SE541377C2

SE541377C2 - Turbocharger

Info

Publication number: SE541377C2
Application number: SE1551563A
Authority: SE
Inventors: Anton Wetterstrand; Fredrik Jonsson; Michael Vallinder; Pontus Johansson
Original assignee: Scania Cv Ab
Priority date: 2015-12-01
Filing date: 2015-12-01
Publication date: 2019-09-10
Also published as: SE1551563A1; DE102016013995A1

Abstract

Turboaggregat med en första inloppsledning (3a) som leder avgaser från en första grupp cylindrar till ett turbinhjul (4a) och en andra inloppsledning (3b) som leder avgaser från en andra grupp cylindrar till turbinhjulet (4a). Flödesareor A1, A2 hos de båda inloppsledningarna (3a, 3b) är olika stora för att utjämna tryck- och temperaturskillnader mellan de båda inloppsledningama (3 a, 3b) när en bypasspassage (9a) är öppen.Turbocharger with a first inlet line (3a) which leads exhaust gases from a first group of cylinders to a turbine wheel (4a) and a second inlet line (3b) which leads exhaust gases from a second group of cylinders to the turbine wheel (4a). Flow areas A1, A2 of the two inlet lines (3a, 3b) are different sizes to equalize pressure and temperature differences between the two inlet lines (3a, 3b) when a bypass passage (9a) is open.

Description

Turboaggregat TEKNISKT OMRÅDE Föreliggande uppfinning avser ett turboaggregat och en metod för att utjämna tryckoch temperaturskillnader mellan inlopp sledningar när avgaser leds genom en bypasspassage samt en förbränningsmotor innefattande ett turboaggregat och ett fordon innefattande en förbränningsmotor enligt bifogade patentkrav. TECHNICAL FIELD The present invention relates to a turbocharger and a method for equalizing pressure and temperature differences between inlet conduits when exhaust gases are passed through a bypass passage and an internal combustion engine comprising a turbocharger and a vehicle comprising an internal combustion engine according to the appended patent engine.

BAKGRUND OCH KÄND TEKNIK Turboaggregat i fordon innefattar i regel en turbin som drivs av avgaserna från en förbränningsmotor och en kompressor som komprimerar luft som leds till förbränningsmotorn. Turbinen är i regel utrustad med en wastegateventil som begränsar turbinens inloppstryck och därmed även dess varvtal. Wastegateventilen öppnar då trycket i en avgassamlare före turbinen blir för högt. Då det sker leds en del av avgaserna förbi turbinen via en bypassledning. Den typ av turbiner som benämns twin-scroll turbiner har två inloppsledningar som leder avgaser till turbinen. Den ena inloppsledningen är anpassad att motta avgaser från en första grupp cylindrar hos förbränningsmotorn och den andra inloppsledningen är anpassad att motta avgaser från en andra grupp cylindrar hos förbränningsmotorn. Med två inloppsledningar kan förbättrad turbineffekt erhållas. BACKGROUND AND PRIOR ART Turbochargers in vehicles generally comprise a turbine driven by the exhaust gases of an internal combustion engine and a compressor which compresses air which is led to the internal combustion engine. The turbine is usually equipped with a wastegate valve that limits the turbine's inlet pressure and thus also its speed. The wastegate valve then opens the pressure in an exhaust gas collector before the turbine becomes too high. When this happens, some of the exhaust gases are led past the turbine via a bypass line. The type of turbines called twin-scroll turbines has two inlet lines that lead exhaust gases to the turbine. One inlet line is adapted to receive exhaust gases from a first group of cylinders of the internal combustion engine and the other inlet line is adapted to receive exhaust gases from a second group of cylinders of the internal combustion engine. With two inlet lines, improved turbine power can be obtained.

Det är känt att förse en twin-scroll turbin med en bypassledning vid vardera inloppsledning och en gemensam wastegateventil för dessa men eftersom ett sådant arrangemang är relativt komplicerat och utrymmeskrävande är det vanligt att i stället utnyttja endast en bypassledning med wastgateventil vilket innebär att endast avgaserna från den ena gruppen cylindrar kan ledas förbi turbinen medan avgaserna från den andra gruppen cylindrar inte kan ledas förbi turbinen. En nackdel med detta är att avgastrycket och avgastemperaturen i inloppsledningen vars avgaser kan ledas förbi turbinen sjunker när wastgateventilen öppnar medan avgastrycket och avgastemperaturen i den andra inloppsledningen förblir väsentligen oförändrade. Den tryck- och temperaturskillnad som därvid uppkommer mellan avgaserna i de båda inloppsledningama på grund av ojämn luftfördelning i cylindersystemet och som existerar hela vägen från turbinen till cylindrarna ger upphov till en ojämn termisk belastning i cylindrarna och till ogynnsamma temperaturvariationer hos materialet i inloppsledningama och hos materialet kring de båda cylindergrupperna. It is known to provide a twin-scroll turbine with a bypass line at each inlet line and a common wastegate valve for these, but since such an arrangement is relatively complicated and space consuming, it is common to use only one bypass line with wastgate valve which means that only the exhaust gases from one group of cylinders can be led past the turbine while the exhaust gases from the other group of cylinders cannot be passed past the turbine. A disadvantage of this is that the exhaust pressure and the exhaust temperature in the inlet line whose exhaust gases can be led past the turbine drops when the waste gate valve opens while the exhaust pressure and the exhaust temperature in the other inlet line remain substantially unchanged. The pressure and temperature difference which arises between the exhaust gases in the two inlet pipes due to uneven air distribution in the cylinder system and which exists all the way from the turbine to the cylinders gives rise to an uneven thermal load in the cylinders and to unfavorable temperature variations of the material in the inlet pipes around the two cylinder groups.

