahl den der jeweiligen Lastvorgabe ent­ sprechenden Wert erreicht hat. Es werden damit ein gutes An­ sprechverhalten des Turboladers 1 und verbesserte Abgaswerte der Brennkraftmaschine erzielt. Gleichzeitig ist aber die flachere Anströmung auf das Turbinenlaufrad 4 nicht mit einer Verringerung des Strömungsquerschnittes im Vergleich zum Be­ trieb bei Vollast verbunden. Es kommt damit zu keinerlei zu­ sätzlichen Reibungsverlusten bzw. Wirkungsgradeinbußen infolge eines erhöhten Abgasgegendruckes.

Wie auch beim Betrieb unter Vollast kann sich das Turbinen­ laufrad 4 bei Teillast frei drehen. Entsprechend des geringeren Radius am Austritt aus dem Laufrad 4 liegt auch hier eine ge­ ringere Umfangskomponente u_4T vor. Die geometrische Addition der beiden Komponenten u_4T und w_4T ergibt schließlich die Ab­ solutgeschwindigkeit c_4T, mit welcher das Abgas aus dem Turbi­ nenlaufrad 4 austritt. Dadurch, daß die Schaufeln 24 des Tur­ binenlaufrades 4 räumlich gekrümmt sind, verläuft die schaufelparallele Geschwindigkeitskomponente w_4T am Austritt aus dem Turbinenlaufrad 4 natürlich nicht parallel zur Zei­ chenebene. In Fig. 3b ist ferner zu sehen, daß die Absolutge­ schwindigkeit c_4T, mit welcher die Abgasströmung aus dem Tur­ binenlaufrad 4 austritt, bei Teillast auf die Drehachse 26 des Turboladers 1 gerichtet ist. Dies bedeutet, daß das Abgas aus dem Laufrad 4 bei Teillast drallfrei ausströmt.

In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es auch möglich, mit der Hohlwelle 11 ferner ein das Verdichterlaufrad 8 kon­ zentrisch umgebendes Verdichterleitrad 27 (in Fig. 1 strich­ punktiert dargestellt) drehfest zu verbinden. Dieses Verdich­ terleitrad 27 ist mit einer zu der Beschaufelung des Turbinen­ leitrades 12 derart gegenläufigen Beschaufelung versehen, daß mit steigender Brennkraftmaschinenlast, d. h. also mit steigen­ der Turbinen- und damit Verdichterlaufraddrehzahl das Verdich­ terleitrad 27 immer stärker abgebremst wird. Dies bedeutet, daß von der Strömungsbremse nur noch eine reduzierte Bremsleistung aufgebracht werden muß, um die dem jeweiligen Brennkraftmaschinenlastbereich entsprechende Drehzahl des Turbinenleitrades 12 realisieren zu können. Die Strömungsbremse 17 kann damit relativ klein dimensioniert werden.

Bei einem in der Fig. 4 dargestellten weiteren Ausführungs­ beispiel ist vorgesehen, das Turbinenleitrad 12 mit dem Ver­ dichterleitrad 27 über eine hydraulische Kupplung bzw. einen Drehzahlwandler 28 zu koppeln. In letzterem Fall ist eine erste auf der Welle 6 gleitgelagerte (Gleitlager 60) Hohlwelle 29 vorgesehen, welche auf einer Seite drehfest mit dem Turbinen­ leitrad 12 und auf der anderen Seite drehfest mit dem Pumpenrad 30 des Drehzahlwandlers 28 verbunden ist. Die Abstützung der ersten Hohlwelle 29 im Turboladergehäuse 14 erfolgt über die beiden Wälzlager 31. Auf der Welle 6 ist ferner eine zweite Hohlwelle 32 gleitgelagert (Gleitlager 61), welche auf einer Seite drehfest mit dem Verdichterleitrad 27 und auf der anderen Seite drehfest mit dem Turbinenrad 33 des Drehzahlwandlers 28 verbunden ist. Das Leitrad des Drehzahlwandlers ist mit 34 be­ zeichnet. Die Lagerung der zweiten Hohlwelle 32 in dem Turboladergehäuse 14 erfolgt über die Wälzlager 35.

Die Regelung des von dem Drehzahlwandler 28 auf das Turbinen­ leitrad 12 ausgeübten Bremsmomentes erfolgt auch hier durch eine entsprechende Anpassung von dessen Ölfüllstandshöhe. Mit dieser Ausführungsform ist der Vorteil gegeben, daß das Ver­ dichterleitrad 27 bedarfsweise mit einer anderen, insbesondere höheren Drehzahl laufen kann als das Turbinenleitrad 12. Es wird dann bei Ölbefüllung momentan vom Verdichterleitrad mehr Antriebsleistung benötigt als das Turbinenleitrad liefern kann, wodurch dessen Drehzahl absinkt bis ein gemeinsamer Arbeits­ punkt erreicht ist und wodurch gleichzeitig das Turbinenlaufrad durch steilere Anströmung erfindungsgemäß abgeregelt wird ohne daß hierbei die durch eine Bremseinrichtung entstehende Wärme nach außen aus dem System abgeführt werden muß. Es ist ferner vorgesehen, das Turbinenleitrad 12 vom Verdichterleitrad 27 in niederen Brennkraftmaschinenlastbereichen, in denen das Turbi­ nenleitrad 12 erfindungsgemäß nicht abgebremst werden soll, durch vollständiges Entleeren des Drehzahlwandlers 28 zu entkoppeln (Hydraulische Kupplung). Dies hat den Vorteil, daß bei einem positiven Lastwechsel ausgehend vom niederen Lastbe­ reich in einen Teillastbereich, in welchem das Turbinenleitrad 12 noch nicht abgebremst wird (z. B. beim Anfahrvorgang), das Turbinenleitrad 12 relativ schnell hochdrehen kann und maximale Drehzahl erreicht, denn infolge der Entkopplung muß nicht auch noch das Verdichterleitrad 27 mit beschleunigt und bewegt wer­ den. Damit wird auch in niedersten Lastbereichen ein verbes­ sertes Ansprechverhalten nach einem positiven Lastwechsel er­ zielt.

