EP2785977A2 - Aufladeeinrichtung für eine brennstoffzelle, insbesondere eines kraftwagens - Google Patents

Aufladeeinrichtung für eine brennstoffzelle, insbesondere eines kraftwagens

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Publication number
EP2785977A2
EP2785977A2 EP12794861.0A EP12794861A EP2785977A2 EP 2785977 A2 EP2785977 A2 EP 2785977A2 EP 12794861 A EP12794861 A EP 12794861A EP 2785977 A2 EP2785977 A2 EP 2785977A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
turbine
charging device
compressor
turbine wheel
wheel
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP12794861.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Andreas Knoop
Paul Löffler
Hans-Jörg SCHABEL
Benjamin Steinhauser
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mercedes Benz Group AG
Original Assignee
Daimler AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daimler AG filed Critical Daimler AG
Publication of EP2785977A2 publication Critical patent/EP2785977A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • H—ELECTRICITY
    • H01—ELECTRIC ELEMENTS
    • H01M—PROCESSES OR MEANS, e.g. BATTERIES, FOR THE DIRECT CONVERSION OF CHEMICAL ENERGY INTO ELECTRICAL ENERGY
    • H01M8/00—Fuel cells; Manufacture thereof
    • H01M8/04—Auxiliary arrangements, e.g. for control of pressure or for circulation of fluids
    • H01M8/04082—Arrangements for control of reactant parameters, e.g. pressure or concentration
    • H01M8/04089—Arrangements for control of reactant parameters, e.g. pressure or concentration of gaseous reactants
    • H01M8/04111—Arrangements for control of reactant parameters, e.g. pressure or concentration of gaseous reactants using a compressor turbine assembly
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
    • F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
    • F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • H—ELECTRICITY
    • H01—ELECTRIC ELEMENTS
    • H01M—PROCESSES OR MEANS, e.g. BATTERIES, FOR THE DIRECT CONVERSION OF CHEMICAL ENERGY INTO ELECTRICAL ENERGY
    • H01M2250/00—Fuel cells for particular applications; Specific features of fuel cell system
    • H01M2250/20—Fuel cells in motive systems, e.g. vehicle, ship, plane
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E60/00—Enabling technologies; Technologies with a potential or indirect contribution to GHG emissions mitigation
    • Y02E60/30—Hydrogen technology
    • Y02E60/50—Fuel cells
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T90/00—Enabling technologies or technologies with a potential or indirect contribution to GHG emissions mitigation
    • Y02T90/40—Application of hydrogen technology to transportation, e.g. using fuel cells