Trots att kända twin-scroll turbiner fungerar tillfredsällande finns behov av fortsatta forbättringar inom detta område. I synnerhet finns behov av att minska temperatur- och tryckskillnaden mellan avgaserna i de båda inloppsledningama när avgaser från den ena inloppsledningen men inte från den andra leds förbi turbinen, för att därigenom erhålla en jämnare termisk belastning i cylindrarna och en jämnare temperatur i materialet hos inloppsledningar och kring cylindergrupperna. Although known twin-scroll turbines work satisfactorily, there is a need for further improvements in this area. In particular, there is a need to reduce the temperature and pressure difference between the exhaust gases in the two inlet pipes when exhaust gases from one inlet pipe but not from the other are led past the turbine, in order thereby to obtain a more even thermal load in the cylinders and a more even temperature in the inlet pipe material. and around the cylinder groups.

SAMMANFATTNING AV UPPFINNINGEN Ett syfte med föreliggande uppfinning är att åstadkomma ett turboaggregat som möjliggör en jämnare termisk belastning i cylindrarna och en jämnare temperatur i materialet hos ledningar och kring cylindergrupperna när wastegateventilen är öppen. Detta och andra syften uppnås genom de särdrag som anges i efterföljande patentkrav. SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a turbocharger which enables a more even thermal load in the cylinders and a more even temperature in the material of pipes and around the cylinder groups when the wastegate valve is open. This and other objects are achieved by the features set forth in the appended claims.

Genom att utnyttja olika stora flödesareor hos inloppsledningama och dessutom ansluta bypasspassagen till inloppsledningen med minst flödesarea kan en jämnare tryck- och temperaturfördelning mellan inloppsledningama till turbinen uppnås och därmed också i motorns cylindrar och cylinderbankar. By utilizing different large flow areas of the inlet lines and also connecting the bypass passage to the inlet line with the least flow area, a more even pressure and temperature distribution between the inlet lines to the turbine can be achieved and thus also in the engine cylinders and cylinder banks.

Genom lämplig utformning av storleksförhållandet mellan flödesareoma är det möjligt att minska eller eliminera tryck- och temperaturskillnaden mellan inloppsledningama när bypasspassagen är öppen samtidigt som tryck- och temperaturskillnaden är liten eller obefintlig när bypasspassagen är stängd. Detta innebär att förbränningen kan optimeras och att mer av bränslets energi kan utnyttjas. Storleksförhållandet mellan flödesareoma kan variera beroende på typ av motor men kan vid en fördelaktig utföringsform vara 0,51-0,55 mer företrädesvis 0,53 och beräknas enligt formeln ?? = A1 / (A1+A2). By appropriately designing the size ratio of the flow areas, it is possible to reduce or eliminate the pressure and temperature difference between the inlet lines when the bypass passage is open while the pressure and temperature difference is small or non-existent when the bypass passage is closed. This means that combustion can be optimized and that more of the fuel's energy can be utilized. The size ratio between the flow areas can vary depending on the type of motor but in an advantageous embodiment can be 0.51-0.55 more preferably 0.53 and calculated according to the formula ?? = A1 / (A1 + A2).

Andra särdrag och fördelar med uppfinningen framgår av patentkraven, beskrivningen av utföringsexempel och av bifogade figurer. Other features and advantages of the invention will be apparent from the claims, the description of embodiments and the accompanying figures.

KORT BESKRIVNING AV RITNINGARNA I det följande beskrivs såsom exempel utföringsformer av uppfinningen med hänvisning till bifogade ritningar där: Fig. 1 visar schematiskt ett fordon med ett turboaggregat. BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS In the following, embodiments of the invention are described by way of example with reference to the accompanying drawings, in which: Fig. 1 schematically shows a vehicle with a turbocharger.

Fig. 2 visar schematiskt ett längdsnitt genom en turbin. Fig. 2 schematically shows a longitudinal section through a turbine.

Fig. 3 visar schematiskt ett tvärsnitt genom turbinen i planet A-A i Fig. 2. Fig. 3 schematically shows a cross section through the turbine in the plane A-A in Fig. 2.

Fig. 4a visar schematiskt ett tvärsnitt genom turbinen i planet B-B i Fig. 3. Fig. 4a schematically shows a cross section through the turbine in the plane B-B in Fig. 3.

Fig. 4b visar schematiskt tvärsnitt genom turbinen i planen B-B och C-C i Fig. 3. Fig. 5a visar en graf som åskådliggör tryck vid olika motorvarvtal enligt känd teknik. Fig. 4b shows a schematic cross-section through the turbine in the planes B-B and C-C in Fig. 3. Fig. 5a shows a graph illustrating pressure at different engine speeds according to the prior art.

