ES2238795T3 - Turbocargador de gas de escape. - Google Patents
Turbocargador de gas de escape.Info
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Abstract
Turbocargador de gas de escape para un motor de combustión interna, cuya turbina de gas de escape posee un rodete con por lo menos una sección transversal de entrada de corriente semiaxial y con por lo menos una sección transversal de entrada de corriente radial como asimismo tiene una geometría de turbina variable para un ajuste variable de por lo menos una de estas secciones transversales de entrada de corriente; así como con un compresor, que puede ser unido con el tracto de aspiración del motor de combustión interna; en este caso, la relación (Dv/DT, m) del diámetro de salida del compresor (Dv) con respecto al diámetro de entrada medio (DT, m) de la turbina puede ser ajustada de una manera variable -en función del ajuste de la geometría de turbina variable- entre un valor mínimo y un valor máximo; turbocargador éste que está caracterizado porque el valor mínimo es más pequeño de 1.1, mientras que el diámetro medio de entrada (DT, m) de la turbina es calculado según la relación de DT, m= DT, x + (DT, r - DT, x)* AT, r/(AT, r + AT, x) en la cual: DT, x representa el diámetro de entrada semiaxial de la turbina; DT, r representa el diámetro de entrada radial de la turbina; AT, r representa la superficie de la sección transversal de entrada de la corriente radial; AT, x representa la superficie de la sección transversal de entrada de la corriente semiaxial; como asimismo está este turbocargador caracterizado porque la relación de la sección transversal de entrada de corriente semiaxial con respecto a la sección transversal de entrada de corriente radial es -estando abiertas la vía de corriente semiaxial y la vía de corriente radial- de aproximadamente 0.1.
Description
Turbocargador de gas de escape.
La presente invención se refiere a un
turbocargador de gas de escape para un motor de combustión interna,
conforme a lo indicado en el preámbulo de la reivindicación de
patente 1).
Por medio de la Patente Alemana Núm. De 43 30 487
C1 ya es conocido un turbocargador de gas de escape, cuya turbina
de gas de escape posee un rodete con una sección transversal de
entrada de corriente de forma semiaxial y con una sección
transversal de entrada de corriente de forma radial. Dentro de la
zona de la sección transversal de entrada de corriente de forma
semiaxial está dispuesta una rejilla de guía rígida, mientras que
dentro de la zona de la sección transversal de entrada de corriente
de forma radial está prevista, en cambio, una rejilla de guía con
unos álabes de guía regulables, a través de los cuales puede ser
variada la superficie de la sección transversal de entrada de
corriente de forma radial en función de la posición de estos álabes
de guía.
Durante el funcionamiento del arranque, la
rejilla de guía radial es colocada en su posición de bloqueo, de
tal modo que quede bloqueada la aportación radial de la corriente
hacia el rodete y que la corriente de masa del gas de escape pueda
pasar -a través de la sección transversal de entrada de corriente
de forma semiaxial- hacia el rodete e incida en este rodete con un
ángulo favorable en cuanto a la aerodinámica. Dentro de un régimen
a carga parcial así como a plena carga, la rejilla de guía radial
es abierta, de tal manera que por la sección transversal de entrada
de corriente de forma radial pueda pasar una mayor parte
proporcional de la corriente de masa del gas de escape.
En el funcionamiento del freno por motor, la
variable geometría de la turbina -la que es proporcionada por medio
de la regulable rejilla de guía radial- puede ser aprovechada para
aumentar la potencia del frenado. A este efecto, los álabes de guía
son colocados en su posición de remanso, lo cual conduce al
desarrollo de una más elevada contrapresión del gas de escape. Al
mismo tiempo, el gas de escape fluye con una elevada velocidad por
los canales entre los álabes de guía o por la sección transversal
de entrada de corriente de forma semiaxial, y el mismo impulsa así
el rodete de la turbina, por lo cual es incrementada también la
capacidad del compresor y el aire de combustión, que es aportado
por el motor, es puesto por el compresor a una sobrepresión.
