WO2001044635A1 - Verdichteranlage zur erzeugung von druckluft - Google Patents

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WO2001044635A1
WO2001044635A1 PCT/DE2000/004388 DE0004388W WO0144635A1 WO 2001044635 A1 WO2001044635 A1 WO 2001044635A1 DE 0004388 W DE0004388 W DE 0004388W WO 0144635 A1 WO0144635 A1 WO 0144635A1
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compressor
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gas turbocharger
exhaust
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Harald Wenzel
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Compair Drucklufttechnik Gmbh
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • Compressor system for the production of compressed air
  • the invention relates to a compressor system for generating compressed air consisting of a compressor driven by a Breruikraft ⁇ iaschine, which is connected via a line to compressed air extraction points and to which an exhaust gas turbocharger connected on the drive side to the exhaust gas side of the internal combustion engine supplies pre-compressed air.
  • Such a compressor system is intended to improve the efficiency of the system by using the resulting process heat and thus to save energy.
  • a compressor system is known in which at least one exhaust gas turbocharger is arranged in the suction and / or pressure line of a compressor on the drive side on the exhaust side of an internal combustion engine and supplies the compressor with compressed air and / or compresses the compressor Compressed air.
  • the disadvantage here is that the arrangement of one or more exhaust gas turbochargers in the exhaust line of an internal combustion engine increases its exhaust gas back pressure and thus reduces its mechanical useful output.
  • the exhaust gas back pressure rises to approximately 1.5 bar and brings about a reduction in the mechanical useful power due to the higher pushing-out work of the pistons of the internal combustion engine of approximately 20% in conventional internal combustion engines with a low mean effective pressure.
  • the exhaust gas back pressure causes the internal combustion engine to be poorly filled with fresh air, which is why the amount of fuel must be reduced in order to achieve complete combustion of the fuel and the performance of the internal combustion engine drops.
  • the power loss caused by this is about 10% in conventional naturally aspirated engines.
  • a compressor system is known from US Pat. No. 2,849,173, in which a gas turbine is driven by the exhaust gases of a heat engine driving a piston compressor and supplies the piston compressor with pre-compressed air via a compressor driven by the gas turbine.
  • a multi-stage axial compressor is disclosed here as an upstream compressor.
  • it is disadvantageous that such a compressor system represents an expensive and bulky solution due to the multi-stage axial compressor used and is unsuitable for use as a mobile compressor system.
  • there are large power losses of the internal combustion engine due to the high exhaust gas back pressure, which is caused by the gas turbine compressor stage connected downstream.
  • An improvement in the efficiency of a compressor system by connecting a pre-compressor stage driven by the exhaust gases is therefore not achieved with this technical teaching.
  • the disadvantage here is that the motor and compressor run at the same speed, so that no variation in the pressure and the delivery quantity is possible.
  • the motor-compressor unit is therefore not suitable for use as a mobile compressor unit, but is designed for motor operation, since the compressor side is not optimal.
  • the aim of the invention is to improve the overall efficiency in a compressor system with an exhaust gas turbocharger connected upstream of the compressor and thus to enable such a compressor system to be used economically.
  • An improvement in the overall efficiency is accordingly achieved in that two exhaust gas turbochargers are arranged one behind the other in such a way that the exhaust gas mass flow of a diesel engine first drives the first exhaust gas turbocharger, which supplies compressed air to this diesel engine and then drives the second exhaust gas turbocharger, which supplies the compressor with compressed air.
  • the turbine-side impeller geometry of the exhaust gas turbocharger upstream of the displacement compressor for example the diameter of the impeller
  • the turbine-side impeller geometry of the exhaust gas turbocharger upstream of the diesel engine for example the outside diameter of the exhaust gas counterpressure, at the impeller pressure and the temperature resulting from the downstream exhaust gas turbocharger of the positive-displacement compressor is adjusted.
  • the loss in mechanical useful power is reduced to approximately 15%.