Definitions

  • the invention relates to a charging device for a fuel cell, in particular a motor vehicle, according to claim 1.
  • DE 10 2008 007 616 A1 discloses a Wellsturbine with a hub to which a plurality of rotor blades is connected.
  • the rotor blades have, starting from a profile nose drop-shaped, symmetrical profile.
  • the rotor blades also have a threading line whose course in the plane of rotation of the corrugated turbine deviates from a radial beam assigned to the respective rotor blade at least in parts of the radial extent of the rotor blade.
  • hydrodynamic thrust bearings It is also known to use rolling bearings, in particular ball bearings, for supporting the rotors and for receiving the axial forces. Such ball bearings have an unsatisfactory service life, especially in the case of fast rotating rotors and high axial forces and their fluctuations, if no corresponding countermeasures are taken.
  • the fuel cell device serves to provide electric power to drive the motor vehicle by means of the electric current.
  • Charging devices for such a fuel cell or fuel cell device can supply the fuel cell with a compressed medium, in particular compressed air, resulting in a particularly efficient operation of the fuel cell or the Fuel cell device results. In this case, a particularly efficient operation of the charging device is advantageous.
  • Such a charging device for a fuel cell in particular a motor vehicle, comprises a housing part.
  • the housing part has a receiving space in which a turbine wheel of a turbine of the charging device is at least partially rotatably received about an axis of rotation relative to the housing part.
  • the turbine wheel has impeller blades over which the turbine wheel in a
  • Entry area of a medium can be flowed against and driven.
  • the medium is preferably a gaseous exhaust gas of the fuel cell.
  • the impeller blades are in this case bent forward at least in the entry region.
  • Compressors of the charging device caused axial forces are very heavily weighted.
  • the axial forces of the supercharger at least partially
  • Charging device at low turbine inlet temperatures in a range of about 80 ° C to 120 ° C autarkic lack of lubrication storage or rolling bearing can be realized. This also makes it possible to introduce a lubricant into another medium, in particular air, with which the fuel cell by means of
  • To supply charger is, at least almost completely exclude and energetically very favorable mechanical efficiencies of storage to realize. This is possible in the charging device according to the invention with simultaneous realization of a long service life of the storage and thus the entire charging device, since the burden of storage due to the at least partial compensation of the axial forces by means of the forward curvature of the impeller blades can be kept low.
  • a bearing of the turbine wheel or the rotor by means of an air bearing is advantageous in that as opposed to ball bearings no lubricant is necessary.
  • the at least partially compensated axial forces are particularly beneficial to the air bearing, since it can support low axial forces.
  • the charging device also allows the representation of an efficient operation of the fuel cell, since energy recovery can be carried out by means of the turbine of the charging device.
  • the turbine may use exhaust gas emitted by the fuel cell.
  • the exhaust gas drives the turbine wheel, which in turn drives the compressor wheel via the shaft so as to supply the fuel cell with the compressed, further medium, in particular air.
  • the charging device has a guide grid, in particular a variably adjustable guide grid, which is arranged in the flow direction of the medium, in particular of the exhaust gas, upstream of the turbine wheel, in particular in the housing part.
  • Influx conditions of the turbine wheel for the medium can be influenced. This can a back pressure flap omitted, whereby the number of parts and the cost of
  • Charger can be kept low.
  • Fuel cell is customizable. For example, a movement of the operating point in the map of the compressor of the charging device in the direction of the surge limit of the compressor can be avoided at inappropriate pressures and air mass flow rates.
  • the compressor and / or the turbine of the charging device are advantageously designed as a radial compressor or as a radial turbine, by means of which the
  • Fuel cell to be supplied, at least substantially gaseous, further medium, in particular the air, to compact efficiently and with only a small space requirement.
  • a compensating element connected to the turbine wheel is provided for at least partial compensation of the axial forces as well as the compressor wheel which is rotatable about the axis of rotation.
  • the compensation element is acted upon at least in regions via at least one channel with an outlet pressure prevailing downstream of the compressor wheel in the flow direction of the additional medium to be compressed.
  • the compensation element By applying the compensation element with the discharge pressure, the axial forces can be at least partially compensated and thus kept very low, which is particularly beneficial for the efficient operation of the charging device and thus of the fuel cell. In particular, this allows the bearing losses, the weight, as well as the outer dimensions of the storage keep low.
  • the forward curvature of the blading, with the impeller blades curved at least in the entry region in the direction of rotation in which the turbine wheel rotates during operation of the supercharger, also affects the aerodynamic size of the turbine wheel insofar as Euler's specific turbine performance is particularly significant at the nominal point high peripheral speeds is accomplished. This results in a low-efficiency reduction compared to only radially oriented impeller blades, which extend only in the radial direction, at least substantially identical outlet flow conditions
  • an at least substantially optimal degree of reaction can be set above the value of 0.5.
  • the compensation element can also be acted upon at least in regions with an inlet pressure prevailing in the inlet region. So the axial forces can be kept very low.
  • the compensation element is preferably arranged on a side of a wheel back of the turbine wheel facing away from a wheel outlet region of the turbine wheel.
  • the compensation element allows by the application of the at least partial compensation of the axial forces, which occur, for example, as a result of gas forces.
  • the diameter of the compensation element is greater than that
  • Compressor wheel compressor blades for compressing the other medium, in particular the air, wherein the compressor blades are formed forward curved. This means that the compressor blades are also curved in the direction of rotation, in which the compressor wheel rotates during operation of the charging device. This allows the additional medium to be compacted efficiently.
  • the compensation element with the pressure prevailing downstream of the compressor impeller outlet pressure in a region of the
  • Acting compensation element wherein means of the area, by means of Housing part and by means of at least two sealing elements of the charging device, a chamber is limited. This affects the admission of the
  • Compensation element with the inlet pressure and the outlet pressure is not mutually exclusive, so that the axial forces can be kept very low. This benefits the efficient operation of the charging device.
  • the sealing elements are on the one hand on the housing part and
  • the space requirement and the weight of the charging device can be kept low, resulting in a particularly efficient operation results.
  • At least one of the sealing elements is formed, for example, as a piston ring for a piston of a reciprocating engine. This comes at a low cost
  • At least one of the sealing elements can also be designed as a non-contact seal, in particular as a labyrinth seal. This leads to a low space requirement and a low weight of
  • Blade entry angle of the impeller blades preferably greater than 100 ° and less than 150 °. This results in combination with the particularly large aerodynamic
  • Fig. 1 is a schematic longitudinal sectional view of a charging device with a
  • a turbine and a compressor for illustrating axial forces, which act on a bearing of a rotor with a shaft, a turbine wheel of the turbine and a compressor wheel of the compressor;
  • Fig. 2 is a diagram for illustrating the relationship between
  • FIG. 3 shows a schematic cross-sectional view of an embodiment of the turbine according to FIG. 1;
  • FIG. 4 shows a detail of a schematic sectional view of the turbine according to FIG.
  • FIG. 5 shows a schematic longitudinal sectional view of a further embodiment of the charging device according to FIG. 1;
  • Fig. 6 is a schematic diagram illustrating forces on a
  • FIG. 7 is a schematic diagram for illustrating forces on the turbine wheel of the charging devices
  • FIG. 9 is a schematic diagram of a fuel cell, which of a
  • Charger is supplied with compressed air
  • Fig. 10 is a speed triangle of a turbine wheel with radial
  • FIG. 11 is a velocity triangle of a forward curved bladed turbine wheel
  • FIG. 12 a detail of a schematic perspective view of a
  • Fig. 13 is a graph illustrating the behavior of the efficiency of a turbine in forward curvature of its blading.
  • FIG. 9 shows a fuel cell 10, by means of which a reaction energy of a continuously supplied fuel and an oxidizing agent can be converted into electrical energy.
  • the fuel is in the form of hydrogen, which is stored in a tank 12 and the fuel cell 10 is supplied via a fuel valve 14.
  • the fuel valve 14 is regulated by a control device 16.
  • the fuel cell 10 uses air from the environment or oxygen as part of this air, which is supplied to the fuel cell.
  • the fuel cell 10 is connected via lines 22 to a battery 25, in which the generated electrical energy, which is referred to as current, can be stored.
  • the battery 25 in turn is connected via lines 24 to an electric motor 26 which is drivable by the current stored in the battery 25.
  • the electric motor 26 converts the electrical energy into mechanical energy and outputs it in the form of a torque via a rotatable shaft 30.
  • the fuel cell 10 thus serves to drive the electric motor 26, which can be used for example in a motor vehicle, especially a passenger car.
  • an accelerator pedal 32 is provided to set a to be provided by the electric motor 26 and desired torque, for example by a driver of the passenger car.
  • the accelerator pedal 32 is connected to both the control device 16 and with the electric motor 26 to adjust the generation of the current by means of the fuel cell 10 to the torque request.
  • a charging device 34 which comprises a compressor 36 with a compressor wheel 38 includes.
  • the compressor 38 is rotatably connected to a shaft 40 of the charging device 34, wherein the shaft 40 is rotatably mounted in a bearing housing, the charging device 34.
  • the compressor wheel 38 is rotatable and the air sucked in by a prevailing in the flow direction of the air upstream of the compressor 38 pressure level, which corresponds to the ambient pressure and as
  • Compressor inlet pressure P1 is referred to compress to a contrast higher pressure level, which is present downstream of the compressor 38 and as
  • Compressor outlet pressure P2t is called.
  • the air As a result of the compression of the air by the compressor wheel 38, the air is heated. To cool the air, the air flows to a cooling device 46, by means of which the air is cooled and then supplied to the fuel cell 10.
  • an exhaust gas of the fuel cell 10 is passed to a turbine 52 comprising a turbine 52 of the charging device 34.
  • the turbine wheel 50 is rotatably connected to the shaft 40 and thus rotatably supported and drivable by the exhaust gas of the fuel cell 10.
  • the turbine 52 is an expansion turbine because the exhaust gas of the fuel cell 10 in the flow direction thereof upstream of the turbine wheel 50 has a higher pressure level, referred to as turbine inlet pressure P3t, than downstream of the turbine wheel 50.
  • the exhaust gas becomes Fuel cell 10 expanded by means of the turbine 52, wherein the turbine 52 and the turbine wheel 50, the exhaust gas stored energy for driving the compressor wheel 38 uses.
  • the pressure of the exhaust gas downstream of the turbine 52 is referred to as turbine outlet pressure P4.
  • Exhaust after-treatment device 56 which cleans the exhaust gas of harmful emissions. Downstream of the exhaust aftertreatment device 56, the exhaust gas flows to the environment.
  • the turbine 52 In order to adapt the turbine 52 to different operating points of the electric motor 26 and thus of the fuel cell 10, the turbine 52 is designed as a so-called Varioturbine.
