ES2323959T3

ES2323959T3 - Sistema de turbocompresor para un motor de combustion interna que comprende un compresor de tipo radial y provisto de un impulsor con alabes de barrido trasero.

Info

Publication number: ES2323959T3
Application number: ES04732863T
Authority: ES
Inventors: Lars Sundin; Magnus Ising; Sebastian Krausche; Per Andersson
Original assignee: Volvo Lastvagnar AB
Current assignee: Volvo Truck Corp
Priority date: 2003-05-15
Filing date: 2004-05-13
Publication date: 2009-07-28
Anticipated expiration: 2024-05-13
Also published as: BRPI0410068A; ATE421032T1; CN1791740A; US8424305B2; US7937942B2; JP2007502938A; US20060123787A1; DE602004019075D1; BRPI0410068B1; JP4478685B2; WO2004101969A2; WO2004101968A3; BRPI0410364B1; CN100381689C; DE602004018915D1; JP2006529016A; WO2004101969A3; SE0301412L; US20060123781A1; EP1625290B1

Abstract

Una unidad de turbocompresor (18) para un motor de combustión interna (10) con un conducto de escape (15, 16) como mínimo, para expulsar los gases de escape de la cámara de combustión (11) del motor y un conducto de admisión (12) como mínimo, para suministrar aire a dicha cámara de combustión, comprendiendo una turbina (17) del tipo radial que interactúa con un compresor (19) del tipo radial para extraer energía del caudal de escape del motor y presurizar el aire de admisión del motor, caracterizado porque el compresor (19) está provisto de un impulsor con álabes de barrido trasero (35), donde el ángulo del álabe Beta b2, entre una prolongación imaginaria de la línea central del álabe entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior, y una línea (36) que conecta el eje central del impulsor con el extremo exterior del álabe, es como mínimo de 45º aproximadamente,

Description

Sistema de turbocompresor para un motor de combustión interna que comprende un compresor de tipo radial y provisto de un impulsor con álabes de barrido trasero.

Campo de la invención

La presente invención se refiere a una unidad de turbocompresor para un motor de combustión interna con un conducto de escape como mínimo, para expulsar los gases de escape de la cámara de combustión del motor y un conducto de admisión como mínimo, para suministrar aire a dicha cámara de combustión, comprendiendo una turbina que interactúa con un compresor, para extraer energía del caudal de escape del motor y presurizar el aire de admisión del motor.

Antecedentes

La tecnología actual con respecto a los sistemas de turbocompresor para sobrealimentar a los motores de combustión interna de tipo diesel, concretamente para vehículos pesados, normalmente comprende un compresor de una etapa que está accionado por una turbina de una etapa, ambos del tipo radial.

El documento GB-A-1438172 muestra una turbina compresor de dos etapas según la primera parte de la reivindicación 1. Los compresores adecuados para un motor diesel de 6 a 20 litros de cubicaje, normalmente tienen una eficiencia, en condiciones estacionarias, de entre el 50% y el 60% (\eta_{compresor}*\eta_{mecánico}*\eta_{turbina}). En el motor diesel contemporáneo, la ganancia en eficiencia es inferior a la de futuros motores, que necesitarán una presión de carga más alta. Son ejemplos de sistemas que elevan la necesidad de sobrealimentación, la recirculación de gases de escape para emisiones más bajas de óxidos de nitrógeno o sistemas con control variable de las válvulas de admisión.

Los sistemas de turbocompresor con una eficiencia superior al 60%, en condiciones estacionarias, ofrecen una posibilidad mayor de cumplir demandas futuras de motores respetuosos con el medio ambiente y económicos. Hasta ahora, las exigencias medioambientales sobre los motores diesel han conducido normalmente a un empeoramiento de la eficiencia, que consecuentemente ha significado que el recurso energético del combustible ha sido deficientemente utilizado.

Los impulsores modernos están provistos normalmente con álabes de barrido trasero, donde el ángulo del álabe \beta_{b2}, entre una prolongación imaginaria de la línea central del álabe entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior, y una línea que conecta el eje central del impulsor con el extremo exterior del álabe, es inferior a 35º.

Las turbinas radiales utilizadas en los turbocompresores están provistas frecuentemente de hendiduras onduladas entre los álabes de la turbina (ver figura 4) para reducir la masa de la rueda de la turbina, que tiene como resultado una mejora en la respuesta transitoria, es decir, se incrementa la capacidad de la rueda de la turbina para reaccionar ante un incremento en el caudal de escape del motor. Esto posibilita a un motor, incrementar la velocidad más rápidamente en virtud de las hendiduras onduladas que reducen el momento polar de inercia ya que eliminan material en la periferia de la rueda de la turbina. Sin embargo, las hendiduras onduladas tienen un efecto negativo sobre la eficiencia de la turbina debido a la pérdida de caudal del lado de presión al lado de aspiración en el extremo exterior de los álabes de la turbina. Otra razón para proveer a la turbina con hendiduras onduladas es reducir tensiones debidas a las temperaturas irregulares durante el encendido, apagado y los cambios de carga. Los problemas de las temperaturas irregulares son mayores en las ruedas de gran diámetro.