  • a loss of performance due to poor filling of the diesel engine with fresh air can be avoided by a higher boost pressure.
  • the total power loss of the diesel engine caused by the exhaust gas back pressure is reduced to about 15%.
  • the compressor output obtained in the exhaust gas turbocharger upstream of the positive-displacement compressor corresponds to approximately 25% of the mechanical useful output of the engine. This results in a performance gain of 15% for the compressor system according to the invention.
  • the compressor system according to the invention with a diesel engine with an exhaust gas turbocharger is advantageous since the usable speed range of the diesel engine is larger here.
  • the change in the speed of the diesel engine is of great importance, since the compressed air is extracted from the compressor system fluctuating and the engine speed is increased or decreased depending on the compressed air.
  • the usable speed range is, for example, between 2500 revolutions per minute and 1500 revolutions per minute.
  • the torque requirement consists of two parts, that of the screw compressor and that of the additional turbocharger.
  • the exhaust gas turbocharger output and thus the exhaust gas back pressure also decrease.
  • the decreasing exhaust gas counter-current now causes an increase in the mechanically usable engine torque of the diesel engine, so that even in this operating state there is sufficient engine torque to provide the desired final pressure by the compressor. It is thus possible to increase the speed range of the diesel engine towards low speeds, so that a speed range between 2500 revolutions per minute and 1000 revolutions per minute can be used. This corresponds to an increase in the usable speed range by about 50%.
  • the usability of lower speeds results in O 01/44635
  • Diesel engine has a fuel saving potential of up to 30% compared to conventional compressor systems.
  • Another advantage of the compressor system according to the invention is the use of a positive-displacement compressor.
  • a positive-displacement compressor In the case of compressor systems driven by internal combustion engines, it is common to regulate the quantity of compressed air supplied also via the engine speed.
  • a reduction in engine speed and a resulting loss of admission pressure also results in a reduction in the compressor output of the exhaust gas turbocharger in front of the compressor.
  • the resulting lower admission pressure requires the compressor to generate a higher pressure ratio in order to achieve a desired constant final pressure.
  • the compressor system according to the invention solves this problem by using a displacement compressor which, even with changing pressure conditions upstream of the compressor, is still able to provide a constant final pressure, since there is practically no damage space.
  • a liquid-injected displacement compressor for example a screw or rotary compressor, is to be used.
  • Another advantage of using a liquid-injected displacement compressor is that it already provides the required compression in a single-stage design, which means that the entire compressor system is kept structurally small.
  • Combustion air is cleaned via an air filter 10 and fed to an exhaust gas turbocharger 20 through an intake line 70.
  • a line 72 feeds the now compressed air to an intercooler 90 and a line 74 to the intercooled combustion air to a diesel engine 40.
  • a line 41 conducts the exhaust gas of the diesel engine 40 to the exhaust gas turbocharger 20.
  • a connection 42 that is as short as possible leads the partially relaxed exhaust gas to a second exhaust gas turbocharger 21. After passing through the exhaust gas turbocharger 21, the relaxed exhaust gas is discharged. The air to be compressed is supplied to the exhaust gas turbocharger 21 via an air filter 11 and an intake line 71.
  • a line 75 supplies the now compressed air to an intercooler 91 and a line 75 supplies the pre-compressed air to a liquid-injected displacement compressor 50.
  • a pressure line 76 supplies the compressed air with the injection liquid to the pressure vessel 80, where a liquid separator 81 separates the injection liquid from the compressed air.
  • the injection liquid is returned to the liquid-injected displacement compressor via a line 77, a filter 60, a line 78, a cooler 61 and a line 79.