  • a variably adjustable guide grid 60 is arranged, by means of which flow conditions of the energization of the turbine wheel 50 influenced by the exhaust gas and to different operating points of the fuel cell 10, pressure ratios of the compressor 36 and / or the like is customizable.
  • the guide grid 60 is also regulated by the control device 16.
  • the charging device 34 comprises a further electric motor 62, by means of which the shaft 40 and thus the compressor wheel 38 and the turbine wheel 50 are drivable.
  • the electric motor 62 is necessary because the power provided by the turbine 52 is not sufficient to drive the compressor 34 alone. This results in a very efficient operation of the fuel cell 10.
  • Bearing housing relatively high axial forces that stress the storage and can lead to an undesirably low life of storage, if none
  • the charging device 34 comprises an axial thrust compensation 64 shown schematically in FIG. 9, by means of which the axial forces can be compensated or reduced.
  • This axial thrust compensation 64 will be explained in more detail below in conjunction with the other figures.
  • FIG. 5 shows a possible embodiment of the charging device 34 with the compressor 36, the further electric motor 62 and the turbine 52 designed as an expansion turbine in the form of a Varioturbine.
  • a certain speed limit of the further electric motor 62 which is for example in a range of 100,000 revolutions per minute, is a first diameter D2 of
  • Compressor 38 particularly large interpreted to meet corresponding requirements with respect to the pressure conditions of the compressor 36 (upstream in the flow direction of the air to be compressed and downstream of the compressor 38).
  • turbocharger 52 Since the turbocharger 52 is provided in the charging device 34, a slight release of the axial forces may result, which act in the direction of a compressor inlet 66 and must be absorbed by the bearing of the compressor wheel 38 and the turbine wheel 50 or the shaft 40.
  • the turbine 52 or the turbine wheel 50 which is designed for optimum efficiency at the nominal point, that is to say at the maximum power of the further electric motor 62, receives via the rigid coupling to the
  • Compressor 36 the same speed, from the other electric motor 62 to the shaft 40 or is applied to the compressor 38.
  • Turbine wheel 50 and the compressor 38 takes place via an optimal speed coefficient u / co of the turbine 52, the value in the nominal point of about. 0.7 should reach or reach.
  • the first diameter D2 of the compressor wheel 38 is almost a factor of two larger than the second diameter D3, resulting in a first surface A2 of a first Raußs 68 of the compressor 38 resulting in a factor of four larger than a second Area A3 of a second wheel back 70 of the turbine wheel 50.
  • Axialschubkompensation 64 allows and further explained in conjunction with FIG. 8.
  • the axial thrust compensation 64 comprises a compensating disk 72 integrally formed with the turbine wheel 50, whereby an axial force compensation of the axial forces caused by the compressor 36 is handled by the second wheel back 70 of the turbine wheel 50.
  • Compensating disc 72 has an outer, third diameter D s , which compared to the aerodynamic, second diameter D3, which also as Radeintritts diemesser a blading of the turbine wheel 50 is designated, regardless of the size is tuned and in the present case is greater than the second diameter D3 is formed.
  • the third diameter D s is a function of the axial force and greater than the second diameter D3.
  • a nozzle pressure P3D at a discharge of a nozzle 74 of the turbine 52, via which the turbine wheel 50 can flow against the exhaust gas of the fuel cell 10, determines a pressure profile on a rear side 76 of the turbine
  • Turbine wheel 50 and the compensation disc 72 which has a third area As, which corresponds to the third diameter D s .
  • a force resultant of the turbine wheel 50 with the compensation disc 72 is thus opposite to a force resultant of the compressor wheel 38.
  • Compressor outlet pressure P2t determined directly downstream of the compressor 38, which is associated with a representative mean pressure P2s a Ver emphasizerradscale 78.
  • a turbine wheel disc 81 is provided, wherein a representative mean pressure p3s of the turbine wheel disc 81 is related to a turbine inlet pressure p3t.
  • Compressor outlet pressure P2t is already markedly lowered (up to the 30%), requires the compensation disc 72 on the turbine wheel 50 due to the relatively low
  • Nozzle pressure P3D large dimensions to cause a significant axial force reduction.
  • Compressor outlet pressure P2t tapped by means of the axial thrust compensation 64 via a channel 79 in the region of a compressor outlet or optionally a compressor manifold, ie downstream of the compressor 38, or a compressor diffuser and impressed on the compensation disc 72 on the turbine wheel 50 side in a pressure chamber 80.
  • the compressor outlet pressure P2t makes a significantly greater pressure value than the medium pressure P2s of the compressor wheel disk 78.
  • sealing points 82, 83 are provided, by means of which the pressure chamber 80 is sealed. While the inner sealing point 83 may be formed as a conventional, simple piston ring seal, the outer sealing point 82 on the third diameter D s is advantageously a non-contact seal
  • the pressure chamber 80 is thus on the one hand by means of a range of
  • the annular surface 84 being located on the side of the blading of the turbine wheel 50, the lowered nozzle pressure P3D should be applied as far as possible, around the significantly larger compressor outlet pressure P2t, which also is called static compensation pressure to fully unfold in its action in the pressure chamber 80.
  • FIGS. 1, 6 and 7 serve to illustrate the calculation or estimation of the axial forces.
  • the axial forces result in particular from gas forces and cause an axial thrust which acts on the rotor, which comprises the turbine wheel 50, the compressor wheel 38 and the shaft 40.
  • the axial thrust results in particular from axial forces which are in the direction of
  • Turbine outlet on the compressor wheel contour the compressor impeller act, as well as a compressor impulse result. Furthermore, act on the compressor 38 axial forces in the direction of the compressor inlet. Correspondingly, on the turbine 52 side, axial forces act in the direction of the compressor inlet 66 on the turbine wheel contour and on the turbine wheel outlet. In addition, axial forces act as a result of a turbine impulse. On the Turbine wheel 50 also act in the direction of the turbine outlet axial forces. As indicated by the force arrow F, the axial thrust on the Verêtrradseite is much larger than on the Turbinenradseite. This is the case since gas pressures as well as the
  • Ramony tables the compressor 38 are larger than on the side of the turbine wheel 50, if no appropriate countermeasures are taken. In order to keep the axial thrust or the axial forces as a whole low, therefore, an at least substantially optimal aerodynamic adaptation of the turbine wheel 50 is advantageous.
  • Turbine wheel diameters lead. 2 shows, on the basis of a diagram 88, the relationship between efficiency-optimal circumferential speeds U_opt at the corresponding turbine inlet temperatures T3t and turbine pressure ratios with a value of the high-speed number of 0.7 and the degree of reaction of 0.5.
  • the efficiency-optimal peripheral speed U_opt results here with a high-speed number of 0.7.
  • the turbine inlet temperature is designated T3t.
  • the pressure ratio is designated P3t / P4.
  • P3t designate the turbine inlet pressure and P4 the turbine outlet pressure.
  • the high-speed number results from u / c 0 , where u denotes the peripheral speed and c 0 denotes the absolute velocity of the exhaust gas. Due to the optimal compressor speed for the air delivery of the fuel cell 10, the wheel inlet diameter (second diameter D3) of the turbine 52 is thus fixed to small values, due to the optimal associated with the relatively low expansion temperatures in the range of 100 ° C.
  • FIG. 2 also shows a wheel limit strength range B, which relates, for example, to the material Inconel 713 LC.
  • a region C is shown, which refers to the turbine 52 of the charging device 34.
  • FIG. 6 shows a fourth surface A1 and a fifth surface A1 K, on which the grass forces can act, resulting in axial forces acting on the rotor in the direction of the turbine outlet.
  • FIG. 6 also shows a sixth surface A2R which is associated with the wheel back of the compressor wheel 38 and on which act gas forces, resulting in axial forces acting in the direction of the compressor inlet 66.
  • the degree of reaction is, for example, 0.6 while the compressor inlet pressure P1 is one bar (1 bar). In the present case, the compressor outlet pressure P2T is 3.2 bar.
  • One on The first pressure P2 acting on the first wheel back 68 of the compressor wheel 38 is, for example, 2.32 bar.
  • FIG. 7 shows a seventh surface A3R of the second wheel back 70 of the turbine wheel 50, on which gas forces act. This results in axial forces acting in the direction of the turbine outlet.
  • Fig. 7 also shows an eighth surface A4K and a ninth surface A4 on which act gas forces. This results in axial forces, which are directed in the direction of the turbine inlet.
  • the turbine inlet pressure P3t is, for example, 2.7 bar.
  • the turbine outlet pressure is 1, 0 bar.
  • Reaction degree is 0.5.
  • a pressure acting on the second wheel back 70 of the turbine wheel 50 is for example 1.85 bar.
  • the axial forces amount to, for example, 335.1 N and act in the direction of the compressor inlet 66.
  • the compensation disk 72 serves this purpose.
  • Impeller blades 90 of the turbine wheel 50 at least in an inlet region 92, in which the turbine wheel 50 is flown by the exhaust gas, be formed forward curved.
  • the contribution of the turbine wheel 50 to compensate for the axial forces is weighted more heavily by the forward curvature of the impeller blades 90, the turbine 50 is increased relative to a purely axially extending blading.
  • the axial extent of the compensation disc 72 ie its width, is preferably very small in order to keep flow losses low. Their width is advantageously completely avoidable, which may have an influence on the design of the blade entry angle ⁇ s , which is illustrated with reference to FIG. 12.
  • An advantageous and particularly large design of the second diameter D3 and the corresponding configuration of the blade entry angle ßi s is dependent on the Euler relationship at desired peripheral speed u1 and desired in the nominal point
  • Gas velocity component c u1 as shown in FIG. 11 can be seen.
  • FIG. 10 shows a first velocity triangle 94, which relates to a purely radial blading of the turbine wheel 50.
  • Fig. 11 shows a second velocity triangle 96, which refers to a forward curved blading of the turbine wheel 50, the turbine wheel 50 thus includes forward curved impeller blades 90, which in the direction of rotation in which the Turbine wheel 50 rotates in the operation of the charger 34, are curved.
  • the blade entry angle ⁇ 1s is advantageously greater than 100 ° and less than 150 °, which means a forward curvature Ess 1s to near 60 °.
  • the blade implanting angle is SSI s between the inlet tangent 98 and the circumferential tangent 100 to the impeller blade 90
  • the forward curvature ⁇ 1 ⁇ refers to the angle by which the impeller vane 90 is inclined with respect to its entry tangent 98 with respect to a radial extent indicated by a dotted line 102.
  • FIG. 13 shows a second diagram 104, on whose abscissa 106 the fast-running number is plotted. On the ordinate 108 of the second diagram 104 is the
  • a first run 110 relates to the purely radially extending blading, while a second run 112 refers to the forward curved blading of the turbine wheel 50, wherein the
  • Bucket entry angle ß s is greater than 90 °. Considered is an at least substantially optimal degree of reaction of greater than 0.5. The optimum efficiency can be higher than the forward curvature of the impeller blades 90
  • Expansion turbine trained turbine 52 may be advantageous.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Aufladeeinrichtung (34) für eine Brennstoffzelle (10), mit einer Turbine (52), welche ein Gehäuseteil (86) mit einem Aufnahmeraum aufweist, in welchem ein Turbinenrad (50) der Turbine (52) um eine Drehachse relativ zu dem Gehäuseteil (86) drehbar aufgenommen ist, wobei das Turbinenrad (50) Laufradschaufeln (90) umfasst, über die das Turbinenrad (50) in einem Eintrittsbereich von einem Medium, insbesondere von einem gasförmigen Abgas der Brennstoffzelle (10), anströmbar ist und die zumindest in dem Eintrittsbereich vorwärtsgekrümmt ausgebildet sind.