Como consecuencia, el cilindro es impulsado -por
el lado de su entrada- por una más elevada presión de carga y, por
el lado de salida, resulta que entre la salida del cilindro y el
turbocargador del gas de escape se presenta una sobrepresión, que
actúa en contra de la evacuación del aire -que es comprimido dentro
del cilindro- a través de las válvulas de descompresión y hacia el
interior del tracto del gas de escape. Durante un funcionamiento
del freno por motor, el pistón tiene que realizar -tanto en la
carrera de la compresión como en la carrera de la expulsión- un
trabajo de compresión en contra de la elevada sobrepresión dentro
del tracto del gas de escape, por lo cual es conseguido un mayor
efecto en el frenado.
En cuanto al restante estado actual de la técnica
se remite aquí, de forma complementaria, a la Patente Alemana Núm.
DE 196 15 237 A1; a la Patente Internacional Núm. WO 84/04136; así
como a la Patente Alemana Núm. DE 197 27 140 C1, que es de
publicación posterior.
La presente invención tiene el objeto de
perfeccionar el rendimiento de un turbocargador de gas de escape,
del tipo indicado en el preámbulo de la reivindicación de patente
1), dentro de una amplia gama de su funcionamiento.
De acuerdo con la presente invención, este objeto
se consigue por medio de las características indicadas en la
reivindicación de patente 1).
En cuanto a un intensivo funcionamiento de las
turbinas de gas de escape se ha de tener en cuenta, que un gran
diámetro del rodete trae consigo ciertas ventajas en el rendimiento
dentro de la gama superior de los números de revoluciones del
motor. Los posibles inconvenientes de unos grandes diámetros del
rodete -en lo que se refiere a un mayor consumo en combustible, y
los mismos se pueden producir a causa de una mayor inercia del
rodete- quedan compensados de sobremanera por la posibilidad de un
remanso de la variable rejilla de guía. Se ha puesto de manifiesto
que, con una proporción entre el diámetro de la rueda del compresor
y el diámetro del rodete de la turbina de, como máximo, 1.1, son
predominantes, y por mucho, las ventajas de un gran diámetro del
rodete de la turbina.
Para el cálculo de la relación entre la rueda del
compresor y el rodete de la turbina es determinado, en primer
lugar, un valor de promedio para el diámetro del rodete de la
turbina. En este cálculo del valor medio entran -con una distinta
ponderación- el diámetro de entrada semiaxial de la turbina así como
el diámetro de entrada radial de la turbina; en este caso, para la
ponderación de estas dos componentes es empleada la proporción
entre la superficie de la sección transversal de entrada de
corriente de forma radial y la suma de la sección transversal de
entrada de corriente de forma semiaxial y de la sección transversal
de entrada de corriente de forma radial. La sección transversal de
entrada de corriente de forma semiaxial y la sección transversal de
entrada de corriente de forma radial corresponden a la superficie
de salida de la rejilla de guía en la aportación de corriente
semiaxial y en la aportación de corriente radial, respectivamente.
A continuación, el diámetro medio del rodete de la turbina es
tomado como la base para el cálculo de la relación entre la rueda
del compresor y el rodete de la turbina.
El valor máximo de la relación entre la rueda del
compresor y el rodete de la turbina es conseguido al estar al
nivel mínimo el diámetro medio del rodete de la turbina. Este caso
se produce si la mayor parte proporcional de la corriente de masa
del gas de escape se hace pasar por aquella aportación de la
corriente, la cual guarda una más reducida distancia con el eje de
la turbina y la que, por regla general, es la aportación de
corriente de forma semiaxial. A la inversa, el valor mínimo de la
proporción entre la rueda del compresor y el rodete de la turbina
se obtiene al estar al nivel máximo el diámetro medio del rodete
de la turbina lo cual ocurre, normalmente, por una preferida
aportación radial de la corriente.
El valor de promedio del diámetro del rodete de
la turbina no representa ninguna magnitud constante, sino la misma
puede variar entre un valor máximo y un valor mínimo, en base a los
variables factores de la ponderación y en función de los valores de
la posición de la geometría variable de la turbina. Por
consiguiente, a través de la geometría variable de la turbina puede
ser ajustado el valor medio del diámetro del rodete de la turbina.
Según la presente invención, el valor mínimo de la relación entre
la rueda del compresor y el rodete de la turbina no debe
sobrepasar el valor de 1.1, lo cual significa que el diámetro del
rodete de la turbina ha de ser -en comparación con el diámetro de
la rueda del compresor- de una determinada magnitud mínima.