  • the compressed air is fed from the pressure vessel 80 via the liquid separator 81, a pressure holding check valve 82 and a line 83 to the compressed air extraction points 84.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verdichteranlage zur Erzeugung von Druckluft bestehend aus einem durch eine Brennkraftmaschine angetriebenen Verdichter, der über eine Leitung mit Druckluftentnahmestellen verbunden ist und dem ein antriebsseitig an der Abgasseite der Brennkraftmaschine angeschlossener Abgasturbolader vorverdichtete Luft zuführt. Der Gesamtwirkungsgrad einer solchen Maschine wird dadurch verbessert, dass an der Abgasseite ein erster Abgasturbolader (20), der einem Dieselmotor (40) vorverdichtete Luft zuführt, und ein zweiter Abgasturbolader (21), der einem flüssigkeitseingespritzten Verdrängerverdichter (50) vorverdichtete Luft zuführt hintereinander angeordnet sind, wobei die turbinenseitige Laufradgeometrie des Abgasturboladers (20), beispielsweise der Aussendurchmesser des Laufrades, an den Abgasgegendruck und die Temperatur resultierend aus dem nachgeschalteten Abgasturbolader (21) des Verdrängerverdichters (50) angepasst ist und die turbinenseitige Laufradgeometrie des Abgasturboladers (21), beispielsweise der Durchmesser des Laufrades, an die unterschiedlichen Massenströme auf der Turbinen- und der Verdichterseite des Abgasturboladers (21) angepasst ist.

Description

01/44635
Verdichteranlage zur Erzeugung von Druckluft
Die Erfindung betrifft eine Verdichteranlage zur Erzeugung von Druckluft bestehend aus einem durch eine Breruikraftπiaschine angetriebenen Verdichter, der über eine Leitung mit Druckluftentnahmestellen verbundenen ist und dem ein antriebsseitig an der Abgasseite der Brennkraftmaschine angeschlossener Abgasturbolader vorverdichtete Luft zuführt.
Eine derartige Verdichteranlage soll durch die Nutzung der entstehenden Prozeßwärme den Wirkungsgrad der Anlage verbessern und somit Energie einsparen. Aus der Patentschrift DE 41 23 208 C 2 ist eine Verdichteranlage bekannt, bei der antriebsseitig an der Abgasseite einer Brennkraftmaschine mindestens ein Abgasturbolader in der Saug- und/oder Druckleitung eines Verdichters angeordnet ist und dem Verdichter vorverdichtete Luft zuführt und/oder die vom Verdichter verdichtete Druckluft nachverdichtet.
Nachteilig hierbei ist, dass durch die Anordnung eines oder mehrerer Abgasturbolader im Abgasstrang einer Brennkraftmaschine deren Abgasgegendruck erhöht und somit deren mechanische Nutzleistung verringert wird. Der Abgasgegendruck steigt auf etwa 1,5 bar an und bewirkt eine Reduzierung der mechanischen Nutzleistung aufgrund der höheren Ausschiebearbeit der Kol- ben der Brennkraftmaschine von etwa 20 % bei herkömmlichen Brennkraftmaschinen mit einem niedrigen mittleren effektiven Druck. Zusätzlich bewirkt der Abgasgegendruck eine schlechtere Füllung der Brennkraftmaschine mit Frischluft, weshalb die Kraftstoffmenge zur Erzielung einer vollständigen Verbrennung des Kraftstoffs verringert werden muß und die Leistung der Brennkraftmaschine sinkt. Der hierdurch verursachte Leistungsverlust liegt bei herkömmlichen Saugmotoren etwa bei 10 %.
Somit ergibt sich ein Gesamtleistungsverlust der Brennkraftmaschine von etwa 30 %. Dieser Leistungsverlust der Bremikraftmaschine und der daraus resultierende Verdichtungsverlust des durch die Brennkraftmaschine angetrie- benen Verdichters ist zu hoch, da er nicht durch die zusätzlich gewonnene Verdichtung durch die eingesetzten Abgasturbolader kompensiert werden kann.
Der gegenüber einer herkömmlichen Verdichteranlage ohne einen dem Verdichter vorgeschalteten Abgasturbolader höhere bauliche Aufwand der Ver- O 01/44635
dichteranlage nach der Patentschrift DE 41 23 208 C 2 bewirkt, dass eine solche Anlage sehr unwirtschaftlich und ineffizient ist.