Description

Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle, insbesondere eines Kraftwagens
Die Erfindung betrifft eine Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle, insbesondere eines Kraftwagens, gemäß Patentanspruch 1.
Die DE 10 2008 007 616 A1 offenbart eine Wellsturbine mit einer Nabe, mit der eine Vielzahl von Rotorblättern verbunden ist. Die Rotorblätter weisen ein von einer Profilnase ausgehend tropfenförmig ausgebildetes, symmetrisches Profil auf. Die Rotorblätter weisen auch eine Auffädellinie auf, deren Verlauf in der Rotationsebene der Wellsturbine gegenüber einem dem jeweiligen Rotorblatt zugeordneten Radialstrahl wenigstens in Teilen der radialen Erstreckung des Rotorblatts abweicht.
Bei der Lagerung von Rotoren von Aufladeeinrichtungen, beispielsweise von
Abgasturboladern für Verbrennungskraftmaschinen, treten Axialkräfte auf, die
beispielsweise mittels hydrodynamischen Axiallagern aufgenommen werden. Auch ist es bekannt, zur Lagerung der Rotoren und zur Aufnahme der Axialkräfte Wälzlager, insbesondere Kugellager, zu verwenden. Derartige Kugellager weisen insbesondere bei schnell drehenden Rotoren sowie bei hohen Axialkräften und deren Schwankungen eine nur unbefriedigende Lebensdauer auf, falls keine entsprechenden Gegenmaßnahmen getroffen sind.
Aus dem allgemeinen Stand der Technik ist es zudem bekannt, Kraftwagen mit wenigstens einer Brennstoffzelle bzw. einer Brennstoffzelleneinrichtung zu versehen. Die Brennstoffzelleneinrichtung dient dazu, elektrischen Strom bereitzustellen, um den Kraftwagen mittels des elektrischen Stroms anzutreiben.
Aufladeeinrichtungen für eine solche Brennstoffzelle bzw. Brennstoffzelleneinrichtung können die Brennstoffzelle mit einem verdichteten Medium, insbesondere verdichteter Luft, versorgen, woraus ein besonders effizienter Betrieb der Brennstoffzelle bzw. der Brennstoffzelleneinrichtung resultiert. Dabei ist auch ein besonders effizienter Betrieb der Aufladeeinrichtung von Vorteil.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle, insbesondere eines Kraftwagens, bereitzustellen, welche einen besonders effizienten Betrieb aufweist.
Diese Aufgabe wird durch eine Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit
zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Eine solche Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle, insbesondere eines Kraftwagens, umfasst ein Gehäuseteil. Das Gehäuseteil weist einen Aufnahmeraum auf, in welchem ein Turbinenrad einer Turbine der Aufladeeinrichtung um eine Drehachse relativ zu dem Gehäuseteil drehbar zumindest teilweise aufgenommen ist.
Das Turbinenrad weist Laufradschaufeln auf, über die das Turbinenrad in einem
Eintrittsbereich von einem Medium anströmbar und antreibbar ist. Bei dem Medium handelt es sich vorzugsweise um ein gasförmiges Abgas der Brennstoffzelle.
Die Laufradschaufeln sind dabei zumindest in dem Eintrittsbereich vorwärtsgekrümmt ausgebildet. Mittels der Vorwärtskrümmung der Laufradschaufeln kann der
Eintrittsbereich des Turbinenrads aerodynamisch besonders groß dargestellt werden. So kann der Beitrag des Turbinenrads zu den auftretenden Axialkräften und insbesondere der Beitrag des Turbinenrads zu der Kompensation der insbesondere von einem
Verdichter der Aufladeeinrichtung bewirkten Axialkräfte sehr stark gewichtet werden. Mit anderen Worten ist es möglich, mittels der Vorwärtskrümmung der Laufradschaufeln des Turbinenrads die Axialkräfte der Aufladeeinrichtung zumindest teilweise zu
kompensieren, so dass die Belastung einer Lagerung, mittels welcher das Turbinenrad um die Drehachse drehbar gelagert ist, in einem geringen Rahmen gehalten wird.
In der Folge ist es möglich, die Lagerung entsprechend der nur geringen Belastung auszugestalten, so dass sich Lagerverluste der erfindungsgemäßen Lagereinrichtung geringhalten lassen. Dies führt zu einem effizienten Betrieb der Aufladeeinrichtung, was einem effizienten Betrieb der Brennstoffzelle zugute kommt. Insbesondere ist es möglich, zur Lagerung des Turbinenrads eine Wälzlagerung, insbesondere eine Kugellagerung, zu verwenden, so dass das Turbinenrad bzw. ein Rotor der Aufladeeinrichtung, welche das Turbinenrad, eine mit dem Turbinenrad drehfest verbundene Welle und das mit der Welle drehfest verbundene Verdichterrad umfasst, verlustarm gelagert werden kann.
Das Verwenden der Wälzlagerung ist auch daher vorteilhaft, da bei der
Aufladeeinrichtung bei niedrigen Turbineneintrittstemperaturen in einem Bereich von ca. 80°C bis 120°C eine autarke Mangelschmierung der Lagerung bzw. Wälzlagerung realisiert werden kann. Dies ermöglicht es auch, einen Schmiermitteleintrag in ein weiteres Medium, insbesondere Luft, mit welcher die Brennstoffelle mittels der
Aufladeeinrichtung zu versorgen ist, zumindest nahezu vollständig auszuschließen und energetisch sehr günstige mechanische Wirkungsgrade der Lagerung zu realisieren. Dies ist bei der erfindungsgemäßen Aufladeeinrichtung bei gleichzeitiger Realisierung einer hohen Lebensdauer der Lagerung und damit der gesamten Aufladeeinrichtung möglich, da die Belastung der Lagerung infolge der zumindest teilweisen Kompensation der Axialkräfte mittels der Vorwärtskrümmung der Laufradschaufeln gering gehalten werden kann.
Eine Lagerung des Turbinenrads bzw. des Rotors mittels einer Luftlagerung ist insofern vorteilhaft, als dadurch im Gegensatz zu Kugellagern kein Schmiermittel notwendig ist. Die zumindest teilweise kompensierten Axialkräfte kommen dabei insbesondere der Luftlagerung zugute, da diese geringe Axialkräfte abstützen kann.
Die erfindungsgemäße Aufladeeinrichtung ermöglicht auch insofern die Darstellung eines effizienten Betriebs der Brennstoffzelle, da mittels der Turbine der Aufladeeinrichtung eine Energierückgewinnung durchführbar ist. Die Turbine kann von der Brennstoffzelle emittiertes Abgas nutzen. Das Abgas treibt das Turbinenrad an, welches wiederum über die Welle das Verdichterrad antreibt, um so die Brennstoffzelle mit dem verdichteten, weiteren Medium, insbesondere Luft, zu versorgen.
Vorteilhafterweise weist die Aufladeeinrichtung ein Leitgitter, insbesondere ein variabel einstellbares Leitgitter auf, welches in Strömungsrichtung des Mediums, insbesondere des Abgases, stromauf des Turbinenrads insbesondere in dem Gehäuseteil angeordnet ist. Mittels des Leitgitters sind Strömungsbedingungen und insbesondere
Anströmbedingungen des Turbinenrads für das Medium beeinflussbar. Dadurch kann eine Gegendruckklappe entfallen, wodurch die Teileanzahl und die Kosten der
Aufladeeinrichtung gering gehalten werden können.
Ein solches Leitgitter und/oder eine solche Gegendruckklappe gewährleisten die
Darstellung eines einstellbaren und effektiven engsten Strömungsquerschnitts der Turbine, wodurch die Aufladeeinrichtung an unterschiedliche Betriebspunkte der
Brennstoffzelle anpassbar ist. So kann beispielsweise eine Bewegung des Betriebspunkts im Kennfeld des Verdichters der Aufladeeinrichtung in Richtung der Pumpgrenze des Verdichters bei unpassenden Drücken und Luftmassendurchsätzen vermieden werden.
Der Verdichter und/oder die Turbine der Aufladeeinrichtung sind dabei vorteilhafterweise als Radialverdichter bzw. als Radialturbine ausgebildet, mittels welchen das der
Brennstoffzelle zuzuführende, zumindest im Wesentlichen gasförmige, weitere Medium, insbesondere die Luft, effizient und mit einem nur geringen Bauraumbedarf zu verdichten ist.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung sind ein mit dem Turbinenrad verbundenes Kompensationselement zur zumindest teilweisen Kompensation der Axialkräfte sowie das um die Drehachse drehbare Verdichterrad vorgesehen. Mittels des Verdichterrads ist das der Brennstoffzelle zuzuführende weitere Medium verdichtbar.
Das Kompensationselement ist dabei zumindest bereichsweise über wenigstens einen Kanal mit einem in Strömungsrichtung des zu verdichtenden, weiteren Mediums stromab des Verdichterrads herrschenden Austrittsdruck beaufschlagbar.
Durch die Beaufschlagung des Kompensationselements mit dem Austrittsdruck können die Axialkräfte zumindest teilweise kompensiert und so besonders gering gehalten werden, was dem effizienten Betrieb der Aufladeeinrichtung und damit der Brennstoffzelle besonders zugute kommt. Insbesondere lassen sich dadurch die Lagerverluste, das Gewicht, sowie die äußere Dimensionierung der Lagerung gering halten.
Die Vorwärtskrümmung der Beschaufelung, wobei die Laufradschaufeln zumindest in dem Eintrittsbereich in Richtung der Drehrichtung, in welche sich das Turbinenrad beim Betrieb der Aufladeeinrichtung dreht, gekrümmt sind, beeinflusst die aerodynamische Größe des Turbinenrads auch insofern, als die spezifische Turbinenleistung nach Euler im Nennpunkt mit besonders hohen Umfangsgeschwindigkeiten bewerkstelligt wird. Dies ergibt im Vergleich zu lediglich radial ausgerichteten Laufradschaufeln, welche sich lediglich in radialer Richtung erstrecken, bei zumindest im Wesentlichen identischen Austrittsströmungsverhältnissen eine wirkungsgradgünstige Reduzierung der
Strömungsumlenkung des Mediums (Abgases) sowie die Erzielung einer geforderten Turbinenleistung über die höhere Umfangsgeschwindigkeit bei vorgegebener Drehzahl. Dabei kann sich ein zumindest im Wesentlichen optimaler Reaktionsgrad über den Wert von 0,5 einstellen.