Fig. 5b visar en graf som åskådliggör temperatur vid olika motorvarvtal enligt känd teknik. Fig. 5b shows a graph illustrating temperature at different engine speeds according to the prior art.

Fig. 6a visar en graf som åskådliggör tryck vid olika motorvarvtal enligt uppfinningen. Fig. 6a shows a graph illustrating pressure at different engine speeds according to the invention.

Fig. 6b visar en graf som åskådliggör temperatur vid olika motorvarvtal enligt uppfinningen. Fig. 6b shows a graph illustrating temperature at different engine speeds according to the invention.

Fig. 7 schematiskt visar ett flödesdiagram för en utföringsform av ett förfarande. Fig. 7 schematically shows a flow chart for an embodiment of a method.

DETALJERAD BESKRIVNING AV UTFÖRINGSFORMER AV UPPFINNINGEN Fig. 1 visar schematiskt ett fordon 1 som drivs av en överladdad förbränningsmotor 2. Fordonet 1 är med fördel ett tungt fordon 1 och förbränningsmotorn 2 kan vara en dieselmotor eller en Ottomotor. Vid alternativa utföringsformer kan förbränningsmotorn vara avsedd för industriellt eller marint bruk. Förbränningsmotorn kan vara en flercylindrig motor t.ex. en V-motor eller radmotor och kan innefatta vilket känt antal cylindrar som helst t.ex. 4, 6 eller 8 men är i detta fall exemplifierad som V8-motor med en första cylinderbank 2a som mottar avgaser från fyra cylindrar på en sida av förbränningsmotorn 2 och en andra cylinderbank 2b som mottar avgaser från fyra cylindrar på en motsatt sida om förbränningsmotorn 2. Avgaser från förbränningsmotorns första cylinderbank 2a leds via en första inloppsledning 3a till en turbin 4 hos et turboaggregat. Avgaser från förbränningsmotorns andra cylinderbank 2b leds via en andra inloppsledning 3b till turbinen 4. DETAILED DESCRIPTION OF EMBODIMENTS OF THE INVENTION Fig. 1 schematically shows a vehicle 1 driven by a supercharged internal combustion engine 2. The vehicle 1 is advantageously a heavy vehicle 1 and the internal combustion engine 2 may be a diesel engine or an Otto engine. In alternative embodiments, the internal combustion engine may be intended for industrial or marine use. The internal combustion engine can be a multi-cylinder engine e.g. a V-engine or in-line engine and may comprise any known number of cylinders e.g. 4, 6 or 8 but is in this case exemplified as a V8 engine with a first cylinder bank 2a which receives exhaust gases from four cylinders on one side of the internal combustion engine 2 and a second cylinder bank 2b which receives exhaust gases from four cylinders on an opposite side of the internal combustion engine 2 Exhaust gases from the first cylinder bank 2a of the internal combustion engine are led via a first inlet line 3a to a turbine 4 of a turbocharger. Exhaust gases from the second cylinder bank 2b of the internal combustion engine are led via a second inlet line 3b to the turbine 4.

Avgaserna som lämnar förbränningsmotorn 2 har et övertryck vilket resulterar i at de expanderar genom turbinen 4. Turbinen 4 erhåller därvid en drivkraft som överförs via en förbindning till en kompressor 5 hos turboaggregatet. Kompressorn 5 komprimerar därvid luft som via et luftfilter 6 sugs in i en inloppsledning 7. Den komprimerade luften i inloppsledningen 7 kyls i en laddluftkylare 8 innan den leds till förbränningsmotorn 2. The exhaust gases leaving the internal combustion engine 2 have an overpressure which results in them expanding through the turbine 4. The turbine 4 thereby obtains a driving force which is transmitted via a connection to a compressor 5 of the turbocharger. The compressor 5 then compresses air which is sucked into an inlet line 7 via an air filter 6. The compressed air in the inlet line 7 is cooled in a charge air cooler 8 before it is led to the internal combustion engine 2.