Aus der US-PS 2,849, 173 ist ein Kompressor System bekannt, bei dem durch die Abgase einer einen Kolbenkompressor antreibenden Wärmekraftmaschine eine Gasturbine mit angetrieben wird, der den Kolbenkompressor über einen von der Gasturbine angetriebenen Kompressor mit vorverdichteter Luft versorgt. Es ist hierbei als vorgeschalteter Kompressor ein mehrstufiger Axialverdichter offenbart. Es ist bei der offenbarten technischen Lehre nachteilig, daß ein solches Kom- pressor System aufgrund des verwendeten mehrstufigen Axial Verdichters eine teure und sperrige Lösung darstellt und für die Verwendung als mobile Verdichteranlage ungeeignet ist. Zudem sind große Leistungsverluste der Brennkraftmaschine aufgrund des hohen Abgasgegendrucks vorhanden, der durch die nachgeschaltete Gasturbinen- Verdichter-Stufe verursacht wird. Eine Ver- besserung des Wirkungsgrades einer Verdichteranlage durch die Vorschaltung einer von den Abgasen angetriebenen Vorverdichterstufe wird daher mit dieser technischen Lehre nicht erreicht.
Aus der US-PS 3,204,859 ist ebenfalls eine Anordnung bekannt, bei der von den Abgasen einer Wärmekraftmaschine ein Abgasturbolader angetrieben wird. Diese Erfindung offenbart die Aufteilung der durch einen Turbolader vorverdichteten Luft auf den Motor einerseits und den eigentlichen Verdichter andererseits. Es wird hierbei vom Verdichter zum einen Frischluft angesaugt, zum anderen wird diesem dann vorverdichtete Luft vom Turboverdichter zugeführt, wenn der Ladedruck den vom Motor benötigten Ladedruck übersteigt, also ein Überschuß an Vorverdichtungsdruck vorliegt, der zur Öffnung eines Ventils zum Verdichter führt.
Es ist bei dieser Anordnung nachteilig, daß nur ein Teil der vorverdichteten Luft dem eigentlichen Verdichter zur Verfügung steht und dies auch nur, wenn der Ladedruck ein bestimmtes Niveau erreicht hat. Zudem ist nachteilig, daß die vorverdichtete Luft im Verdichter in einen Zwischenbereich einge- speißt wird, was Probleme bei der Abdichtung und Auslegung der Maschine mit sich bringt, da es im Zwischenbereich zu einer Zunahme des Volumensstroms kommt.
Aus der US-PS 4,563, 132 ist eine Motor- Verdichter-Einheit bekannt, bei der zwei von den Abgasen des Motors angetriebene Turbolader in der Saugleitung des Verdichters angeordnet sind. Wie schon in der Schrift US-PS 3,204,859 ist auch hier eine Aufteilung der vorverdichteten Luft auf Motor und Verdichter mittels eines Ventils vorgesehen.
Nachteilig hierbei ist, daß Motor und Verdichter mit der gleichen Drehzahl laufen wodurch keine Variation des Drucks und der Liefermenge möglich ist. Die Motor- Verdichter-Einheit ist daher nicht für den Einsatz als mobile Verdichtereinheit geeignet sondern für den Motorbetrieb konzipiert, da die Verdichterseite nicht optimal ist.
Ziel der Erfindung ist es, bei einer Verdichteranlage mit einem dem Verdichter vorgeschalteten Abgasturbolader den Gesamtwirkungsgrad zu verbessern und somit eine wirtschaftliche Anwendbarkeit einer solchen Verdichteranlage zu ermöglichen.
Erreicht wird dies nach der Erfindung durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1. Die Unteransprüche 4 bis 9 beschreiben vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung.