Gracias a ello, la turbina de un turbocargador de
gas de escape -con la geometría de un ajuste variable- puede ser
ajustada de manera óptima según los criterios de una mejora en el
rendimiento y de una reducción en el consumo. Debido a la
variabilidad del diámetro del rodete de la turbina, ahora puede
estar cubierta -en lugar de un punto individual del funcionamiento-
toda una gama de funcionamiento que, con una carga pequeña y un
reducido número de revoluciones, está desplazada en el sentido de
un más favorable consumo de combustible y la que se encuentra
-dentro del régimen de carga parcial y de plena carga- dentro de la
zona del grado óptimo en el rendimiento.
A causa de la variabilidad en el diámetro medio
del rodete de la turbina, se puede hablar aquí también de un
rodete de turbina quasi-variable, que posee las
mismas propiedades como un rodete de turbina, cuyo diámetro puede
ser regulado con una variación física, pero el primero no esta
equipado con la geometría y con la cinemática tan complicadas de un
rodete de turbina de tipo variable. El diámetro medio del rodete de
la turbina juega, en este caso, el papel de un diámetro hipotético,
cuya variación tiene lugar por medio de una aportación de corriente
de distinta intensidad y de forma semiaxial y radial,
respectivamente.
El cálculo del valor de promedio del diámetro del
rodete de la turbina es independiente de la selección de la
variable geometría de la turbina. Tanto por el empleo de una
rejilla de guía radial con unos álabes de guía regulables como
asimismo por el empleo de una corredera axial dentro de la entrada
semiaxial de la turbina o bien por ser empleados simultáneamente
los dos dispositivos de bloqueo anteriormente mencionados, puede
ser aplicada la relación para el valor medio del diámetro del
rodete de la turbina, el cual puede ser tomado como base para la
determinación de la relación entre el diámetro de la rueda del
compresor y el diámetro del rodete de la turbina. Dado el caso,
también puede ser empleada una turbina de mariposas.
Con un valor mínimo elegido, de manera
preferente, de 0.9- es decir, siempre más pequeño de 1.0- y con un
valor máximo de 1.2, resulta que la relación entre el diámetro de
la rueda del compresor y el diámetro del rodete de la turbina puede
ser variado dentro de un ancho de banda entre por lo menos 0.9 y
1.2, como máximo. Este ancho de banda sobrepasa el máximo del grado
de rendimiento de la turbina.
Al ser el valor mínimo fijado como más pequeño de
1.0, resulta que el diámetro hipotético del rodete de la turbina es
-en una posición del dispositivo de bloqueo de la geometría
variable de la turbina, la cual corresponde a este mismo valor-
mayor que el diámetro de la rueda del compresor. El diámetro medio
del rodete de la turbina sobrepasa, por consiguiente, del diámetro
de la rueda del compresor.
Por medio del dispositivo de bloqueo de la
geometría variable de la turbina pueden ser reguladas las
corrientes de masa de gas de escape hacia el rodete de la turbina.
En función del dispositivo de bloqueo, y de la posición de éste
último, fluyen unas corrientes de masa de distintas magnitudes -a
través de la aportación de corriente semiaxial y de la aportación
de corriente radial, respectivamente- hacia el rodete. Estas
corrientes de masa pueden ser influenciadas, adicionalmente, por la
relación entre la sección transversal de entrada de corriente de
forma semiaxial y la sección transversal de entrada de corriente de
forma radial. Como conveniente se ha acreditado aquí una relación
de 0.1 entre la sección transversal de entrada de corriente de
forma semiaxial y la sección transversal de entrada de corriente de
forma radial al encontrarse abierta la rejilla de guía teniendo en
cuenta que, con esta relación, la aportación de corriente semiaxial
es de una sección transversal más estrecha, y unas velocidades de
corriente relativamente elevadas dentro de la tobera anular de
forma semiaxial ya pueden ser conseguidas a unas reducidas
contrapresiones del gas de escape.
Al ser empleada -como tal geometría variable de
la turbina- una rejilla de guía radial con unos álabes de guía
regulables dentro de la zona de la aportación radial de la
corriente, el valor máximo de la relación entre la rueda del
compresor y el rodete de la turbina es conseguido, de una manera
conveniente, con la rejilla de guía cerrada, mientras que el valor
mínimo se consigue con una rejilla de guía abierta.