Genom at leda avgaser från förbränningsmotorns respektive cylinderbankar 2a, 2b via två separata inloppsledningar 3 a, 3b till turbinen 4 kan en hög volymetrisk verkningsgrad uppräthållas då avgaserna expanderar genom turbinen 4. En av inloppsledningama 3a, 3b, i deta utföringsexempel den andra inloppsledningen 3b, är förbunden med en bypasspassage 9a via vilken avgaser kan ledas från den andra inloppsledningen 3b till en avgasledning 3 som är belägen nedströms turbinen 4 utan at passera denna. Med hjälp av en ventil 10 kan avgasflödet genom bypasspassagen 9a regleras. Bypasspassagen 9a och ventilen 10 kan betecknas som en s.k. wastegateventil med vilken en varierbar del av avgaserna kan ledas förbi turbinen 4 då den riskerar at överbelastas. Ventilens 10 position regleras i deta exempel med hjälp av en schematiskt visad aktuator 11. Aktuatom 11 kan vara et pneumatiskt, hydrauliskt eller elektriskt aktiverbart kraftorgan som tillhandahåller en rörelser av ventilen 10 till olika positioner. En styrenhet 12 motar information från en sensor 13 eller liknande som avkänner en parameter som är relaterad till turbinens 4 belastning. I beroende av turbinens 4 belastning aktiverar styrenheten 12 aktuatom 11 så att den ställer ventilen 10 i en position vid vilken den släpper igenom ett avgasflöde genom bypasspassagen 9a av en lämplig storlek så att turbinen 4 inte överbelastas. By directing exhaust gases from the combustion engine's cylinder cylinders 2a, 2b via two separate inlet lines 3a, 3b to the turbine 4, a high volumetric efficiency can be maintained as the exhaust gases expand through the turbine 4. One of the inlet lines 3a, 3b, in this embodiment the second inlet, is connected to a bypass passage 9a via which exhaust gases can be led from the second inlet line 3b to an exhaust line 3 which is located downstream of the turbine 4 without passing it. By means of a valve 10, the exhaust gas flow through the bypass passage 9a can be regulated. The bypass passage 9a and the valve 10 can be referred to as a so-called wastegate valve with which a variable part of the exhaust gases can be led past the turbine 4 when it risks being overloaded. The position of the valve 10 is regulated in this example by means of a schematically shown actuator 11. The actuator 11 may be a pneumatically, hydraulically or electrically actuatable force means which provides a movement of the valve 10 to different positions. A control unit 12 receives information from a sensor 13 or the like which senses a parameter which is related to the load of the turbine 4. Depending on the load of the turbine 4, the control unit 12 activates the actuator 11 so that it sets the valve 10 in a position at which it lets an exhaust gas flow through the bypass passage 9a of a suitable size so that the turbine 4 is not overloaded.

I fig. 2 visas schematiskt ett längdsnitt genom en turbin 4. Turbinen 4 innefattar ett turbinhjul 4a som är roterbart anordnad kring en rotationsaxel 4b. Den första inloppsledningen 3 a och den andra inloppsledningen 3b är anordnade bredvid varandra och separerade från varandra med en mellanvägg 14 och leder avgaser till ett perifert område 14a av turbinen 4 för att rotera turbinhjulet 4a kring rotationsaxeln 4b. Som visas i fig. 2 kan turboaggregatet innefatta ett hölje 18 i anslutning till turbinen 4. Höljet 18 avgränsar ett invändigt utrymme 18a som utgör en avslutande del av bypasspassagen 9a via vilket avgaserna kan ledas radiellt inåt till avgasledningen 3 via en öppning 3b i i den andra inloppsledningen 3b. Ventilen 10 kan därvid vara anordnad vid öppningen 3b i. Fig. 2 schematically shows a longitudinal section through a turbine 4. The turbine 4 comprises a turbine wheel 4a which is rotatably arranged about an axis of rotation 4b. The first inlet line 3a and the second inlet line 3b are arranged next to each other and separated from each other by a partition wall 14 and direct exhaust gases to a peripheral area 14a of the turbine 4 to rotate the turbine wheel 4a about the axis of rotation 4b. As shown in Fig. 2, the turbocharger may comprise a housing 18 adjacent the turbine 4. The housing 18 defines an interior space 18a which forms a terminating part of the bypass passage 9a via which the exhaust gases can be led radially inwards to the exhaust line 3 via an opening 3b in the second inlet line 3b. The valve 10 can then be arranged at the opening 3b in.

I fig. 3 visar schematiskt ett tvärsnitt genom turbinen 4 i planet A-A i fig. 2. Den första avgasledningen 3 a avslutas med ett långsträckt spiralformat parti vars tvärsnittsarea, dvs. flödesarea avtar kontinuerligt från ett inledande läge 14ai där avgaserna börj ar ledas radiellt inåt mot turbinhjulet 4a till ett avslutande läge 14a2där den första inloppsledningen 3 a upphör. Den andra avgasledningen 3b som inte visas i figuren men som sträcker sig parallellt med den första inloppsledningen 3 a bakom mellanväggen 14 innefattar på motsvarande sätt ett långsträckt spiralformat parti vars tvärsnittsarea, dvs. flödesarea avtar kontinuerligt från ett inledande läge där avgaserna börjar ledas radiellt inåt mot turbinhjulet 4a till ett avslutande läge där den andra inloppsledningen 3b upphör. Avgaserna leds, vilket visas med pilar 16, mot ej visade skövlar på turbinhjulet 4a genom en långsträckt mot turbinhjulet 4a vänd öppning 19,20 i vardera inloppsledning 3a, 3b. I figuren visas endast en öppning 19, nämligen den i inloppsledningen 3a. Öppningarna 19,20 sträcker sig mellan respektive inloppslednings 3a, 3b spiralformade partis inledande lägen 14a1och avslutande lägen 14a2.Fig. 3 schematically shows a cross-section through the turbine 4 in the plane A-A in Fig. 2. The first exhaust line 3a ends with an elongated helical portion whose cross-sectional area, i.e. flow area decreases continuously from an initial position 14ai where the exhaust gases begin to be directed radially inwards towards the turbine wheel 4a to a terminating position 14a2 where the first inlet line 3a ceases. The second exhaust line 3b, which is not shown in the figure but which extends parallel to the first inlet line 3a behind the partition wall 14 correspondingly comprises an elongate helical portion whose cross-sectional area, i.e. flow area decreases continuously from an initial position where the exhaust gases begin to be directed radially inwards towards the turbine wheel 4a to a terminating position where the second inlet line 3b ceases. The exhaust gases are led, as shown by arrows 16, towards vanes on the turbine wheel 4a (not shown) through an elongate opening 19,20 facing the turbine wheel 4a in each inlet line 3a, 3b. The figure shows only one opening 19, namely the one in the inlet line 3a. The openings 19,20 extend between the initial positions 14a1 and closing positions 14a2 of the helical portion 3a, 3b of the respective inlet conduit 3a.