Eine Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades wird demnach dadurch erreicht, dass zwei Abgasturbolader so hintereinander angeordnet sind, dass der Abgasmassenstrom eines Dieselmotors zuerst den ersten Abgasturbolader antreibt, der diesem Dieselmotor verdichtete Luft zuführt und anschließend den zweiten Abgasturbolader antreibt, der dem Verdichter vorverdichtete Luft zu- führt. Hierbei ist die turbinenseitige Laufradgeometrie des dem Verdrängerverdichter vorgeschalteten Abgasturboladers, beispielsweise der Durchmesser des Laufrades, an die unterschiedlichen Massenströme auf der Turbinen- und der Verdichterseite des Abgasturboladers angepaßt und die turbinenseitige Laufradgeometrie des dem Dieselmotor vorgeschalteten Abgasturboladers, beispielsweise der Außendurchmesser des Laufrades, an den Abgasgegendruck und die Temperatur resultierend aus dem nachgeschalteten Abgasturbolader des Verdrängerverdichters angepaßt.
Durch die so erreichte Erhöhung des mittleren effektiven Drucks des verwendeten Dieselmotors wird der Verlust an mechanischer Nutzleistung auf etwa 15 % reduziert. Ein Leistungsverlust aufgrund einer schlechteren Füllung des Dieselmotors mit Frischluft kann durch einen höheren Ladedruck vermieden werden.
Der Gesamtleistungsverlust des Dieselmotors verursacht durch den Abgasgegendruck wird so auf etwa 15 % verringert.
Eine zusätzliche Verringerung der Verluste des Dieselmotors kann dadurch erreicht werden, dass die Ladeluft vorm Eintritt in den Dieselmotor zwischen- gekühlt wird. Hierdurch erhöht sich der mittlere effektive Druck des Motors, wodurch der Abgasgegendruck von ca. 1,5 bar lediglich zu einem Verlust an mechanischer Nutzleistung von etwa 10 % führt. Auch in diesem Fall treten keinerlei Verluste aufgrund einer schlechten Füllung des Dieselmotors mit Frischluft auf, weshalb sich der Gesamtleistungsverlust auf etwa 10 % verringert.
Die in dem Abgasturbolader vor dem Verdrängerverdichter gewönne Verdichterleistung entspricht etwa 25 % der mechanischen Nutzleistung des Motors. Daraus resultierend ergibt sich für die erfindungsgemäße Verdichteranla- ge ein Leistungsgewinn von 15 %.
Desweiteren ist die erfindungsgemäße Verdichteranlage mit einem Dieselmotor mit Abgasturbolader vorteilhaft, da der nutzbare Drehzahlbereich des Dieselmotors hier größer ist. Die Veränderung der Drehzahl des Dieselmotors ist von großer Bedeutung, da die Druckluftentnahme aus der Verdichteranlage schwankend erfolgt und somit die Motordrehzahl je nach Druckluftentnahme angehoben oder verringert wird.
Bei herkömmlichen Verdichteranlagen ist lediglich eine Reduzierung der Motordrehzahl um 30 % bis 40 % ausgehend von einer maximal nutzbaren Drehzahl möglich, da ein in etwa konstanter Drehmomentbedarf des Verdich- ters zur Bereitstellung eines konstanten Enddrucks über den gesamten Dreh- zanlbereich des Motors vorliegt. Der nutzbare Drehzahlbereich liegt beispielsweise zwischen 2500 Umdrehungen pro Minute und 1500 Umdrehungen pro Minute.
