WO2002027164A1 - Abgasturbolader, aufgeladene brennkraftmaschine und verfahren hierzu - Google Patents

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WO2002027164A1
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turbine
internal combustion
combustion engine
inflow
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Werner Bender
Helmut Daudel
Helmut Finger
Peter Fledersbacher
Siegfried Sumser
Freidrich Wirbeleit
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Daimlerchrysler Ag
3K-Warner Turbosystems Gmbh
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbocharger, a supercharged internal combustion engine and a method therefor according to the preamble of claims 1, 7 and 14 respectively.
  • a supercharged internal combustion engine is known from the publication DE 197 34 494 Cl, the exhaust gas turbocharger of which has an exhaust gas turbine with a variable turbine geometry.
  • the variable turbine geometry By adjusting the variable turbine geometry, the effective flow inlet cross-section in the turbine to the turbine wheel can be changed, whereby the exhaust gas back pressure in the line between the cylinder outlet of the internal combustion engine and the inlet of the turbine is influenced in a targeted manner, thereby adjusting the power consumption of the turbine and, accordingly, the compressor output of the compressor can.
  • an exhaust gas recirculation device is provided for returning exhaust gas from the exhaust system into the intake tract.
  • the amount of the recirculated exhaust gas mass flow is set depending on the state variables and operating parameters of the internal combustion engine. If single-flow turbines with variable turbine geometry are used in such supercharged internal combustion engines with exhaust gas recirculation, the pressure drop to the fresh air side required for returning the desired amount of exhaust gas is achieved by accumulating the entire exhaust gas mass flow. However, as the mass flow returned increases, the charge change in the cylinders is negatively influenced and fuel consumption increases.
  • the invention is based on the problem of reducing pollutant emissions and fuel consumption in supercharged internal combustion engines with exhaust gas recirculation.
  • the exhaust gas turbine of the novel exhaust gas turbocharger is designed with two passages and has two inflow ducts, each with a flow inlet cross section to the turbine wheel, the two inflow ducts being formed separately and being shielded from one another in a pressure-tight manner, in particular also being pressure-tightly shielded from the environment.
  • each inflow channel has its own inflow connection for the separate supply of exhaust gas.
  • This design of the exhaust gas turbocharger makes it possible to provide two independent exhaust gas lines between the cylinder outlets of the internal combustion engine and the exhaust gas turbine and to supply each inflow channel with exhaust gas separately.
  • a new type of internal combustion engine can be are formed such that each exhaust line only receives the exhaust gas of a part of the cylinders of the engine and exactly one of the two exhaust lines is connected to the intake tract via a return line of the exhaust gas recirculation device.
  • the exhaust gas line from which the return line of the exhaust gas recirculation branches off is supplied with the exhaust gas from a certain number of cylinders of the internal combustion engine, in particular a smaller number of cylinders and possibly only one cylinder than the parallel exhaust gas line, which is not involved in the exhaust gas recirculation.
  • the exhaust gas back pressure in that exhaust line or that inflow duct of the turbine which or which does not communicate with the exhaust gas recirculation device, can expediently be manipulated via the variable turbine geometry arranged in the flow inlet cross section of this inflow duct.
  • the variable turbine geometry By adjusting the variable turbine geometry, the turbine output and thus also the work to be given off by the compressor or the amount of air conveyed can be influenced in such a way that a pressure drop that enables the exhaust gas recirculation occurs between the exhaust gas line involved in the exhaust gas recirculation and the intake tract.
  • the desired turbine speed is coordinated via the channel, which corresponds to the variable turbine geometry.
  • the increased exhaust gas back pressure in the first exhaust gas line communicating with the exhaust gas recirculation can be supported by arranging a variable or unchangeable flow obstacle in the form of a guide vane or a similar design in the flow inlet cross section which is assigned to the inflow channel assigned to the first exhaust gas line. It may be expedient here to additionally or alternatively also provide a variable turbine geometry in this flow inlet cross section.
  • a combination turbine with a semi-axial and a radial flow inlet cross section is selected as the preferred turbine type, the variable turbine geometry being expediently arranged in the radial flow inlet cross section and the exhaust gas recirculation being assigned to the semi-axial inflow channel or flow inlet cross section.
  • Such combination turbines with a semi-axial and a radial flow inlet cross section only have to be modified compared to combination turbines known from the prior art in such a way that the inflow channels assigned to the two flow inlet cross sections are mutually pressure-tight to prevent undesired pressure compensation between these inflow channels.
  • This is achieved, for example, by connecting a flow ring, which is arranged between the semi-axial and radial flow inlet cross section, in a pressure-tight manner to a partition between the inflow channels.
  • a bypass line connecting the two exhaust gas lines outside the exhaust gas turbine is provided, which is equipped with an adjustable bypass valve.
  • pressure equalization between the two exhaust gas lines can be permitted, in order to create the same pressure conditions in both turbine inflow channels, particularly in engine operation without exhaust gas recirculation.
  • the bypass valve can advantageously also be switched to a position in which exhaust gas is discharged from one of the two exhaust gas lines or from both exhaust gas lines bypassing the exhaust gas turbine from the exhaust gas line.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a supercharged internal combustion engine with a double-flow combination turbine with semi-axial and radial flow inlet cross section
  • Fig. 5 is a graph showing the course of the exhaust gas mass flow through a turbine as a function of the pressure gradient across the turbine, shown for each of the two inflow channels of the combination turbine.
  • the internal combustion engine 1 shown in FIG. 1 - an Otto engine or a diesel engine - comprises an exhaust gas turbocharger 2 with a turbine 3 in the exhaust line 4 and with a compressor 5 in the intake tract ⁇ , the movement of the turbine wheel via a shaft 7 on the compressor wheel of the Compressor 5 is transmitted.