Figurerna 5a och 5b, som bör betraktas tillsammans med fig. 2, visar grafer som åskådliggör tryck p respektive temperatur t hos avgaserna i inloppsledningarna 3a, 3b vid olika motorvarvtal n enligt känd teknik. I fig. 5a visas en del 22 av en tryckkurva som är gemensam för de båda inloppsledningarna 3 a, 3b när bypasspassagen 9a är stängd och som vid drift av motom 2 växer från ett första varvtal n1 till ett andra varvtal n2. Vid det andra varvtalet n2 erhåller ventilen 10 en signal från styrenheten 12 och öppnar bypasspassagen 9a mellan den andra inloppsledningen 3b och avgasledningen 3. Trycket p2 hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass stabiliseras därvid medan trycket hos avgaserna i den första inloppsledningen 3a utan bypass fortsätter att öka för att stabiliseras på en betydligt högre nivå p1. Figures 5a and 5b, which should be considered together with Figure 2, show graphs illustrating the pressure p and temperature t of the exhaust gases in the inlet lines 3a, 3b at different engine speeds n according to the prior art. Fig. 5a shows a part 22 of a pressure curve which is common to the two inlet lines 3a, 3b when the bypass passage 9a is closed and which during operation of the motor 2 grows from a first speed n1 to a second speed n2. At the second speed n2, the valve 10 receives a signal from the control unit 12 and opens the bypass passage 9a between the second inlet line 3b and the exhaust line 3. The pressure p2 of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass is stabilized while the pressure of the exhaust gases in the first inlet line 3a continues to increase to stabilize at a significantly higher level p1.

I fig. 5b visas en del 23 av en temperaturkurva som är gemensam för de båda inloppsledningama 3 a, 3b när bypasspassagen 9a är stängd och som vid drift av motom 2 sjunker från det första varvtalet n1 till det andra varvtalet n2. Vid det andra varvtalet n2 erhåller ventilen 10 en signal från styrenheten 12 och öppnar bypasspassagen 9a mellan den andra inloppsledningen 3b och avgasledningen 3 varefter temperaturen hos avgaserna i andra inloppsledningen 3b med bypass ökar med ökande varvtal till en temperatur t2 vid varvtalet n3 samtidigt som temperaturen hos avgaserna i den första inloppsledningen 3a utan bypass ökar till en temperatur t1 vid varvtalet n3. Fig. 5b shows a part 23 of a temperature curve which is common to the two inlet lines 3a, 3b when the bypass passage 9a is closed and which during operation of the motor 2 drops from the first speed n1 to the second speed n2. At the second speed n2, the valve 10 receives a signal from the control unit 12 and opens the bypass passage 9a between the second inlet line 3b and the exhaust line 3, after which the temperature of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass increases with increasing speed to a temperature t2 at speed n3. the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass increase to a temperature t1 at speed n3.

Den tryckskillnad ?p och den temperaturskillnad ?t som vid känd teknik uppkommer mellan avgaserna i de båda inloppsledningama 3a, 3b och som existerar hela vägen från turbinen 4 till cylindrarna när avgaserna från den ena inloppsledningen 3b men inte från den andra avgasledningen 3a leds förbi turbinen 4 ger upphov till en ojämn termisk belastning i cylindrarna och till ogynnsamma temperaturvariationer hos materialet i inloppsledningarna och hos materialet kring de båda cylindergrupperna. The pressure difference and the temperature difference which in the prior art arise between the exhaust gases in the two inlet lines 3a, 3b and which exist all the way from the turbine 4 to the cylinders when the exhaust gases from one inlet line 3b but not from the other exhaust line 3a are led past the turbine 4 gives rise to an uneven thermal load in the cylinders and to unfavorable temperature variations of the material in the inlet lines and of the material around the two cylinder groups.

I fig. 4 a visas schematiskt ett tvärsnitt genom turbinen 4 i planet B-B i fig. 3. Den första inloppsledningen 3a har en flödesarea A1 och leder via den långsträckta öppningen 19 avgaser till turbinens 4 perifera område 14a för att rotera turbinhjulet 4a kring rotationsaxeln 4b. Den andra avgasledningen 3b har en flödesarea A2 och leder via den långsträckta öppningen 20 avgaser till turbinens 4 perifera område 14a för att rotera turbinhjulet 4a kring rotationsaxeln 4b. De båda inloppsledningarna 3a, 3b är anordnade bredvid varande utan förskjutning och är separerade från varandra med mellanväggen 14. Fig. 4a schematically shows a cross section through the turbine 4 in the plane BB in Fig. 3. The first inlet line 3a has a flow area A1 and directs exhaust gases via the elongate opening 19 to the peripheral area 14a of the turbine 4 to rotate the turbine wheel 4a about the axis of rotation 4b . The second exhaust line 3b has a flow area A2 and directs via the elongate opening 20 exhaust gases to the peripheral area 14a of the turbine 4 to rotate the turbine wheel 4a about the axis of rotation 4b. The two inlet pipes 3a, 3b are arranged next to each other without displacement and are separated from each other by the partition wall 14.