Bei der Verdichteranlage mit zusätzlichem Abgasturbolader setzt sich der Drehmomentbedarf aus zwei Teilen zusammen, dem des Schraubenverdichters und dem des zusätzlichen Turboladers. Mit sinkender Drehzahl des Dieselmotors verringert sich auch die Abgasturboladerleistung und somit der Abgasgegendruck. Der sinkende Abgasgegendnick bewirkt nun einen Anstieg des mechanisch nutzbaren Motordrehmoments des Dieselmotors, so dass auch in diesem Betriebszustand ein ausreichendes Motordrehmoment zur Bereitstellung des angestrebten Enddrucks durch den Verdichter anliegt. Es ist somit möglich, den Drehzahlbereich des Dieselmotors hin zu niedrigen Drehzahlen zu vergrößern, so dass ein Drehzahlbereich zwischen 2500 Umdrehungen pro Minute und 1000 Umdrehungen pro Minute nutzbar ist. Dies entspricht einer Vergrößerung des nutzbaren Drehzahlbereichs um etwa 50 %. Gerade bei einer nur gelegentlichen Entnahme von Druckluft aus der Verdichteranlage ergibt sich durch die Nutzbarkeit niedrigerer Drehzahlen des O 01/44635
Dieselmotors ein Kraftstoffeinsparpotential von bis zu 30 % gegenüber herkömmlichen Verdichteranlagen.
Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Verdichteranlage liegt in der Verwendung eines Verdrängerverdichters. Es ist bei durch Brennkraftmaschinen angetriebenen Verdichteranlagen üblich, die Liefermenge an Druckluft auch über die Maschinendrehzahl zu regulieren. Eine Verringerung der Motordrehzahl und ein daraus resultierender Verlust an Vordruck bewirkt allerdings ebenfalls eine Verringerung der Verdichterleistung des Abgasturboladers vor dem Verdichter. Der daraus resultie- rende geringere Vordruck bedingt die Erzeugung eines höheren Druckverhältnisses durch den Verdichter zur Erzielung eines angestrebten konstanten Enddruckes.
Die erfindungsgemäße Verdichteranlage löst dieses Problem durch die Verwendung eines Verdrängerverdichters, der auch bei sich ändernden Druckver- hältnissen vor dem Verdichter noch in der Lage ist, einen konstanten Enddruck bereitzustellen, da praktisch kein Schadraum vorhanden ist. Im speziellen soll ein flüssigkeitseingespritzter Verdrängerverdichter, beispielsweise ein Schrauben- oder Rotationsverdichter, Anwendung finden.
Ein weiterer Vorteil der Verwendung eines flüssigkeitseingespritzten Ver- drängerverdichters ist, dass dieser bereits in einer einstufigen Bauform die benötigte Kompression bereitstellt, wodurch die gesamte Verdichteranlage baulich klein gehalten werden kein.
Im Folgenden soll anhand einer schematischen Zeichnung der Aufbau einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen Verdichteranlage dargestellt werden.
Verbrennungsluft wird über einen Luftfilter 10 gereinigt und durch eine Ansaugleitung 70 einem Abgasturbolader 20 zugeführt.
Eine Leitung 72 führt die nun vorkomprimierte Verbrennungsluft einem Zwi- schenkühler 90 und eine Leitung 74 die zwischengekühlte Verbrennungsluft einem Dieselmotor 40 zu.
Eine Leitung 41 leitet das Abgas des Dieselmotors 40 zum Abgasturbolader 20. Eine möglichst kurze Verbindung 42 fuhrt das teilentspannte Abgas einem zweiten Abgasturbolader 21 zu. Nach Durchtritt durch Abgasturbolader 21 wird das entspannte Abgas abgeleitet. Die zu verdichtende Luft wird über einen Luftfilter 1 1 und eine Ansaugleitung 71 dem Abgasturbolader 21 zugeführt.
Eine Leitung 75 führt die nun vorkomprimierte Verbrennungsluft einem Zwischenkühler 91 und eine Leitung 75 die zwischengekühlte vorverdichtete Luft einem flüssigkeitseingespritzen Verdrängerverdichter 50 zu.
Eine Druckleitung 76 leitet die Druckluft mit der Einspritzflüssigkeit dem Druckbehälter 80 zu, wo ein Flüssigkeitsabscheider 81 die Einspritzflüssigkeit von der Druckluft trennt. Über eine Leitung 77, einen Filter 60, eine Leitung 78, einen Kühler 61 und eine Leitung 79 wird die Einspritzflüssigkeit wieder zum flüssigkeitseingespritzten Verdrängerverdichter zurückgeführt.