In vorteilhafter Ausgestaltung ist das Kompensationselement auch mit einem in dem Eintrittsbereich herrschenden Eintrittsdruck zumindest bereichsweise beaufschlagbar. So können die Axialkräfte besonders gering gehalten werden.
Vorzugsweise ist das Kompensationselement auf einer einem Radaustrittsbereich des Turbinenrads abgewandten Seite eines Radrücken des Turbinenrads angeordnet. Das Kompensationselement ermöglicht durch dessen Beaufschlagung die zumindest teilweise Kompensation der beispielsweise infolge von Gaskräften auftretenden Axialkräfte.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung weist das
Kompensationselement einen von einem Eintrittsdurchmesser des Eintrittsbereichs unterschiedlichen Durchmesser auf. So kann die Beaufschlagung des
Kompensationselements mit dem Eintrittsdruck und/oder dem Austrittsdruck
bedarfsgerecht eingestellt werden, um die Axialkräfte besonders gering zu erhalten.
Vorzugsweise ist der Durchmesser des Kompensationselements größer als der
Eintrittsdurchmesser des Eintrittsbereiches. So können besonders hohe Axialkräfte zumindest teilweise kompensiert werden.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung umfasst das
Verdichterrad Verdichterschaufeln zum Verdichten des weiteren Mediums, insbesondere der Luft, wobei die Verdichterschaufeln vorwärtsgekrümmt ausgebildet sind. Dies bedeutet, dass auch die Verdichterschaufeln in Richtung der Drehrichtung, in die sich das Verdichterrad beim Betrieb der Aufladeeinrichtung dreht, gekrümmt sind. Dadurch kann das weitere Medium effizient verdichtet werden.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung ist das Kompensationselement mit dem stromab des Verdichterrads herrschenden Austrittsdrucks in einem Bereich des
Kompensationselements beaufschlagbar, wobei mittels des Bereichs, mittels des Gehäuseteils und mittels zumindest zweier Dichtungselemente der Aufladeeinrichtung eine Kammer begrenzt ist. Dadurch beeinflussen sich die Beaufschlagungen des
Kompensationselements mit dem Eintrittsdruck und mit dem Austrittsdruck nicht gegenseitig, so dass die Axialkräfte besonders gering gehalten werden können. Dies kommt dem effizienten Betrieb der Aufladeeinrichtung zugute.
Die Dichtungselemente sind dabei jeweils einerseits an dem Gehäuseteil und
andererseits an dem Kompensationselement oder dem Turbinenrad oder an der Welle des Rotors abgestützt, mit welcher das Turbinenrad und/oder das Kompensationselement drehfest verbunden ist bzw. sind. Dadurch können der Bauraumbedarf und das Gewicht der Aufladeeinrichtung gering gehalten werden, woraus ein besonders effizienter Betrieb resultiert.
Zumindest eines der Dichtungselemente ist beispielsweise als Kolbenring für einen Kolben einer Hubkolbenmaschine ausgebildet. Dies kommt geringen Kosten der
Aufladeeinrichtung zugute. Zumindest eines der Dichtungselemente kann auch als berührungslose Dichtung, insbesondere als Labyrinthdichtung ausgebildet sein. Dies führt zu einem geringen Bauraumbedarf sowie zu einem geringen Gewicht der
erfindungsgemäßen Aufladeeinrichtung.
Zur Darstellung eines besonders effizienten Betriebs der Aufladeeinrichtung sind
Schaufeleintrittswinkel der Laufradschaufeln vorzugsweise größer als 100° und kleiner als 150°. Dies ergibt in Kombination mit der besonders großen aerodynamischen
Ausgestaltung des Turbinenrads in dessen Eintrittsbereich günstige
Strömungsbedingungen für das Abgas.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und
Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen
Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
Die Zeichnung zeigt in: Fig. 1 eine schematische Längsschnittansicht einer Aufladeeinrichtung mit einer
Turbine und einem Verdichter zur Veranschaulichung von Axialkräften, die auf eine Lagerung eines Rotors mit einer Welle, einem Turbinenrad der Turbine und einem Verdichterrad des Verdichters wirken;
Fig. 2 ein Schaubild zur Veranschaulichung des Zusammenhangs zwischen
Wirkungsgrad, optimalen Umfangsgeschwindigkeiten bei entsprechenden Turbineneintrittstemperaturen und Turbinendruckverhältnissen bei einer Schnelllaufzahl von 0,7 und einem Reaktionsgrad von 0,5;
Fig. 3 eine schematische Querschnittsansicht einer Ausführungsform der Turbine gemäß Fig. 1 ;
Fig. 4 ausschnittsweise eine schematische Schnittansicht der Turbine gemäß
Fig. 3;
Fig. 5 eine schematische Längsschnittansicht einer weiteren Ausführungsform der Aufladeeinrichtung gemäß Fig. 1 ;
Fig. 6 eine Prinzipdarstellung zur Veranschaulichung von Kräften an einem
Verdichterrad der Aufladeeinrichtungen;
Fig. 7 eine Prinzipdarstellung zur Veranschaulichung von Kräften am Turbinenrad der Aufladeeinrichtungen;
Fig. 8 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht einer weiteren
Ausführungsform der Turbine gemäß den Figuren 1 und 3;
Fig. 9 eine Prinzipdarstellung einer Brennstoffzelle, welche von einer
Aufladeeinrichtung mit verdichteter Luft versorgbar ist;
Fig. 10 ein Geschwindigkeitsdreieck eines Turbinenrads mit radialer
Beschaufelung; Fig. 11 ein Geschwindigkeitsdreieck eines Turbinenrads mit vorwärtsgekrümmter Beschaufelung;
Fig. 12 ausschnittsweise eine schematische Perspektivansicht einer
vorwärtsgekrümmten Beschaufelung eines Turbinenrads;
Fig. 13 ein Schaubild zur Veranschaulichung des Verhaltens des Wirkungsgrads einer Turbine bei Vorwärtskrümmung ihrer Beschaufelung.
Die Fig. 9 zeigt eine Brennstoffzelle 10, mittels welcher eine Reaktionsenergie eines kontinuierlich zugeführten Brennstoffes und eines Oxidationsmittels in elektrische Energie umwandelbar ist. Der Brennstoff liegt in Form von Wasserstoff vor, welcher in einem Tank 12 gespeichert ist und der Brennstoffzelle 10 über eine Brennstoffventil 14 zugeführt wird. Das Brennstoffventil 14 wird dabei von einer Regelungseinrichtung 16 geregelt. Als Oxidationsmittel nutzt die Brennstoffzelle 10 Luft aus der Umgebung bzw. Sauerstoff als Bestandteil dieser Luft, die der Brennstoffzelle zugeführt wird.
Die Brennstoffzelle 10 ist über Leitungen 22 mit einer Batterie 25 verbunden, in welcher die erzeugte elektrische Energie, welche im Folgenden als Strom bezeichnet wird, speicherbar ist. Die Batterie 25 wiederum ist über Leitungen 24 mit einem Elektromotor 26 verbunden, welcher von dem in der Batterie 25 gespeicherten Strom antreibbar ist. Der Elektromotor 26 wandelt die elektrische Energie in mechanische Energie um und gibt diese in Form eines Drehmoments über eine drehbare Welle 30 ab. Die Brennstoffzelle 10 dient somit zum Antreiben des Elektromotors 26, welcher beispielsweise in einem Kraftwagen, insbesondere einem Personenkraftwagen zum Einsatz kommen kann.
Zur Einstellung eines von dem Elektromotor 26 bereitzustellenden und gewünschten Drehmoments, beispielsweise durch einen Fahrer des Personenkraftwagens, ist ein Fahrpedal 32 vorgesehen. Durch Betätigen des Fahrpedals 32 kann der Fahrer das gewünschte Drehmoment einstellen und den Personenkraftwagen fortbewegen. Das Fahrpedal 32 ist dabei sowohl mit der Regelungseinrichtung 16 als auch mit der dem Elektromotor 26 verbunden, um die Erzeugung des Stroms mittels der Brennstoffzelle 10 an den Drehmomentenwunsch anzupassen.
Um einen besonders effizienten Betrieb der Brennstoffzelle 10 darzustellen, ist eine Aufladeeinrichtung 34 vorgesehen, welche einen Verdichter 36 mit einem Verdichterrad 38 umfasst. Das Verdichterrad 38 ist mit einer Welle 40 der Aufladeeinrichtung 34 drehfest verbunden, wobei die Welle 40 in einem Lagergehäuse, der Aufladeeinrichtung 34 drehbar gelagert ist. Dadurch ist auch das Verdichterrad 38 drehbar und kann die angesaugte Luft von einem in Strömungsrichtung der Luft stromauf des Verdichterrads 38 herrschenden Druckniveau, welches dem Umgebungsdruck entspricht und als
Verdichtereintrittsdruck P1 bezeichnet wird, auf ein demgegenüber höheres Druckniveau verdichten, welches stromab des Verdichterrads 38 vorliegt und als
Verdichteraustrittsdruck P2t bezeichnet wird.
Infolge der Verdichtung der Luft durch das Verdichterrad 38 wird die Luft erwärmt. Zur Kühlung der Luft strömt die Luft zu einer Kühleinrichtung 46, mittels welcher die Luft gekühlt und anschließend der Brennstoffzelle 10 zugeführt wird.
Zur Darstellung eines besonders effizienten Betriebs der Brennstoffzelle 10 wird ein Abgas der Brennstoffzelle 10 zu einer ein Turbinenrad 50 umfassenden Turbine 52 der Aufladeeinrichtung 34 geleitet. Auch das Turbinenrad 50 ist mit der Welle 40 drehfest verbunden und somit drehbar gelagert und von dem Abgas der Brennstoffzelle 10 antreibbar. Bei der Turbine 52 handelt es sich um eine Expansionsturbine, da das Abgas der Brennstoffzelle 10 in Strömungsrichtung desselbigen stromauf des Turbinenrads 50 ein höheres Druckniveau, welches als Turbineneintrittsdruck P3t bezeichnet wird, aufweist, als stromab des Turbinenrads 50. Mit anderen Worten wird das Abgas der Brennstoffzelle 10 mittels der Turbine 52 expandiert, wobei die Turbine 52 bzw. das Turbinenrad 50 die Abgas gespeicherte Energie zum Antreiben des Verdichterrads 38 nutzt. Der Druck des Abgases stromab der Turbine 52 wird als Turbinenaustrittsdruck P4 bezeichnet.
Nach Abströmen von dem Turbinenrad 50 strömt das Abgas zu einer