Flödesareoma A1, A2 är olika stora i det visade tvärsnittet B-B och dessutom genom valfritt annat tvärsnitt genom turbinen 4 för att minska tryckskillnaden Ap och temperaturskillnaden ?t mellan de båda inloppsledningarna 3a, 3b före turbinen 4 när bypasspassagen 9a är öppen. Bypasspassagen 9a är i detta exempel ansluten till den andra inloppsledningen 3b vars flödesarea A2 är mindre än flödesarean A1 hos den första inloppsledningen 3a. Eftersom flödesareorna A1, A2 är olika stora kan trycket p och temperaturen t i inloppsledningarna 3a, 3b påverkas så att det uppstår en tryck- och temperaturskillnad mellan avgaserna i de båda inloppsledningarna 3a, 3b före turbinen 4 när bypasspassagen 9a är stängd. Denna skillnad kan emellertid minskas eller helt elimineras genom att välja lämpligt storleksförhållande mellan flödesareorna A1,A2 hos de båda inloppsledningarna 3a, 3b. Vid en utföringsform är storleksförhållandet AA mellan flödesareorna A1,A20,5 1-0,55 men företrädesvis 0,53 och beräknas enligt formeln ?A = A1 / (A1+A2). The flow areas A1, A2 are different sizes in the cross-section B-B shown and also through any other cross-section through the turbine 4 to reduce the pressure difference App and the temperature difference mellan between the two inlet lines 3a, 3b before the turbine 4 when the bypass passage 9a is open. The bypass passage 9a is in this example connected to the second inlet line 3b whose flow area A2 is smaller than the flow area A1 of the first inlet line 3a. Since the flow areas A1, A2 are different sizes, the pressure p and the temperature t in the inlet lines 3a, 3b can be influenced so that a pressure and temperature difference occurs between the exhaust gases in the two inlet lines 3a, 3b before the turbine 4 when the bypass passage 9a is closed. However, this difference can be reduced or completely eliminated by choosing the appropriate size ratio between the flow areas A1, A2 of the two inlet lines 3a, 3b. In one embodiment, the size ratio AA between the flow areas A1, A20.5 is 1-0.55 but preferably 0.53 and is calculated according to the formula? A = A1 / (A1 + A2).

Genom lämplig utformning av storleksförhållandet ?A mellan flödesareorna A1,A2 är det således möjligt att minska eller eliminera tryckskillnaden ?p och temperaturskillnaden ?t mellan avgaserna i de båda inloppsledningarna 3 a, 3b när bypasspassagen 9a är öppen samtidigt som tryck- och temperaturskillnaden är liten eller obefintlig när bypasspassagen 9a är stängd. Lämplig utformning kan vid en utföringsform innebära en kompromiss där en liten tryckskillnad ?p och/eller temperaturskillnad ?t mellan inloppsledningama 3 a, 3b accepteras när bypasspassagen 9a är stängd för att tryckskillnaden Ap och/eller temperaturskillnaden ?t mellan inloppsledningama 3a, 3b ska vara liten eller obefintlig när bypasspassagen 9a är öppen. By suitable design of the size ratio? A between the flow areas A1, A2, it is thus possible to reduce or eliminate the pressure difference? P and the temperature difference? T between the exhaust gases in the two inlet lines 3a, 3b when the bypass passage 9a is open while the pressure and temperature difference is small. or non-existent when the bypass passage 9a is closed. Suitable design may in one embodiment involve a compromise where a small pressure difference β and / or temperature difference t between the inlet lines 3a, 3b is accepted when the bypass passage 9a is closed so that the pressure difference App and / or the temperature difference mellan between the inlet lines 3a, 3b is small or non-existent when the bypass passage 9a is open.

Vid den i fig. 4a visade turbinen 4 är inloppsledningama 3a, 3b anordnade bredvid varandra utan förskjutning. Flödesareoma A1 och A2 är således utformade i samma plan B-B. Vid en alternativ utföringsform kan den ena inloppsledningen 3a, 3b, t.ex. inloppsledningen 3a, vara förskjuten en vinkel ? relativt den andra inloppsledningen 3b, vilket visas schematiskt med streckade konturer 25 i fig.3. Vinkel ? är ca 20° i utforingsexemplet men kan vara t.ex. cirka 180° vid en V-8 motor. Även andra vinklar är möjliga utan att uppfinningstanken går förlorad. I fig. 4b visas schematiskt ett tvärsnitt genom turbinen 4 i planen B-B och C-C i fig. 3 där planet C-C sträcker sig genom inloppsledning 3 a och planet B-B genom inloppsledningen 3b. Flödesarean A2 är utformad i planet B-B och flödesarean A1 är utformad i planet C-C som sträcker sig i vinkeln ? relativt planet B-B. In the turbine 4 shown in Fig. 4a, the inlet lines 3a, 3b are arranged next to each other without displacement. The flow areas A1 and A2 are thus designed in the same plane B-B. In an alternative embodiment, one inlet line 3a, 3b, e.g. the inlet line 3a, be offset by an angle? relative to the second inlet conduit 3b, which is shown schematically with dashed contours 25 in Fig. 3. Angle? is about 20 ° in the design example but can be e.g. about 180 ° on a V-8 engine. Other angles are also possible without losing the idea of invention. Fig. 4b schematically shows a cross section through the turbine 4 in planes B-B and C-C in Fig. 3, where plane C-C extends through inlet line 3a and plane B-B through inlet line 3b. The flow area A2 is formed in the plane B-B and the flow area A1 is formed in the plane C-C which extends at an angle? relatively planet B-B.