Lo mismo ha de ser aplicado también para el caso
de ser empleada una corredera axial dentro de la zona de la
aportación de corriente radial.
No obstante, y según otra conveniente forma para
la realización de la presente invención, también puede ser
empleado un dispositivo de bloqueo dentro de la zona de la
aportación de corriente semiaxial; en este caso, sin embargo, el
valor máximo se consigue con el dispositivo de bloqueo abierto,
mientras que el valor mínimo es conseguido con este dispositivo de
bloqueo cerrado.
Dado el caso, estos dispositivos de bloqueo
pueden ser empleados tanto en la aportación de corriente semiaxial
como asimismo en la aportación de corriente radial.
Unas convenientes formas de realización y las
demás ventajas de la presente invención pueden ser apreciadas en
las reivindicaciones secundarias, en la descripción relacionada a
continuación, así como en los planos adjuntos, en los cuales:
La Figura 1 muestra la vista de sección de una
turbina de gas de escape; con una aportación de corriente
semiaxial, con una aportación de corriente radial así como con una
rejilla de guía radial.
La Figura 2 indica la vista frontal del rodete de
la turbina con la rejilla de guía radial; mientras que
La Figura 3 muestra la vista de sección de una
turbina de gas de escape con una corredera axial.
La turbina radial de gas de escape 2 de un
turbocargador de gas de escape, la cual está indicada en la Figura
1, es impulsada a través de los gases de escape de un motor de
combustión interna de un vehículo industrial o de un vehículo
automóvil de turismo. El movimiento del rodete 7 de la turbina es
transmitido -por medio del árbol 3- sobre un compresor del
turbocargador, el cual está dispuesto dentro del tracto de
aspiración y el que, a los efectos de aumentar la potencia del
motor de combustión interna, comprime el aspirado aire fresco a una
más elevada compresión de carga.
La turbina 2 posee una carcasa 4 en forma de
espiral y de una sola boca, en la cual están realizados un canal de
corriente 5 con una boca aerodinámica 6. A través de la boca 6, el
gas de escape es conducido hacia una zona de desembocadura en forma
de tobera anular 8, con una aportación de corriente semiaxial y en
forma de tobera anular 8a así como con una aportación de corriente
radial y en forma de tobera anular 8b; en este caso, las
aportaciones de corriente, 8a y 8b, se encuentran situadas
inmediatamente por delante de los álabes 9 del rodete 7 de la
turbina, y las mismas tienen las secciones transversales de entrada
de corriente A_{T,x} y A_{T,r}, respectivamente. La aportación
de corriente semiaxial 8a se encuentra dispuesta a una mayor
distancia radial del eje 16 de la turbina que la aportación de
corriente radial 8b.
Dentro de la aportación de corriente semiaxial 8a
está prevista una rejilla rígida 10, mientras que dentro de la
aportación de corriente radial 8b está dispuesta una rejilla de
guía variable 11. La sección transversal de entrada de corriente
A_{T,x} dentro de la zona de la aportación de corriente semiaxial
8a es constante e invariable; en cambio, la sección transversal de
entrada de corriente A_{T,r} dentro de la zona de la aportación
de corriente radial 8b puede ser variada en función de la posición
de la rejilla de guía 11. Las secciones transversales de entrada de
corriente, A_{T,x} y A_{T,r}, corresponden a las superficies de
salida de la rejilla rígida 10 y de la rejilla de guía 11,
respectivamente. En la posición de bloqueo de la rejilla de guía
radial 11 -y con una corriente completamente bloqueada por la
aportación de corriente radial 8b- resulta, que la sección
transversal de entrada de corriente radial A_{T,r} es igual a
cero. Estando la rejilla de guía radial 11 en la posición de
apertura, la sección transversal de entrada de corriente radial
A_{T,r} toma un valor máximo.
El diámetro de entrada semiaxial D_{T,x} de la
turbina determina el diámetro medio de los álabes 9 de la turbina
dentro de la zona de la sección transversal de entrada de corriente
semiaxial A_{T,x}. El diámetro de entrada radial D_{T,r} de la
turbina define el diámetro de los álabes 9 de la turbina de la zona
de la sección transversal de entrada de corriente radial A_{T,r}.