Abgasnachbehandlungseinrichtung 56, welche das Abgas von schädlichen Emissionen reinigt. Stromab der Abgasnachbehandlungseinrichtung 56 strömt das Abgas an die Umwelt.
Um die Turbine 52 an unterschiedliche Betriebspunkte des Elektromotors 26 und damit der Brennstoffzelle 10 anzupassen, ist die Turbine 52 als sogenannte Varioturbine ausgebildet. Dies bedeutet, dass stromauf des Turbinenrads 50 ein variabel einstellbares Leitgitter 60 angeordnet ist, mittels welchem Strömungsbedingungen der Anstromung des Turbinenrads 50 durch das Abgas beeinflussbar und an unterschiedliche Betriebspunkte der Brennstoffzelle 10, Druckverhältnisse des Verdichters 36 und/oder dergleichen anpassbar ist. Das Leitgitter 60 ist dabei ebenso von der Regelungseinrichtung 16 regelbar.
Ferner umfasst die Aufladeeinrichtung 34 einen weiteren Elektromotor 62, mittels welchem die Welle 40 und damit das Verdichterrad 38 sowie das Turbinenrad 50 antreibbar sind. Der Elektromotor 62 ist notwendig, da die von der Turbine 52 zur Verfügung gestellte Leistung nicht ausreicht um den Verdichter 34 alleine antreiben zu können. Daraus resultiert ein sehr effizienter Betrieb der Brennstoffzelle 10.
Durch die Verdichtung der Luft wirken auf das Verdichterrad 38 und damit das
Turbinenrad 50 sowie die Welle 40 und auf eine Lagerung der Welle 40 in dem
Lagergehäuse relativ hohe Axialkräfte, die die Lagerung stark beanspruchen und zu einer unerwünscht geringen Lebensdauer der Lagerung führen können, falls keine
Gegenmaßnahmen getroffen sind. Um diese Belastung und Beanspruchung der
Lagerung zu reduzieren oder gar zu vermeiden, umfasst die Aufladeeinrichtung 34 ein in der Fig. 9 schematisch dargestellte Axialschubkompensation 64, mittels welcher die Axialkräfte kompensierbar bzw. reduzierbar sind. Diese Axialschubkompensation 64 wird im Folgenden in Zusammenschau mit den übrigen Figuren näher erläutert.
Die Fig. 5 zeigt eine mögliche Ausführungsform der Aufladeeinrichtung 34 mit dem Verdichter 36, dem weiteren Elektromotor 62 und der als Expansionsturbine in Form einer Varioturbine ausgebildeten Turbine 52. Bei der Versorgung der Brennstoffzelle 10 mit der verdichteten Luft ergeben sich infolge der Verdichtung der Luft relativ große Axialkräfte, welche von dem Verdichterrad 38 herrühren. Um eine bestimmte Drehzahlgrenze des weiteren Elektromotors 62 nicht zu überschreiten, welche beispielsweise in einem Bereich von 100.000 Umdrehungen pro Minute liegt, ist ein erster Durchmesser D2 des
Verdichterrads 38 besonders groß auszulegen, um entsprechende Anforderungen hinsichtlich der Druckverhältnisse des Verdichters 36 (in Strömungsrichtung der zu verdichtenden Luft stromauf und stromab des Verdichterrads 38) zu erfüllen.
Da bei der Aufladeeinrichtung 34 die Turbine 52 vorgesehen ist, kann sich eine geringe Entlastung der Axialkräfte ergeben, wobei diese in Richtung eines Verdichtereintritts 66 wirken und von der Lagerung des Verdichterrads 38 und des Turbinenrads 50 bzw. der Welle 40 aufgenommen werden müssen. Die Turbine 52 bzw. das Turbinenrad 50, welche auf einen optimalen Wirkungsgrad im Nennpunkt, also bei maximaler Leistung des weiteren Elektromotors 62, konzipiert ist, erhält über die starre Kopplung zum
Verdichter 36 die gleiche Drehzahl, die von dem weiteren Elektromotor 62 auf die Welle 40 bzw. auf das Verdichterrad 38 aufgebracht wird. Eine übliche Paarung des
Turbinenrads 50 und des Verdichterrads 38 erfolgt über eine optimale Schnelllaufzahl u/co der Turbine 52, die im Nennpunkt den Wert von circa. 0,7 erreicht bzw. erreichen soll.
Da die Temperaturen des Abgases der Brennstoffzelle 10 mit circa 100° Celsius relativ gering sind, ergibt sich ein optimaler Wirkungsgrad der Turbine 52 bei kleinen zweiten Durchmessern D3 eines Radeintrittsbereichs, über welchen das Turbinenrad 50 von dem Abgas der Brennstoffzelle 10 anströmbar und antreibbar ist. Aufgrund diesen relativ großen Unterschiedes der Durchmesser D2, D3 ergibt sich die Problematik von hohen, auf die Lagerung wirkenden Axialkräften aufgrund einer nur geringen Kraftkomponente des Turbinenrads 50 entgegen den vom Verdichterrad 38 herrührenden Axialkräften.
Es kann vorgesehen sein, dass der erste Durchmesser D2 des Verdichterrads 38 nahezu um den Faktor zwei größer ist als der zweite Durchmesser D3, woraus eine erste Fläche A2 eines ersten Radrückens 68 des Verdichterrads 38 resultiert, die um den Faktor vier größer ist als eine zweite Fläche A3 eines zweiten Radrückens 70 des Turbinenrads 50.
Daraus resultiert, dass im Einsatz der Brennstoffzelle 10 in herkömmlichen
Personenkraftwagen Axialkräfte von mehreren 100, gegebenenfalls 300 bis 400 Newton auftreten können, die die Lagerung aufnehmen muss. Wünschenswert ist beispielsweise eine Lebensdauer von 6000 Stunden der Lagerung. Gleichzeitig soll die Lagerung der Welle 40 bzw. des Verdichterrads 38 und des Turbinenrads 50 verlustarm und daher möglichst reibungsarm erfolgen, was beispielsweise durch eine Lagerung mittels zumindest eines Wälzlagers, insbesondere eines Kugellagers, realisierbar ist. Solche Kugellager können allerdings die geschilderten, hohen Axialkräfte nur bedingt aufnehmen, woraus das Erfordernis zur Reduzierung bzw. Kompensation der Axialkräfte resultiert. Dies ist durch die zusammen mit der Fig. 9 geschilderte
Axialschubkompensation 64 ermöglicht und in Zusammenschau mit der Fig. 8 weiter erläutert.
Wie der Fig. 8 zu entnehmen ist, umfasst die Axialschubkompensation 64 eine mit dem Turbinenrad 50 einstückig ausgebildete Kompensationsscheibe 72, wodurch eine Axialkraftkompensation der vom Verdichter 36 bewirkten Axialkräfte auf die Lagerung durch den zweiten Radrücken 70 des Turbinenrads 50 bewältigt ist. Die
Kompensationsscheibe 72 weist dabei einen äußeren, dritten Durchmesser Ds auf, welcher gegenüber dem aerodynamischen, zweiten Durchmesser D3, welcher auch als Radeintrittsdurchmesser einer Beschaufelung des Turbinenrads 50 bezeichnet wird, unabhängig von der Größe abgestimmt ist und im vorliegenden Fall größer als der zweite Durchmesser D3 ausgebildet ist. Bevorzugt ist der dritte Durchmesser Ds eine Funktion der Axialkraft und größer als der zweite Durchmesser D3.
Bei der Turbine 52 bestimmt im Wesentlichen ein Düsendruck P3D an einem Austritt einer Düse 74 der Turbine 52, über welche das Turbinenrad 50 mit dem Abgas der Brennstoffzelle 10 anströmbar ist, ein Druckprofil auf einer Rückseite 76 des
Turbinenrads 50 bzw. der Kompensationsscheibe 72, welche eine dritte Fläche As aufweist, die mit dem dritten Durchmesser Ds korrespondiert.
Eine Kraftresultierende des Turbinenrads 50 mit der Kompensationsscheibe 72 steht also einer Kraftresultierenden des Verdichterrads 38 gegenüber. Der Hauptanteil der
Kraftresultierenden des Verdichterrads 38 wird durch den statischen
Verdichteraustrittsdruck P2t direkt stromab des Verdichterrads 38 bestimmt, welcher mit einem repräsentativen Mitteldruck P2s einer Verdichterradscheibe 78 zusammenhängt. Analog dazu ist eine Turbinenradscheibe 81 vorgesehen, wobei ein repräsentativer Mitteldruck p3s der Turbinenradscheibe 81 mit einem Turbineneintrittsdruck p3t zusammen hängt.
Da der Turbineneintrittsdruck P3t durch Druckverluste in Verrohrungen,
Wärmetauschern, Brennstoffzellenstacks und/oder dergleichen gegenüber dem
Verdichteraustrittsdruck P2t schon merklich abgesenkt ist (bis an die 30 %), erfordert die Kompensationsscheibe 72 am Turbinenrad 50 aufgrund des relativ geringen
Düsendrucks P3D große Abmessungen, um eine merkliche Axialkraftreduktion zu bewirken.
Um den dritten Durchmesser Ds gering zu halten, wird vorteilhafterweise der
Verdichteraustrittsdruck P2t mittels der Axialschubkompensation 64 über einen Kanal 79 im Bereich eines Verdichteraustritts oder gegebenenfalls einer Verdichtersammelspirale, also stromab des Verdichterrads 38, oder eines Verdichterdiffusors abgegriffen und auf die Kompensationsscheibe 72 auf Seiten des Turbinenrads 50 in eine Druckkammer 80 aufgeprägt. Der Verdichteraustrittsdruck P2t macht dabei einen deutlich größeren Druckwert aus als der Mitteldruck P2s der Verdichterradscheibe 78.
Um diesen deutlich erhöhten Verdichteraustrittsdruck P2t auf die Kompensationsscheibe 72 wirksam werden zu lassen und zur Bildung des Druckkammer 80, welche auch als Druckraum bezeichnet wird, sind Abdichtstellen 82, 83 vorgesehen, mittels welchen die Druckkammer 80 abgedichtet ist. Während die innere Abdichtstelle 83 als herkömmliche, einfache Kolbenringdichtung ausgebildet sein kann, ist die äußere Abdichtstelle 82 auf dem dritten Durchmesser Ds vorteilhafterweise als berührungslose Abdichtung
beispielsweise in Form einer Labyrinthdichtung ausgebildet. Etwaige Leckagen der äußeren Abdichtstelle 82 werden über die Beschaufelung des Turbinenrads 50
abgeströmt. Die Druckkammer 80 ist somit einerseits mittels eines Bereichs der
Kompensationsscheibe 72, mittels der Abdichtstellen 82, 83 sowie mittels eines
Gehäuseteils 86 eines Turbinengehäuses der Turbine 52 sowie mittels eines Teils eines Nabenkörpers des Turbinenrads 50 begrenzt.
Auf einer Ringfläche 84, welche sich gemäß der Formel
(n - (( /2)2 - (D3/2)2)) ergibt, wobei die Ringfläche 84 auf Seiten der Beschaufelung des Turbinenrads 50 liegt, soll weitestgehend der erniedrigte Düsendruck P3D anliegen, um den deutlich größeren Verdichteraustrittsdruck P2t, welcher auch als statischer Kompensationsdruck bezeichnet wird, in seiner Wirkung in der Druckkammer 80 voll zu entfalten.