Figurerna 6a och 6b, som bör betraktas tillsammans med fig. 2, visar grafer som åskådliggör tryck p respektive temperatur t hos avgaserna i inloppsledningarna 3 a, 3b vid olika motorvarvtal n enligt en utforingsform av uppfinningen. Av figurerna framgår att tryckskillnaden ?p och temperaturskillnaden ?t är betydligt mindre när uppfinningen tillämpas än vad de är vid känd teknik enligt figurerna 5a och 5b, vilket resulterar i en jämnare termisk belastning i cylindrarna och en jämnare temperatur i materialet hos ledningar och kring cylindergrupperna när wastegateventilen är öppen. Figures 6a and 6b, which should be considered together with Figure 2, show graphs illustrating pressure p and temperature t of the exhaust gases in the inlet lines 3a, 3b at different engine speeds n according to an embodiment of the invention. The figures show that the pressure difference? P and the temperature difference? T are considerably smaller when the invention is applied than they are in the prior art according to Figures 5a and 5b, which results in a more even thermal load in the cylinders and a more even temperature in the material of pipes and around the cylinder groups when the wastegate valve is open.

I fig. 6a visas en del 22a av en tryckkurva som visar trycket p hos avgaserna i den första inloppsledningen 3 a utan bypass och en del 22b av en tryckkurva som visar trycket hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass när bypasspassagen 9a är stängd. Vid drift av motorn 2 växer tryckkurvornas delar 22a, 22b från ett första varvtal n1 till ett andra varvtal n2. Trycket hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass som illustreras med tryckkurvans del 22b är i detta exempel vid varje varvtal obetydligt högre än trycket hos avgaserna i den första inloppsledningen 3a utan bypass som illustreras med tryckkurvans del 22a. Denna skillnad kan emellertid minskas eller helt elimineras genom att välja ett lämpligt förhållande mellan flödesareoma A1, A2. Vid det andra varvtalet n2 erhåller ventilen 10 en signal från styrenheten 12 och öppnar bypasspassagen 9a mellan den andra inloppsledningen 3b och avgasledningen 3. Trycket p2 hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass stabiliseras därvid medan trycket hos avgaserna i den första inloppsledningen 3a utan bypass fortsätter att öka för att i detta exempel stabiliseras på en nivå p1 obetydligt högre än trycket p2. Även denna skillnad kan minskas eller helt elimineras genom att välja ett lämpligt förhållande mellan flödesareorna A1,A2. Fig. 6a shows a part 22a of a pressure curve showing the pressure p of the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass and a part 22b of a pressure curve showing the pressure of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass when the bypass passage 9a is closed. During operation of the motor 2, the parts 22a, 22b of the pressure curves grow from a first speed n1 to a second speed n2. The pressure of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass illustrated by the pressure curve part 22b is in this example at each speed slightly higher than the pressure of the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass illustrated by the pressure curve part 22a. However, this difference can be reduced or completely eliminated by choosing a suitable ratio between the flow areas A1, A2. At the second speed n2, the valve 10 receives a signal from the control unit 12 and opens the bypass passage 9a between the second inlet line 3b and the exhaust line 3. The pressure p2 of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass is stabilized while the pressure of the exhaust gases in the first inlet line 3a continues to increase so that in this example it is stabilized at a level p1 slightly higher than the pressure p2. This difference can also be reduced or completely eliminated by choosing a suitable ratio between the flow areas A1, A2.