Una desventaja de incrementar el ángulo del álabe \beta_{b2} del compresor, es que se incrementa la velocidad periférica y en consecuencia, las tensiones en el impulsor para la misma relación de presión. Esto significa que se pueden precisar materiales con propiedades de gran resistencia. Por ejemplo, los impulsores y ruedas de aluminio fundido actuales pueden sustituirse por componentes de aluminio o titanio de forjado y mecanizado considerablemente más caros.

Resumen de la invención

Por consiguiente, es un objeto de la invención obtener una unidad de turbocompresor con buenas características en términos tanto de la respuesta transitoria como de eficiencia.

Una unidad de turbocompresor diseñada para este objetivo según la invención, para un motor de combustión interna con un conducto de escape como mínimo, para expulsar los gases de escape de la cámara de combustión del motor, y un conducto de admisión como mínimo para suministrar aire a dicha cámara de combustión, comprende una turbina que interactúa con un compresor, para extraer energía del caudal de escape del motor y presurizar el aire de admisión del motor, y caracterizado porque el compresor es del tipo radial y está provisto de un impulsor con álabes de barrido trasero, donde el ángulo del álabe \beta_{b2}, entre una prolongación imaginaria de la línea central del álabe entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior, y una línea que conecta el eje central del impulsor con el extremo exterior del álabe, es como mínimo de 45º aproximadamente, y porque la turbina que acciona el compresor es del tipo radial. En virtud de este diseño de la unidad de turbocompresor, la eficiencia se mantiene elevada al mismo tiempo que se mejora la respuesta transitoria.

Incrementar el ángulo del álabe \beta_{b2} del compresor tiene como resultado un incremento de presión para una disminución de la velocidad de rotación dada. A fin de compensar esto, se precisa un velocidad más alta o un diámetro mayor del impulsor. Un efecto inesperado es sin embargo, que la velocidad óptima de giro para la configuración del compresor se incrementa más de lo que se precisa, a fin de mantener el incremento de presión y por consiguiente el diámetro puede incluso reducirse.

Esto se puede ver a partir de los Diagramas 1 y 2, donde el Diagrama 1 muestra el factor de trabajo \Deltah_{0}IU^{2} del impulsor como función del ángulo del álabe \beta_{b2}, donde \Deltah_{0} es el incremento de entalpía y U es la velocidad periférica del impulsor. Un incremento en el ángulo del álabe \beta_{b2} desde, por ejemplo, 45º a 55º significa que el factor de trabajo disminuye aproximadamente el 5%. A fin de mantener la relación de presión, la velocidad periférica U debe incrementarse entonces en aproximadamente el 2,5% (v1,05=1,025), suponiendo una eficiencia constante.

Diagrama 1

1

La velocidad óptima de giro puede distinguirse a partir del Diagrama 2 que muestra la eficiencia como función de la velocidad de giro específica Ns y el ángulo del álabe \beta_{b2}. La velocidad de giro específica Ns se define aquí como Ns=\omega\cdot\surdVI(H_{ad})^{3/4} donde \omega = velocidad angular, V = caudal volumétrico de admisión, H_{ad} = incremento adiabático de la entalpía (=C_{p}\cdotT_{0,in}\cdot((Relación de presión)^{((k-1)/k)}-1)). Puede verse a partir del Diagrama 2 que la Ns óptima y en consecuencia la velocidad de giro, a un caudal volumétrico, relación de presión y condiciones de admisión constantes, se incrementa aproximadamente un 4% cuando el ángulo del álabe \beta_{b2} se incrementa de 45º a 55º.

Diagrama 2

2

La turbina radial que acciona al compresor puede reducirse en diámetro como mínimo en relación a la mayor velocidad de giro del compresor, que tiene como resultado un momento polar de inercia inferior. Una posibilidad de mejora alternativa es reducir o prescindir de las hendiduras onduladas. Esto significa que la eficiencia se incrementa, lo que significa que se puede utilizar un diámetro aún más pequeño.

Se pueden obtener realizaciones ilustrativas ventajosas de la invención a partir de las siguientes reivindicaciones dependientes de patente.

Utilizar el turbocompresor descrito en un sistema turbo de dos etapas tiene la ventaja que cada turbocompresor funciona con un incremento de presión inferior y consecuentemente una velocidad de giro inferior. En tales casos, se pueden utilizar los materiales actuales a pesar del gran ángulo de barrido hacia trasero (\beta_{b2}).