Im Falle, dass keine Turbine 52 vorliegt, würde die Kompensation der Axialkräfte analog zu den Fig. 5 und 8 durch eine reine Kompensationsscheibe 72 erfolgen, wobei der Düsendruck P3D dann im Bereich des Umgebungsdrucks bzw. geringfügig darüber mit dem Turbinenaustrittsdruck P4 auf eine Austrittsseite der Kompensationsfläche der Kompensationsscheibe 72 wirken würde.
Die Axialkräfte, welche in Richtung des Verdichtereintritts 66 wirken, sind in den Fig. 1 und 5 durch einen Kraftpfeil F angedeutet. Dabei dienen insbesondere die Fig. 1 , 6 und 7 zur Veranschaulichung der Berechnung bzw. Abschätzung der Axialkräfte. Die Axialkräfte ergeben sich insbesondere aus Gaskräften und bewirken einen Axialschub, der auf den Rotor, welcher das Turbinenrad 50, das Verdichterrad 38 und die Welle 40 umfasst, wirkt. Der Axialschub ergibt sich insbesondere aus Axialkräften, die in Richtung des
Turbinenaustritts auf die Verdichterradkontur, den Verdichterradeintritt wirken, sowie aus einem Verdichterimpuls resultieren. Ferner wirken auf das Verdichterrad 38 Axialkräfte in Richtung des Verdichtereintritts. Korrespondierend dazu wirken auf Seiten der Turbine 52 Axialkräfte in Richtung des Verdichtereintritts 66 auf die Turbinenradkontur und auf den Turbinenradaustritt. Zudem wirken Axialkräfte infolge eines Turbinenimpulses. Auf das Turbinenrad 50 wirken in Richtung des Turbinenaustritts ebenso Axialkräfte. Wie mittels des Kraftpfeils F angedeutet ist, ist der Axialschub auf der Verdichterradseite wesentlich größer als auf der Turbinenradseite. Dies ist der Fall, da Gasdrücke sowie die
Radrückenfläche des Verdichterrads 38 größer sind als auf Seiten des Turbinenrads 50, falls keine entsprechenden Gegenmaßnahmen getroffen sind. Um den Axialschub bzw. die Axialkräfte insgesamt gering zu halten, ist daher eine zumindest im Wesentlichen optimale aerodynamische Anpassung des Turbinenrads 50 vorteilhaft.
Eine solche aerodynamische Anpassung kann zu relativ kleinen
Turbinenraddurchmessern führen. Die Fig. 2 zeigt anhand eines Diagramms 88 den Zusammenhang zwischen wirkungsgradoptimalen Umfangsgeschwindigkeiten U_opt bei den entsprechenden Turbineneintrittstemperaturen T3t und Turbinendruckverhältnissen bei einem Wert der Schnelllaufzahl von 0,7 und des Reaktionsgrads von 0,5. Die wirkungsgradoptimale Umfangsgeschwindigkeit U_opt ergibt sich dabei bei einer Schnelllaufzahl von 0,7. In dem Diagramm 88 ist die Turbineneintrittstemperatur mit T3t bezeichnet. Das Druckverhältnis ist mit P3t/P4 bezeichnet. Dabei bezeichnen P3t den Turbineneintrittsdruck und P4 den Turbinenaustrittsdruck. Die Schnelllaufzahl ergibt sich aus u/c0, wobei u die Umfangsgeschwindigkeit und c0 die Absolutgeschwindigkeit des Abgases bezeichnet. Durch die optimale Verdichterdrehzahl für die Luftlieferung der Brennstoffzelle 10 ist somit der Radeintrittsdurchmesser (zweiter Durchmesser D3) der Turbine 52 auf kleine Werte festgeschrieben, bedingt durch die den relativ niedrigen Expansionstemperaturen im Bereich von 100°C zugeordneten optimalen
Umfangsgeschwindigkeiten U_opt.
Der Fig. 2 ist auch ein Radgrenzfestigkeitsbereich B zu entnehmen, welcher sich beispielsweise auf den Werkstoff Inconel 713 LC bezieht. Darüber hinaus ist in der Fig. 2 ein Bereich C eingezeichnet, welcher sich auf die Turbine 52 der Aufladeeinrichtung 34 bezieht.
Die Fig. 6 zeigt eine vierte Fläche A1 sowie eine fünfte Fläche A1 K, auf welche die Graskräfte wirken können, woraus Axialkräfte resultieren, welche auf den Rotor in Richtung des Turbinenaustritts wirken. Die Fig. 6 zeigt auch eine sechse Fläche A2R, welche dem Radrücken des Verdichterrads 38 zugeordnet ist und auf welche Gaskräfte wirken, woraus Axialkräfte resultieren, die in Richtung des Verdichtereintritts 66 wirken.
Der Reaktionsgrad beträgt beispielsweise 0,6 während der Verdichtereintrittsdruck P1 ein bar (1 bar) beträgt. Vorliegend beträgt der Verdichteraustrittsdruck P2T 3,2 bar. Ein auf den ersten Radrücken 68 des Verdichterrads 38 wirkender erster Druck P2 beträgt beispielsweise 2,32 bar.
Entsprechend dazu zeigt die Fig. 7 eine siebte Fläche A3R des zweiten Radrückens 70 des Turbinenrads 50, auf welche Gaskräfte wirken. Daraus ergeben sich Axialkräfte, die in Richtung des Turbinenaustritts wirken. Die Fig. 7 zeigt auch eine achte Fläche A4K und eine neunte Fläche A4, auf welche Gaskräfte wirken. Daraus resultieren Axialkräfte, welche in Richtung des Turbineneintritts gerichtet sind. Der Turbineneintrittsdruck P3t beträgt beispielsweise 2,7 bar. Der Turbinenaustrittsdruck beträgt 1 ,0 bar. Der
Reaktionsgrad beträgt 0,5. Ein auf den zweiten Radrücken 70 des Turbinenrads 50 wirkender Druck beträgt beispielsweise 1 ,85 bar. Die Axialkräfte betragen dabei zum Beispiel 335,1 N und wirken in Richtung des Verdichtereintritts 66. Durch entsprechende Vergrößerung der sechsten Fläche A3R können die Axialkräfte kompensiert werden. Dazu dient die Kompensationsscheibe 72.
Darüber hinaus können, wie insbesondere der Fig. 12 zu entnehmen ist, die
Laufradschaufeln 90 des Turbinenrads 50 zumindest in einem Eintrittsbereich 92, in welchem das Turbinenrad 50 von dem Abgas angeströmt wird, vorwärtsgekrümmt ausgebildet sein. Dadurch wird der Beitrag des Turbinenrads 50 zur Kompensation der Axialkräfte stärker gewichtet, indem durch die Vorwärtskrümmung der Laufradschaufeln 90 das Turbinenrad 50 gegenüber einer rein axial verlaufende Beschaufelung vergrößert wird.
Die axiale Erstreckung der Kompensationsscheibe 72, d.h. ihre Breite, ist vorzugsweise sehr gering, um Strömungsverluste gering zu halten. Ihre Breite ist vorteilhafterweise vollständig zu vermeiden, was auf die Auslegung des Schaufeleintrittswinkels ßis Einfluss haben kann, was anhand der Fig. 12 dargestellt ist. Eine vorteilhafte und besonders große Gestaltung des zweiten Durchmessers D3 und die entsprechende Ausgestaltung des Schaufeleintrittswinkels ßis steht in Abhängigkeit zur Euler'schen Beziehung bei angestrebter Umfangsgeschwindigkeit u1 und der im Nennpunkt gewünschten
Gasgeschwindigkeitskomponente cu1, wie der Fig. 11 zu entnehmen ist.
Die Fig. 10 zeigt ein erstes Geschwindigkeitsdreieck 94, welches sich auf eine rein radiale Beschaufelung des Turbinenrads 50 bezieht. Demgegenüber zeigt die Fig. 11 ein zweites Geschwindigkeitsdreieck 96, welches sich auf eine vorwärtsgekrümmte Beschaufelung des Turbinenrads 50 bezieht, wobei das Turbinenrad 50 somit vorwärtsgekrümmte Laufradschaufeln 90 umfasst, die in Richtung der Drehrichtung, in welche sich das Turbinenrad 50 beim Betrieb der Aufladeeinrichtung 34 dreht, gekrümmt sind. Der Schaufeleintrittswinkel ß1s ist vorteilhafterweise größer als 100° und kleiner als150°, was eine Vorwärtskrümmung Äß1s bis nahe an 60° bedeutet.
Wie der Fig. 12 zu entnehmen ist, wird der Schaufeleinsatzwinkel ßis zwischen der Eintrittstangente 98 und der Umfangstangente 100 an der Laufradschaufel 90
eingeschlossen. Die Vorwärtskrümmung Δβ1β bezieht sich auf den Winkel, um den die Laufradschaufel 90 gegenüber einer mittels einer punktierten Linie 102 angedeuteten radialen Erstreckung hinsichtlich ihrer Eintrittstangente 98 geneigt ist.
Da es sich bei der Turbine 52 um eine so genannte Kaltluft-Turbine handelt, ergeben sich bei entsprechender Gestaltung des Turbinenrads 50 Spannungen, die mit
Aluminiumwerkstoffen noch beherrschbar sind. Das prinzipielle Wirkungsgradverhalten des Turbinenrads 50 mit den vorwärtsgekrümmten Laufradschaufeln 90
(vorwärtsgekrümmte Beschaufelung) im Vergleich zu einer rein radialen Erstreckung der Beschaufelung wird durch die Fig. 13 wiedergegeben.
Die Fig. 13 zeigt ein zweites Diagramm 104, auf dessen Abszisse 106 die Schnelllaufzahl aufgetragen ist. Auf der Ordinate 108 des zweiten Diagramms 104 ist der
Turbinenwirkungsgrad ητ aufgetragen. Ein erster Verlauf 110 bezieht sich auf die rein radial verlaufende Beschaufelung, während sich ein zweiter Verlauf 112 auf die vorwärtsgekrümmte Beschaufelung des Turbinenrads 50 bezieht, wobei der
Schaufeleintrittswinkel ß s größer als 90° ist. Betrachtet wird dabei ein zumindest im Wesentlichen optimaler Reaktionsgrad von größer als 0,5. Das Wirkungsgradoptimum lässt sich über die Vorwärtskrümmung der Laufradschaufeln 90 hin zu höheren
Schnelllaufzahlen verschieben, was für die Nennpunktauslegung der als
Expansionsturbine ausgebildeten Turbine 52 vorteilhaft sein kann.
Für das Betriebsverhalten der Aufladeeinrichtung 34 ist die vorwärtsgekrümmte
Beschaufelung neben dem Vorteil der zumindest teilweisen Kompensation der
Axialkräfte, auch in vielen Betriebsphasen wie zum Beispiel in instationären Hochlauf- und Verzögerungsphasen, vorteilhaft. Hier sind aufgrund des Wirkungsgrads höhere
Schnelllaufzahlen möglich, so dass gegenüber einer rein radial verlaufenden
Beschaufelung die Ventilationsneigung der vorwärtsgekrümmten Beschaufelung bei den durch den weiteren Elektromotor 62 maßgebend bestimmten Drehzahl- und
Gasdurchsatzänderungen geringer ausfällt. Dies führt in Summe der relevanten Fahrzyklen zu einer Wirkungsgraderhöhung der Aufladeeinrichtung 34 mit dem Turbinenrad 50, dessen Laufradschaufeln 90 vorwärtsgekrümmt sind.