Tanto el diámetro de entrada de turbina semiaxial D_{T,x} como el
diámetro de entrada de turbina radial D_{T,r} representan unas
magnitudes constantes, que están en función de la selección de la
turbina y las que, además, no pueden ser variadas como tales
magnitudes.
En base a los diámetros de entrada de turbina
semiaxial y radial, D_{T,x} y D_{T,r}, respectivamente, así como
de las secciones transversales de entrada de corriente, A_{T,x} y
A_{T,r}, respectivamente, se puede calcular, según la relación
de
D_{T,m} =
D_{T,x} + (D_{T,r} - D_{T,x})\text{*} \ A_{T,r}/(A_{T,r} +
A_{T,x})
un diámetro medio de entrada a la
turbina, D_{T,m}, que es tomado como base en el cálculo de la
relación D_{v}/D_{T,m} como el cociente de ajuste del diámetro
de salida D_{v} del compresor y del diámetro medio de entrada a
la turbina D_{T,m}. Debido a la variable sección transversal de
entrada de corriente radial A_{T,r} resulta que, en función de la
posición de la rejilla de guía 11, esta relación entre
D_{v}/D_{T,m} puede tomar unos valores bien distintos. Los
diámetros son elegidos de tal manera, que el valor mínimo de la
relación de D_{v}/D_{T,m} - el cual es conseguido con la
rejilla de guía radial 11 abierta - sea más pequeño de 1.1 y, en
los motores de gran volumen, tal como los mismos se emplean, por
ejemplo, en los vehículos industriales, sea, dado el caso, más
pequeño de 1.0. Esto significa que el diámetro medio hipotético del
rodete de la turbina sea -en una posición que corresponde al valor
mínimo de la rejilla de guía variable 11- ligeramente más pequeño
(valor mínimo 1.1) o incluso pueda ser mayor (valor mínimo menor de
1.0) que el diámetro de la rueda del compresor. El valor máximo de
la relación de D_{v}/D_{T,m} se consigue en la posición de
bloqueo de la rejilla de guía 11, en la cual la sección transversal
de entrada de corriente radial A_{T,r} se pone a cero o a un
mínimo y en la que asimismo el diámetro medio de entrada de turbina
D_{T,m} toma un valor mínimo. A la inversa, el valor mínimo de la
relación de D_{v}/D_{T,m} es conseguido en la posición de
apertura de la rejilla de guía 11, teniendo en cuenta que ahora la
sección transversal de entrada de corriente radial A_{T,r} así
como el diámetro medio de entrada de turbina D_{T,m} alcanza un
valor máximo. El valor mínimo de la relación es, de una manera
conveniente, de por lo menos 0.9, mientras que el valor máximo de
la misma está entre 1.0 y 1.2. Una gama preferida de este valor se
encuentra entre 0.98 y
1.09.
Dado el caso, el valor máximo también puede ser
más reducido de 1.0.
La gama de funcionamiento o de régimen está en
función de la cilindrada del motor de combustión interna. En unos
vehículos industriales de gran cilindrada, el valor mínimo puede
estar por debajo de 1.0 y, en los vehículos automóviles de turismo,
con una cilindrada más pequeña, este valor mínimo puede ser más
reducido de 1.1.
Por medio de la rejilla de guía, que es regulable
dentro de la zona de la aportación de corriente semiaxial y/o de
la aportación de corriente radial, 8a y 8b, respectivamente, puede
ser ajustada la relación entre la corriente parcial semiaxial y la
corriente parcial radial del gas de escape hacia el rodete de la
turbina. Habida cuenta de que son de unas distintas magnitudes los
diámetros de turbina D_{T,x} y D_{T,r} dentro de la aportación
de corriente semiaxial y de la aportación de corriente radial,
este hecho es equivalente a una variación en el diámetro del rodete
de la turbina. Gracias a ello, las propiedades del funcionamiento
de la turbina pueden ser ajustadas durante el funcionamiento de
ésta así como en función de la respectiva situación.