Breve descripción de las figuras

A continuación se describirá la invención con gran detalle, en referencia a las realizaciones ilustrativas mostradas en los dibujos adjuntos, en los cuales:

la Fig 1 muestra esquemáticamente un motor de combustión interna con un sistema de turbocompresor en dos etapas;

la Fig 2 es un corte longitudinal a través de las dos etapas del turbocompresor incluidas en el sistema de turbocompresor;

la Fig 3 muestra una vista en planta parcialmente cortada de un impulsor utilizado en la unidad de turbocompresor según la invención, y

la Fig 4, muestra, en una vista en planta, la rueda de turbina de la turbina de alta presión.

Descripción de realizaciones ilustrativas

La invención se describe aplicada en un sistema de sobrealimentación de dos etapas para, en primer lugar, motores diesel con un cubicaje de entre 6 y aproximadamente 20 litros, para utilizar preferentemente en vehículos pesados tales como camiones, autobuses y maquinaria de construcción. El sistema de sobrealimentación tiene la característica de que ofrece una sobrealimentación considerablemente más efectiva, comparado con los sistemas actuales. La sobrealimentación tiene lugar en dos etapas con dos compresores del tipo radial, conectados en serie con refrigeración intermedia. La primera etapa de compresor, referida como compresor de baja presión, está accionada por una turbina de baja presión del tipo axial. La segunda etapa de compresor, el compresor de alta presión, está accionada por una turbina de alta presión del tipo radial.

La Fig. 1 muestra un bloque motor 10 con seis cilindros 11, que comunican de una forma convencional con el colector de admisión 12 y dos colectores de escape independientes 13, 14. Cada uno de estos dos colectores de escape recibe gases de escape de tres de los cilindros. Se conducen los gases de escape a través de conductos independientes 15, 16 hasta la turbina 17 en una unidad de turbo de alta presión 18, que comprende un compresor 19 montado en un eje común con la turbina 17.

Se conducen los gases de escape hacia delante a través del conducto 20, a una turbina 21 en la unidad de turbo de baja presión 22, que comprende un compresor 23 montado en un eje común con la turbina 21. Finalmente los gases de escape se conducen hacia delante a través del conducto 24, al sistema de escape del motor, que puede comprender unidades para el tratamiento posterior de los gases de escape.

Se recibe en el motor al aire de admisión filtrado a través del conducto 25 y se conduce al compresor 23 de la unidad de turbo de baja presión 22. Un conducto 26 conduce el aire de admisión hacia delante a través de un refrigerador de aire de sobrealimentación 27, al compresor 19 de la unidad de turbo de alta presión 18. Tras esta sobrealimentación de dos etapas con refrigeración intermedia, el aire de admisión es conducido hacia delante a través del conducto 28 a un segundo refrigerador de aire de sobrealimentación 29, después de lo cual el aire de admisión alcanza el colector de admisión 12 vía el conducto 30.

El sistema de turbocompresor se muestra con mayor detalle en la Fig. 2. que ilustra las entradas dobles en espiral 15, 16 al turbo de alta presión 17, cada una proporciona la mitad del caudal de gas de la turbina con paletas de guía de entrada 17a. La turbina de alta presión 17 del tipo radial y está conectada a la turbina de baja presión 21 mediante el conducto intermedio corto 20.

La turbina de alta presión 17 está montada junto con el compresor de alta presión 19 en el eje 31. La turbina de baja presión 21 está montada correspondientemente junto con el compresor de baja presión 23 en el eje 32.

El turbo de alta presión está diseñado según la invención descrita y consiste en un compresor de alta presión con álabes que están diseñados con un gran barrido trasero, que se describirá más adelante con referencia a la Fig. 3.

Puede verse a partir de la fig. 3 que un ángulo de álabe \beta_{b2}, entre una prolongación imaginaria del álabe 35 a lo largo de la línea central entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior y una línea (de punto y raya) 36 que conecta el eje central del impulsor con el punto exterior del álabe, es, como mínimo de 45º aproximadamente, convenientemente como mínimo aproximadamente 50-55º. Los turbocompresores disponibles en el mercado tienen ángulos de álabes \beta_{b2} entre aproximadamente 25 y aproximadamente 35º. El ensayo del sistema de turbocompresor según la invención ha probado ventajoso el incrementar el ángulo de álabe a como mínimo 45º aproximadamente. El efecto de este incremento en el ángulo de álabe consiste ante todo, en que el impulsor con la turbina vinculada gira a una velocidad de giro superior para una relación de presión dada. El incremento de la velocidad significa que el diámetro, y por lo tanto la inercia de la masa, de la rueda de turbina puede reducirse. Como efecto secundario de esto, la respuesta transitoria del motor también se mejora, ya que la inercia de la masa reducida significa que la rueda de turbina se puede acelerar más fácilmente hasta su rango efectivo de velocidad. Además, se incrementa la eficiencia del compresor, ante todo como resultado del diferencial reducido de velocidad entre el caudal a lo largo del lado de presión y del lado de aspiración del álabe, lo que conduce a un caudal secundario más pequeño y por tanto menos pérdidas, y además a causa de la reducción del caudal en la salida del rotor, que conduce a pérdidas menores en el difusor que sigue.