I fig. 6b visas en del 23a av en temperaturkurva som visar temperaturen t hos avgaserna i den första inloppsledningen 3 a utan bypass och en del 23b av en tryckkurva som visar temperaturen hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass när bypasspassagen 9a är stängd. Vid drift av motorn 2 sjunker temperaturkurvomas delar 23 a, 23b från det första varvtalet nl till det andra varvtalet n2. Temperaturen hos avgaserna i den andra inloppsledningen 3b med bypass som illustreras med temperaturkurvans del 23b är därvid obetydligt högre än temperaturen hos avgaserna i den första inloppsledningen 3 a utan bypass som illustreras med temperaturkurvans del 22b. Denna skillnad kan minskas eller helt elimineras genom att välja ett lämpligt förhållande mellan flödesareoma A1,A2. Vid det andra varvtalet n2 erhåller ventilen 10 en signal från styrenheten 12 och öppnar bypasspassagen 9a mellan den andra inloppsledningen 3b och avgasledningen 3 vilket resulterar i att temperaturen hos avgaserna i andra inloppsledningen 3b med bypass ökar med ökande varvtal till en temperatur t2 vid varvtalet n3 samtidigt som temperaturen hos avgaserna i den första inloppsledningen 3 a utan bypass ökar till en temperatur t1 vid varvtalet n3. Även denna skillnad kan minskas eller helt elimineras genom att välja ett lämpligt förhållande mellan flödesareoma A1,A2. Fig. 6b shows a part 23a of a temperature curve showing the temperature t of the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass and a part 23b of a pressure curve showing the temperature of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass when the bypass passage 9a is closed. During operation of the motor 2, the parts 23a, 23b of the temperature curves fall from the first speed n1 to the second speed n2. The temperature of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass illustrated by the temperature curve part 23b is then insignificantly higher than the temperature of the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass illustrated by the temperature curve part 22b. This difference can be reduced or completely eliminated by choosing a suitable ratio between the flow areas A1, A2. At the second speed n2, the valve 10 receives a signal from the control unit 12 and opens the bypass passage 9a between the second inlet line 3b and the exhaust line 3 which results in the temperature of the exhaust gases in the second inlet line 3b with bypass increasing with increasing speed to a temperature t2 at speed n3 simultaneously as the temperature of the exhaust gases in the first inlet line 3a without bypass increases to a temperature t1 at the speed n3. This difference can also be reduced or completely eliminated by choosing a suitable ratio between the flow areas A1, A2.

I fig.7 visas ett flödesdiagram över ett förfarande för att för att utjämna tryck- och temperaturskillnader mellan inloppsledningar när avgaser leds genom en bypasspassage. Enligt en utföringsform innefattar förfarandet ett steg 30 i vilket bypasspassagen (9a) ansluts till inloppsledningen med minst flödesarea (A2). Fig. 7 shows a flow diagram of a method for equalizing pressure and temperature differences between inlet lines when exhaust gases are passed through a bypass passage. According to one embodiment, the method comprises a step 30 in which the bypass passage (9a) is connected to the inlet line with the least flow area (A2).

Uppfinningen är inte begränsad till de beskrivna utföringsformema utan en mängd möjligheter till modifikationer därav är uppenbara för fackmannen på området utan att denne för den skull avviker från uppfinningens grundtanke såsom den definieras i patentkraven. The invention is not limited to the described embodiments, but a number of possibilities for modifications thereof are obvious to the person skilled in the art without departing from the basic idea of the invention as defined in the claims.

Claims

Patent claims

Turbocharger for equalizing pressure and temperature differences between exhaust gases in inlet lines (3a, 3b) when exhaust gases are led through a bypass passage (9a) which turbocharger comprises a turbine (4) with at least one turbine wheel (4a), a first inlet line (3a) ) with a first flow area (A1) which first inlet slide (3a) is adapted to receive exhaust gases from a first group of cylinders (2a) of an internal combustion engine (2) and lead them to the turbine wheel (4a), a second inlet slide (3b) with a second flow area (A2) which second inlet line (3b) is adapted to receive exhaust gases from a second group of cylinders (2b) of the internal combustion engine (2) and lead them to the turbine wheel (4a), the flow areas (A1, A2) being different sizes and wherein the bypass passage (9a) is connected to the inlet line (3b) with at least flow area (A2) and adapted to direct exhaust gases from the inlet line (3b) to an exhaust line (3) arranged downstream of the turbine (4), characterized in that the size ratio ?? between the flow areas (A1, A2) is 0.51-0.55 and is calculated according to the formula ?? = A1 / (A1 + A2).

Turbocharger according to claim 1, characterized in that the size ratio ?? between the flow areas (A1, A2) is 0.53 and is calculated according to the formula ?? = A1 / (A1 + A2).

Turbocharger according to claim 1, characterized in that the first inlet line (3a) terminates with a helical portion whose cross-sectional area decreases continuously from an initial position (14a1) where the exhaust gases begin to be directed radially inwards towards the turbine wheel (4) to a terminating position (14a2) where the first inlet conduit (3a) terminates, and that the second inlet conduit (3b) terminates with a helical portion extending parallel to the first inlet conduit (3a) and whose cross-sectional area decreases continuously from an initial position (14b1) where the exhaust gases begin to be guided radially inwards towards the turbine wheel (4) to a terminating position (14b2) where the second inlet line (3b) ends.

Turbocharger according to claim 1 or 3, characterized in that the first inlet line (3a) and the second inlet line (3b) are separated from each other by a partition (14) and lead exhaust gases to a peripheral area (14a) of the turbine ( 4).

Turbocharger according to claim 1, characterized in that the internal combustion engine is a V-engine with a first cylinder bank 2a which receives exhaust gases from cylinders on one side of the internal combustion engine 2 and a second cylinder bank 2b which receives exhaust gases from cylinders on an opposite side of the internal combustion engine 2.

Internal combustion engine comprising a turbocharger according to any one of claims 1-5.

A vehicle comprising an internal combustion engine according to claim 6.