De una manera conveniente, la proporción entre la
sección transversal de entrada de corriente semiaxial y la sección
transversal de entrada de corriente radial es de aproximadamente
0.1, de tal modo que la sección transversal de entrada de corriente
semiaxial ocupe solamente un 10% de la superficie de la sección
transversal de entrada de corriente radial al encontrarse la
rejilla de guía 11 en su posición de apertura. En la posición de
bloqueo de la rejilla de guía 11 es así, que la totalidad de la
corriente de gas de escape ha de pasar por la aportación de
corriente semiaxial 8a; en este caso, y en base a la más estrecha
sección transversal de este camino de la corriente, se consiguen
unas elevadas velocidades en el gas de escape, por lo que este gas
de escape incide con un fuerte impulso de corriente en el rodete de
la turbina.
Tal como esto también puede ser apreciado en la
Figura 1, resulta que para las secciones transversales de entrada
de corriente, A_{T,x} y A_{T,r}, están previstos unos ángulos de
salida de rejilla, \alpha_{T,x} y \alpha_{T,r},
respectivamente. El ángulo de salida de rejilla semiaxial
\alpha_{T,x} -que representa el ángulo, con el cual la
corriente pasa por la rejilla semiaxial 10 para incidir sobre la
circunferencia del rodete 7- es invariable al ser empleada una
rejilla rígida dentro de la aportación de corriente semiaxial
8a.
Según lo indicado en la Figura 2, el ángulo de
salida radial \alpha_{T,r} de la rejilla representa aquél
ángulo dentro de la zona de la rejilla de guía variable 11, con el
cual la corriente entra entre unos colindantes álabes de guía -que
están fijados en unos ejes de guía giratorios 13- frente a una
tangente a la circunferencia del rodete 7. En función de la
posición de estos álabes de guía 12 varía la magnitud del ángulo de
salida radial \alpha_{T,r} de la rejilla; en este caso, la
sección transversal de entrada de corriente radial entre estos
colindantes álabes de guía 12 puede ser expresada como la función
del ángulo de salida radial \alpha_{T,r} de la rejilla. En la
posición de bloqueo de la rejilla de guía radial 11, resulta que la
sección transversal de entrada de corriente radial A_{T,r} y el
ángulo de salida radial \alpha_{T,r} son igual a cero, mientras
que, en la posición de apertura máxima, estos dos valores
representan el máximo.
En el modificado ejemplo de realización según la
Figura 3 es así, que la geometría variable de la turbina 2 está
realizada aquí en forma de una corredera axial 14, que está
dispuesta dentro de la aportación de corriente radial 8b y cuyo
movimiento de ajuste axial 15 entre la posición de apertura y la
posición de bloqueo se extiende de forma paralela al eje 16 de la
turbina. Dentro de la aportación de corriente axial 8a está
dispuesta una rejilla rígida 10. En función de la posición de esta
corredera axial 14, las corrientes de masa del gas de escape se
dividen entre la aportación de corriente semiaxial y la aportación
de corriente radial 8a y 8b, respectivamente, y las mismas inciden
así sobre los álabes de guía 9 del rodete 7. El diámetro medio de
entrada D_{T,m} a la turbina queda determinado de la misma manera
como según el primer ejemplo de realización, es decir, del diámetro
de entrada semiaxial D_{T,x} de la turbina; del diámetro de
entrada radial D_{T,r} de la turbina; así como de la sección
transversal de entrada de corriente semiaxial A_{T,x} y de la
sección transversal de entrada de corriente radial A_{T,r}.
Puede ser conveniente emplear en la aportación de
corriente semiaxial una rejilla de guía variable y emplear en la
aportación de corriente radial una rejilla rígida. En este caso, se
mantiene de forma constante la sección transversal de entrada de
corriente radial A_{T,r}, mientras que la sección transversal de
entrada de corriente semiaxial A_{T,x} varía en función de la
posición de la rejilla de guía. El valor mínimo de la relación
D_{v}/D_{T,m} es obtenido al estar cerrada la rejilla de guía
dentro de la aportación de corriente semiaxial. El valor máximo se
presenta al estar la rejilla de guía en su posición de
apertura.
Según otra forma de realización más, resulta que
una respectiva rejilla de guía variable está prevista tanto dentro
de la aportación de corriente semiaxial como asimismo dentro de la
aportación de corriente radial.