Ambos compresores están provistos de raíles guía aguas abajo del respectivo impulsor a fin de optimizar la acumulación de presión. Este difusor es ventajosamente del tipo LSA (perfil de baja solidez), lo que significa un difusor con álabes diseñados aerodinámicamente, la longitud de los cuales tiene una relación con la distancia entre los álabes (separación), en la dirección de la circunferencia en la entrada, que se sitúa en el rango entre 0,75 y 1,5. Una característica de este tipo de difusor es que no limita el posible rango de funcionamiento (combinación de relación de presión y caudal volumétrico) del compresor tanto como un difusor convencional con álabes largos.

Se sitúa un difusor de salida 37 tras la turbina de baja presión 21 a fin de recuperar la presión dinámica de la turbina. El difusor sale hacia un colector de escape 38, que guía los gases de escape fuera del conducto de escape 24.

La turbina de alta presión 17 mostrada en la Fig. 4, que acciona el compresor de alta presión 19, es del tipo radial, con una rueda de turbina que, para un giro relativamente de alta velocidad, está hecho de un diámetro pequeño. Esto hace posible evitar las hendiduras 39 en el centro de la rueda de turbina 40 del tipo que se utilizan normalmente según el estado de la técnica en este tipo de turbina (que se conoce como "ondulado"). Estas hendiduras 39 se muestran con líneas discontinuas en la fig. 4, simplemente para ilustrar el estado de la técnica. Debido al hecho que estas hendiduras no son precisas, la rueda de turbina puede funcionar más eficientemente para una eficiencia global mayor.

La invención no se refiere como limitada a las realizaciones ilustrativas descritas anteriormente, sino que un número de variantes y modificaciones adicionales son imaginables dentro del ámbito de las siguientes reivindicaciones de patentes. Por ejemplo, la unidad de turbocompresor según la invención está descrita en relación a un motor diesel de seis cilindros con sobrealimentación de dos etapas, pero el sistema puede aplicarse a todos los diferentes motores de pistones desde un cilindro en adelante y que se accionan en un funcionamiento de dos tiempos o de cuatro tiempos. También se puede aplicar la invención a motores marinos y a motores con otros cubicajes distintos a aquellos anteriormente citados. La turbina de alta presión 17 puede no tener de paletas de guía de entrada o alternativamente estar provista de paletas de guía de entrada 17a fijas o geométricamente rotables.

Claims

1. Una unidad de turbocompresor (18) para un motor de combustión interna (10) con un conducto de escape (15, 16) como mínimo, para expulsar los gases de escape de la cámara de combustión (11) del motor y un conducto de admisión (12) como mínimo, para suministrar aire a dicha cámara de combustión, comprendiendo una turbina (17) del tipo radial que interactúa con un compresor (19) del tipo radial para extraer energía del caudal de escape del motor y presurizar el aire de admisión del motor, caracterizado porque el compresor (19) está provisto de un impulsor con álabes de barrido trasero (35), donde el ángulo del álabe \beta_{b2}, entre una prolongación imaginaria de la línea central del álabe entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior, y una línea (36) que conecta el eje central del impulsor con el extremo exterior del álabe, es como mínimo de 45º aproximadamente,

2. El sistema de turbocompresor reivindicado en la reivindicación 1, caracterizado porque el ángulo del álabe (\beta_{b2}), es como mínimo de 55º aproximadamente.

3. El sistema de turbocompresor reivindicado en las reivindicaciones 1 a 2, caracterizado porque el compresor está proviso de un difusor de tipo LSA (perfil de baja solidez).

4. El sistema de turbocompresor reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, caracterizado porque la turbina radial está hecha con un centro sin hendiduras.

5. El sistema de turbocompresor reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1 a 3, caracterizado porque la turbina está hecha con un centro sin hendiduras que tiene una profundidad radial máxima correspondiente al 5% del diámetro de la rueda.

6. El sistema de turbocompresor reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1 a 5, caracterizado porque el turbocompresor está previsto para un sistema de turbo con sobrealimentación en dos etapas donde los compresores y turbinas están dispuestos en serie.