Die Druckluft wird aus dem Druckbehälter 80 über den Flüssigkeitsabscheider 81, ein Druckhalterückschlagventil 82 und eine Leitung 83 den Druckluftentnahmestellen 84 zugeführt.

Claims

Patentansprüche
1. Verdichteranlage zur Erzeugung von Druckluft bestehend aus einem von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Verdichter, der über eine Leitung mit Druckluftentoahmestellen verbundenen ist und dem ein antriebsseitig an der Abgasseite der Brennkraftmaschine angeschlossener Abgasturbolader vorverdichtete Luft zuführt,
dadurch gekennzeichnet, dass - an der Abgasseite ein erster Abgasturbolader (20),
der einem Dieselmotor (40) vorverdichtete Luft zuführt,
und
ein zweiter Abgasturbolader (21),
der einem flüssigkeitseingespritzten Verdrängerverdichter (50) vorver- dichtete Luft zuführt
- hintereinander angeordnet sind,
wobei
- die turbinenseitige Laufradgeometrie des Abgasturboladers (20), beispielsweise der Außendurchmesser des Laufrades, an den Abgasgegen- druck und die Temperatur resultierend aus dem nachgeschalteten Abgasturbolader (21) des Verdrängerverdichters (50) angepaßt ist und
die turbinenseitige Laufradgeometrie des Abgasturboladers (21), beispielsweise der Durchmesser des Laufrades, an die unterschiedlichen Massenströme auf der Turbinen- und der Verdichterseite des Abgasturboladers (21) angepaßt ist.
2. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Bauteil, beispielsweise ein pneumatisches Ventil, zum Abblasen der durch den Abgasturbolader (21) vorverdichteten Luft bei nur geringer oder keiner Druckluftentnahme an den Druckluftentnahmestellen (84) zwischen dem Abgasturbolader (21) und dem Verdrängerverdichter (50) angeordnet ist.
3. Verdichteranlage nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass
eine Rückführleitung mit Ventil zur Rückführung der durch den Abgasturbolader (21 ) vorverdichteten Luft bei nur geringer oder keiner Druckluftentnahme an den Druckluftentnahmestellen (84) von der Zuführleitung zum Verdrängerverdichter zur Ansaugleitung (71) des Abga- sturbolader (21) geführt ist.
4. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Bauteil, beispielsweise ein pneumatisches Ventil, zum Abblasen der dem Abgasturbolader (21 ) durch eine Zuführleitung (42) zugeführten
Abgase bei nur geringer oder keiner Druckluftentnahme an den Druckluftentoahmestellen (84) in der Zuführleitung (42) zum Abgasturbolader (21) angeordnet ist.
5. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
der Abgasturbolader (21) für den Verdrängerverdichter (50) möglichst nahe am Abgasaustritt des Abgasturboladers (20) des Dieselmotors (40) angeordnet ist.
6. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
der Abgasturbolader (21) des Verdrängerverdichters (50) am Ölkreislauf des Dieselmotors (40) angeschlossen ist.
7. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
der Abgasturbolader (21) des Verdrängerverdichters (50) am Dieselmotor (40) direkt angebaut ist.
8. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
sowohl das turbinen- als auch das verdichterseitige Laufrad des Abgastur- boladers (21) des Verdrängerverdichters (50) in Radialbauweise ausgeführt ist.
9. Verdichteranlage nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass
die von den Abgasturboladern (20, 21) verdichtete Luft vorm Eintritt in den Dieselmotor (40) beziehungsweise den Verdrängerverdichter (50) durch Zwischenkühler (90, 91) gekühlt wird.
PCT/DE2000/004388 1999-12-14 2000-12-08 Verdichteranlage zur erzeugung von druckluft WO2001044635A1 (de)

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