Claims (9)
1. Turbocargador de gas de escape para un motor
de combustión interna, cuya turbina de gas de escape posee un
rodete con por lo menos una sección transversal de entrada de
corriente semiaxial y con por lo menos una sección transversal de
entrada de corriente radial como asimismo tiene una geometría de
turbina variable para un ajuste variable de por lo menos una de
estas secciones transversales de entrada de corriente; así como con
un compresor, que puede ser unido con el tracto de aspiración del
motor de combustión interna; en este caso, la relación
(D_{v}/D_{T,m}) del diámetro de salida del compresor (D_{v})
con respecto al diámetro de entrada medio (D_{T,m}) de la turbina
puede ser ajustada de una manera variable -en función del ajuste
de la geometría de turbina variable- entre un valor mínimo y un
valor máximo; turbocargador éste que está caracterizado
porque el valor mínimo es más pequeño de 1.1, mientras que el
diámetro medio de entrada (D_{T,m}) de la turbina es calculado
según la relación de
D_{T,m} =
D_{T,x} + (D_{T,r} - D_{T,x})\text{*} \ A_{T,r}/(A_{T,r} +
A_{T,x})
en la
cual:
- D_{T,x}
- representa el diámetro de entrada semiaxial de la turbina;
- D_{T,r}
- representa el diámetro de entrada radial de la turbina;
- A_{T,r}
- representa la superficie de la sección transversal de entrada de la corriente radial;
- A_{T,x}
- representa la superficie de la sección transversal de entrada de la corriente semiaxial;
como asimismo está este
turbocargador caracterizado porque la relación de la sección
transversal de entrada de corriente semiaxial con respecto a la
sección transversal de entrada de corriente radial es -estando
abiertas la vía de corriente semiaxial y la vía de corriente
radial- de aproximadamente
0.1.
2. Turbocargador de gas de escape conforme a la
reivindicación 1) y caracterizado porque el valor mínimo de
la relación (D_{v}/D_{T,m}) del diámetro de salida del compresor
(D_{v}) con respecto al diámetro medio de entrada (D_{T,m}) de
la turbina es más pequeño de 1.0.
3. Turbocargador de gas de escape conforme a las
reivindicaciones 1) o 2) y caracterizado porque el valor
mínimo de la relación de (D_{v}/D_{T,m}) del diámetro de salida
del compresor (D_{v}) con respecto al diámetro medio de entrada
(D_{T,m}) de la turbina es mayor de 0.9.
4. Turbocargador de gas de escape conforme a una
de las reivindicaciones 1) hasta 3) y caracterizado porque
el valor máximo de la relación de (D_{v}/D_{T,m}) del diámetro
de salida del compresor (D_{v}) con respecto al diámetro medio de
entrada (D_{T,m}) de la turbina se encuentra situado entre 1.0 y
1.2.
5. Turbocargador de gas de escape conforme a una
de las reivindicaciones 1) hasta 4) y caracterizado porque
-como dispositivo de bloqueo de la geometría de turbina variable-
está prevista una rejilla de guía radial, con unos álabes de guía
regulables dentro de la zona de la sección transversal de entrada
de la corriente radial.
6. Turbocargador de gas de escape conforme a una
de las reivindicaciones 1) hasta 4) y caracterizado porque
-como dispositivo de bloqueo de la geometría de turbina variable-
está prevista una corredera axial dentro de la zona de la sección
transversal de entrada de la corriente radial.
7. Turbocargador de gas de escape conforme a las
reivindicaciones 5) o 6) y caracterizado porque el valor
máximo de la relación de (D_{v}/D_{T,m}) del diámetro de salida
del compresor (D_{v}) con respecto al diámetro medio de entrada
(D_{T,m}) de la turbina puede ser conseguido con el dispositivo
de bloqueo cerrado, mientras que el valor mínimo de esta relación
puede ser conseguido con el dispositivo de bloqueo abierto.
8. Turbocargador de gas de escape conforme a una
de las reivindicaciones 1) hasta 4) y caracterizado porque
el dispositivo de bloqueo de la geometría de turbina variable está
dispuesto dentro de la zona de la sección transversal de entrada de
la corriente semiaxial.
9. Turbocargador de gas de escape conforme a la
reivindicación 8) y caracterizado porque la relación de
(D_{v}/D_{T,m}) del diámetro de salida del compresor (D_{v})
con respecto al diámetro medio de la entrada (D_{T,m}) de la
turbina es más pequeña estando la corredera axial cerrada que
estando la corredera axial abierta.
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