Fig. 5 zeigt in einer den Fig. 2a bis 3b entsprechenden Darstellungsweise das Verdichterlaufrad 8 und das Verdichter­ leitrad 27. Die Drehrichtung des Verdichterlaufrades 8 ist durch den Pfeil 50 und die Drehrichtung des Verdichterleitrades 27 durch den Pfeil 51 gekennzeichnet. Die Beschaufelung des Verdichterleitrades 27 ist gegenläufig zu der des Turbinen­ leitrades 12 ausgebildet. Während beim Turbinenleitrad 12 die einzelnen Schaufeln entgegen der Drehrichtung des Turbinen­ leitrades 12 gekrümmt sind (s. Fig. 2a bis 3b), sind die einzelnen Schaufeln des Verdichterleitrades 27 in Drehrichtung des Verdichterleitrades 27 gekrümmt.

Anstelle einer hydraulischen Bremse ist natürlich ebenso die Verwendung einer Wirbelstrombremse, einer pneumatischen Bremse (Druckluft) oder einer mechanischen Bremse (Reibung) denkbar. Gleichfalls können anstelle einer hydraulischen Kupplung bzw. eines Drehzahlwandlers auch mechanisch oder elektrisch wirkende Ersatzsysteme zur Anwendung kommen.

Die Erfindung ist nicht beschränkt auf eine zueinander konzen­ trische Anordnung von Lauf- und Leiträdern. Es ist ebenso denkbar, Lauf- und Leiträder hintereinander anzuordnen. Dies gilt sowohl turbinen- als auch verdichterseitig. Eine solche Anordnung ist z. B. bei Turboladern axialer Bauart gegeben, welche bei Großmotoren Anwendung finden.

Claims (13)

1. Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine mit einem in einem Turbinengehäuse angeordneten, vom Abgas der Brennkraft­ maschine beaufschlagten Turbinenlaufrad, welches über eine Welle mit einem in einem Verdichtergehäuse angeordneten Ver­ dichterlaufrad verbunden ist und mit einem im Turbinengehäuse stromauf des Turbinenlaufrades angeordneten und relativ zu diesem drehbar gelagerten Turbinenleitrad, dessen Drehzahl in Abhängigkeit der Brennkraftmaschinenlast veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine die Drehzahl des Turbinenleitrades (12) in höheren Lastbereichen reduzierende Bremseinrichtung vorgesehen ist, und daß das Turbinenleitrad (12) und das Turbinenlaufrad (4) dieselbe Drehrichtung (25) aufweisen.

2. Abgasturbolader nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenlaufrad (4) vom Turbinenleitrad (12) konzen­ trisch umgeben ist.

3. Abgasturbolader nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremseinrichtung eine berührungsfreie Bremse ist.

4. Abgasturbolader nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremseinrichtung eine hydraulische Bremse (17, 28) ist.

5. Abgasturbolader nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremseinrichtung eine aerodynamische Bremse (in Form eines Verdichterleitrades (27) ist, welche durch die Verdichterluft angeströmt und dadurch abgebremst wird.

6. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenleitrad (12) mit einem das Laufrad (8) des Verdichters (3) konzentrisch umgebenden Verdichterleitrad (27) drehfest verbunden ist, welches eine zu der Beschaufelung des Turbinenleitrades (12) gegenläufige Beschaufelung aufweist.

7. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenleitrad (12) über einen Drehzahlwandler (28) mit einem das Laufrad (8) des Verdichters (3) konzentrisch um­ gebenden Verdichterleitrad (27) verbunden ist, welches eine zu der Beschaufelung des Turbinenleitrades (12) gegenläufige Beschaufelung aufweist.

8. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenleitrad über eine hydraulische Kupplung mit einem das Laufrad des Verdichters konzentrisch umgebenden Ver­ dichterleitrad verbunden ist, welches eine zu der Beschaufelung des Turbinenleitrades gegenläufige Beschaufelung aufweist.

9. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Beschaufelung der Leiträder (12, 27) im Verhältnis zu derjenigen der Laufräder (4, 8) so gewählt ist, daß der Lauf­ radsatz schnell, der Leitradsatz langsamer dreht.

10. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß eine Koaxial-Lagerung für Lauf- und Leitradsatz gewählt ist, bei der der Leitradsatz gegenüber dem Laufradsatz in Gleitlagern (15, 60, 61) gelagert ist.

11. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Beschaufelung des Turbinenleitrades (12) so geformt ist, daß Ein- und Austrittsquerschnitte trotz des Radienunter­ schiedes gleich groß verlaufen.

12. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Beschaufelung des Turbinenlaufrades (4) so gewählt ist, daß die Abströmung aus dem Laufrad (4) bei Teillast drallfrei und bei Vollast drallbehaf­ tet erfolgt (max. Arbeitsausnutzung bei Teillast).

13. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 und 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Abgasturbolader axialer Bauart ist.