Claims

Patentansprüche
1. Aufladeeinrichtung (34) für eine Brennstoffzelle (10), mit einer Turbine (52), welche ein Gehäuseteil (86) mit einem Aufnahmeraum aufweist, in welchem ein Turbinenrad (50) der Turbine (52) um eine Drehachse relativ zu dem Gehäuseteil (86) drehbar aufgenommen ist, wobei das Turbinenrad (50) Laufradschaufeln (90) umfasst, über die das Turbinenrad (50) in einem Eintrittsbereich von einem Medium, insbesondere von einem gasförmigen Abgas der Brennstoffzelle (10), anströmbar ist und die zumindest in dem Eintrittsbereich vorwärtsgekrümmt ausgebildet sind.
2. Aufladeeinrichtung (34) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein mit dem Turbinenrad (50) verbundenes Kompensationselement (72) zur zumindest teilweisen Kompensation von Axialkräften und ein um die Drehachse drehbares Verdichterrad (38), mittels welchem ein der Brennstoffzelle (10) zuzuführendes weiteres Medium, insbesondere Luft, verdichtbar ist, vorgesehen sind, wobei das Kompensationselement (72) zumindest bereichsweise über wenigstens einen Kanal (79) mit einem in Strömungsrichtung des zu verdichtenden weiteren Mediums stromab des Verdichterrads (38) herrschenden Austrittsdruck (P2t) beaufschlagbar ist.
3. Aufladeeinrichtung (34) nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kompensationselement (72) mit einem in dem Eintrittsbereich herrschenden Eintrittsdruck (P3t) zumindest bereichsweise beaufschlagbar ist.
4. Aufladeeinrichtung (34) nach einem der Ansprüche 2 oder 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kompensationselement (72) einen von einem Eintrittsdurchmesser (D3) des Eintrittsbereiches unterschiedlichen Durchmesser (Ds) aufweist.
5. Aufladeeinrichtung (34) nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Durchmesser (Ds) des Kompensationselements (72) größer ist als der
Eintrittsdurchmesser (D3) des Eintrittsbereiches.
6. Aufladeeinrichtung (34) nach einem der Ansprüche 2 bis 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verdichterrad (38) Verdichterschaufeln zum Verdichten des weiteren Mediums umfasst, welche vorwärtsgekrümmt ausgebildet sind.
7. Aufladeeinrichtung (34) nach einem der Ansprüche 2 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kompensationselement (72) mit dem stromab des Verdichterrads (38) herrschenden Austrittsdruck (P2t) in einem Bereich des Kompensationselements (72) beaufschlagbar ist, wobei mittels des Bereichs, des Gehäuseteils (86) und zumindest zweier Dichtungselemente (82, 83) der Aufladeeinrichtung (34) eine Kammer (80) begrenzt ist.
8. Aufladeeinrichtung (34) nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Dichtungselemente (82, 83) jeweils einerseits an dem Gehäuseteil (86) und andererseits an dem Kompensationselement (72) oder dem Turbinenrad (50) oder einer Welle abgestützt sind, mit welcher das Turbinenrad (50) und/oder das
Kompensationselement (72) drehfest verbunden ist.
9. Aufladeeinrichtung (34) nach einem der Ansprüche 7 oder 8,
dadurch gekennzeichnet, dass
zumindest eines der Dichtungselemente (82, 83) als Kolbenring für einen Kolben einer Hubkolbenmaschine oder als berührungslose Dichtung, insbesondere als Labyrinthdichtung, ausgebildet ist.
10. Aufladeeinrichtung (34) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
wenigstens ein Schaufeleintrittswinkel (ß1s) der Laufradschaufeln (90) größer als 100 Grad und kleiner als 150 Grad ist.
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Families Citing this family (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014008556A1 (de) 2014-06-09 2015-12-17 Manfred Stute Turbo-Klima-Anlage
FR3033836B1 (fr) * 2015-03-19 2018-08-03 Valeo Systemes De Controle Moteur Systeme de production d'energie ou de couple
CN104976146B (zh) * 2015-06-19 2017-09-26 同济大学 一种燃料电池发动机用两级增压直驱空气压缩机
DE102015012995A1 (de) 2015-10-08 2016-04-14 Daimler Ag Turbo-Klima-Anlage mit Nieder- und Hochdruck-Stufe
US10788042B2 (en) * 2016-06-20 2020-09-29 Superturbo Technologies, Inc. Traction drive fuel cell pump
KR101875653B1 (ko) 2016-10-10 2018-07-06 현대자동차 주식회사 연료전지 배출 수소 농도 저감장치
JP2018152181A (ja) * 2017-03-10 2018-09-27 株式会社豊田自動織機 燃料電池システム
US10871519B2 (en) 2017-11-07 2020-12-22 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Fuel cell stack prediction utilizing IHOS
JP6944853B2 (ja) * 2017-11-15 2021-10-06 株式会社マーレ フィルターシステムズ 電動コンプレッサ
CN107946613A (zh) * 2017-11-15 2018-04-20 孙军 一种液力驱动的燃料电池增压进气系统
GB2568733B (en) * 2017-11-24 2022-06-15 Cummins Ltd Method of designing a turbine
US10714767B2 (en) 2017-12-07 2020-07-14 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Fuel cell air system safe operating region
US10590942B2 (en) 2017-12-08 2020-03-17 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Interpolation of homotopic operating states
US11482719B2 (en) 2017-12-08 2022-10-25 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Equation based state estimate for air system controller
US10665875B2 (en) 2017-12-08 2020-05-26 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Path control concept
US10971748B2 (en) 2017-12-08 2021-04-06 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Implementation of feedforward and feedback control in state mediator
US10985391B2 (en) 2018-03-06 2021-04-20 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Real time iterative solution using recursive calculation
US10547070B2 (en) 2018-03-09 2020-01-28 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. STL actuation-path planning
US11920605B2 (en) 2018-09-19 2024-03-05 Borgwarner Inc. Rotating machine and mating ring included therein
US11384772B2 (en) 2018-09-19 2022-07-12 Borgwarner Inc. Rotating machine and mating ring included therein
US11078807B2 (en) 2018-09-19 2021-08-03 Borgwarner Inc. Turbocharger and mating ring included therein
JP7643308B2 (ja) 2021-11-25 2025-03-11 株式会社豊田自動織機 燃料電池用流体機械
US20250043817A1 (en) * 2023-08-03 2025-02-06 Garrett Transportation I Inc. Airfoil bearing arrangement and method for making the same

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102007058962A1 (de) * 2007-12-07 2009-06-10 Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg Variable Turbinengeometrie

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4830102A (de) * 1971-08-21 1973-04-20
US4170435A (en) * 1977-10-14 1979-10-09 Swearingen Judson S Thrust controlled rotary apparatus
DE2920479A1 (de) * 1978-06-21 1980-01-17 Kuehnle Kopp Kausch Ag Verfahren zum steuern des ladedrucks bei einem verbrennungsmotor und abgasturbolader zum durchfuehren dieses verfahrens
DE4021097A1 (de) * 1990-07-02 1992-01-09 Siemens Ag Brennstoffzellen-kraftwerk
US5932940A (en) * 1996-07-16 1999-08-03 Massachusetts Institute Of Technology Microturbomachinery
JP3537349B2 (ja) * 1998-04-20 2004-06-14 日機装株式会社 スラストバランス装置
DE10108187A1 (de) * 2001-02-21 2002-10-02 Xcellsis Gmbh Brennstoffzellensystem mit einer Druckwechseladsorptionseinheit
DE10216953B4 (de) * 2002-04-17 2006-02-23 Daimlerchrysler Ag Vorrichtung und Verfahren zur Versorgung einer Brennstoffzelle mit Prozessluft und deren Verwendung
JP4579560B2 (ja) * 2003-06-30 2010-11-10 川崎重工業株式会社 燃料電池・常圧タービン・ハイブリッドシステム
US6925806B1 (en) * 2004-04-21 2005-08-09 Honeywell International, Inc. Variable geometry assembly for turbochargers
DE102006003799B4 (de) * 2006-01-25 2010-05-06 Daimler Ag Brennstoffzellensystem mit Brennstoffzelle, Wasserstoffspeicher und Anodenkreislauf und dessen Verwendung
US7700207B2 (en) * 2006-11-09 2010-04-20 Gm Global Technology Operations, Inc. Turbocompressor shutdown mechanism
US7775758B2 (en) * 2007-02-14 2010-08-17 Pratt & Whitney Canada Corp. Impeller rear cavity thrust adjustor
DE102008007616A1 (de) 2008-02-04 2009-08-06 Universität Siegen Rotorblattgestaltung für eine Wellsturbine
DE102008018863A1 (de) * 2008-04-15 2009-10-22 Daimler Ag Vorrichtung zur Luftversorgung
DE102008022627A1 (de) * 2008-05-08 2009-11-12 Daimler Ag Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben eines Abgasturboladers einer Brennkraftmaschine
DE102008032492A1 (de) * 2008-07-05 2010-01-07 Daimler Ag Turbinengehäuse für einen Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine
DE102008039488A1 (de) * 2008-08-23 2010-02-25 Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg Ladeeinrichtung
DE102008049689A1 (de) * 2008-09-30 2010-04-01 Daimler Ag Luftversorgungseinrichtung für einen Brennstoffzellenstapel, Brennstoffzellensystem und Verfahren zum Betreiben einer Luftversorgungseinrichtung
DE102010000816A1 (de) * 2010-01-12 2011-07-14 Robert Bosch GmbH, 70469 Antriebssystem für ein Fahrzeug sowie Lader
DE102010026909A1 (de) * 2010-03-19 2011-09-22 Daimler Ag Aufladeeinrichtung für eine Brennstoffzelle
US8353161B2 (en) * 2010-04-19 2013-01-15 Honeywell International Inc. High diffusion turbine wheel with hub bulb
US8453445B2 (en) * 2010-04-19 2013-06-04 Honeywell International Inc. Axial turbine with parallel flow compressor
EP2971607B1 (de) * 2013-03-13 2019-06-26 United Technologies Corporation Schubausgleich für lüfterantrieb

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102007058962A1 (de) * 2007-12-07 2009-06-10 Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg Variable Turbinengeometrie

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of WO2013079155A2 *

Also Published As

Publication number Publication date
DE102011119881A1 (de) 2013-06-06
US20140370412A1 (en) 2014-12-18
JP2015505927A (ja) 2015-02-26
JP5921706B2 (ja) 2016-05-24
WO2013079155A3 (de) 2013-07-25
CN103975127B (zh) 2016-07-06
WO2013079155A2 (de) 2013-06-06
CN103975127A (zh) 2014-08-06

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