  • the turbine 3 of the exhaust gas turbocharger 2 is equipped with a variable Bine geometry 8 equipped, via which the effective flow inlet cross-section to the turbine wheel 9 can be adjusted depending on the state of the internal combustion engine.
  • the turbine 3 is designed as a dual-flow combination turbine with two floods or inflow channels 10 and 11, of which a first inflow channel 10 has a semi-axial flow inlet cross section 12 to the turbine wheel 9 and the second inflow channel 11 has a radial flow inlet cross section 13 to the turbine wheel 9.
  • the two inflow channels 10 and 11 are separated by a partition 14 fixed to the housing and are shielded from one another in a pressure-tight manner.
  • variable turbine geometry 8 is expediently located in the radial flow inlet cross section 13 of the inflow duct 11 and is designed in particular as a guide grille with adjustable guide vanes or as a guide grid that can be displaced axially into the radial flow inlet cross section 13, a variable adjustable flow inlet cross section to the turbine wheel 9 being released depending on the position of the guide grid becomes.
  • Each flood or inflow channel 10 or 11 is provided with an inflow connection 15 or 16.
  • Exhaust gas can be supplied separately to the associated inflow channel 10 or 11 via each inflow connection 15 or 16.
  • the exhaust gas is supplied via two independently configured exhaust pipes 17 and 18, which are part of the exhaust line 4.
  • Each exhaust pipe 17 or 18 is assigned to a defined number of cylinder outlets of the internal combustion engine.
  • the internal combustion engine is V-shaped and has two cylinder banks 19 and 20, each with the same Number of cylinders.
  • the first exhaust line 17 leads from the cylinder bank 19 assigned to it to the first inflow duct 10, the second exhaust line 18 accordingly leads from the second cylinder bank 20 to the second inflow duct 11.
  • bypass line 21 with an upstream of the turbine 3 adjustable blow-off or Blow valve 22 arranged.
  • the bypass valve 22- can be placed in a blocking position, in which the bypass line 21 is shut off and pressure exchange between the exhaust gas lines 17 and 18 is prevented, in a through position in which the bypass line is open and pressure exchange is possible, and in a blow-off position are displaced, in which exhaust gas is discharged from one of the two exhaust gas lines or from both exhaust gas lines bypassing the turbine from the exhaust gas line.
  • an exhaust gas recirculation device 23 which comprises a return line 24 between the first exhaust line 17 and the intake tract 6 directly upstream of the cylinder inlet of the internal combustion engine 1, as well as a check valve 25 or check valve or flap valve, that between a blocking position blocking the return line 24 and a releasing opening position is adjustable or adjusts itself.
  • An exhaust gas cooler 26 is also advantageously arranged in the return line 24.
  • All the control elements of the various adjustable components in particular the variable turbine geometry 8, the blow-off valve 22 and the check valve 25, are moved into their desired position via control signals which can be generated in a regulating and control device 27. poses.
  • the turbine power is transferred to the compressor 5, which draws in ambient air at the pressure pi and compresses it to an increased pressure p 2 .
  • a charge air cooler 28, through which the compressed air flows, is arranged downstream of the compressor 5 in the intake tract 6. After leaving the charge air cooler 28, the air is compressed to the charge pressure p 2s , with which it is introduced into the cylinder inlet of the internal combustion engine.
  • the exhaust gas back pressure p 3 Zylinder prevails in the first exhaust line 17, which is assigned to the first cylinder bank 19; Exhaust gas back pressure p 32 is present in second exhaust line 18, which is assigned to second cylinder bank 20.
  • the exhaust gas is expanded to the low pressure 4 and then initially subjected to a catalytic cleaning and finally blown off into the environment.
  • variable turbine geometry 8 is set in the radial flow inlet cross section 13 of second flow channel 11 into a position in which a pressure gradient that enables exhaust gas recirculation between first exhaust pipe 17 and intake tract 6.
  • a pressure drop arises taking into account the required fuel-air ratio in particular in the case of a position of the variable turbine geometry 8 which is offset in the direction of its open position.
  • first flow inlet cross section 12 in the first inflow duct 10 is designed to be relatively small and assumes a value that may advantageously be slightly larger than the second flow inlet cross section 13 in the stowed position of the variable turbine geometry, but is smaller than this cross section in the open position of the variable turbine geometry.
  • the exhaust gas back pressure p 3 ⁇ in the first exhaust gas line 17 is higher than the exhaust gas back pressure p 32 in the second exhaust gas line 18, which has no connection to the exhaust gas recirculation device 23.
  • variable turbine geometry In engine braking operation, the variable turbine geometry is transferred to its stowed position, in which the radial flow inlet cross section 13 is reduced to a minimum value, as a result of which the exhaust gas back pressure p 32 in the second exhaust gas line 18 increases to a high value, which is in particular greater than the exhaust gas back pressure p 3i in of the first exhaust pipe 17 communicating with the exhaust gas recirculation device 23.
  • This makes it possible to achieve very high engine braking powers by greatly increasing the exhaust gas back pressure p 32 without exceeding the critical speed limit of the exhaust gas turbocharger by actuating the valves 22 and 25 in an advantageous manner , 2, an exhaust gas turbocharger 2 with an exhaust gas turbine 3 with variable turbine geometry 8 is shown.
  • the turbine 3 comprises a first inflow duct 10 with a semi-axial flow entry cross section 12 and a second inflow duct 11 with a radial flow entry cross section 13. Exhaust gas from the inflow ducts 10 and 11 can be fed to the turbine wheel 9 via the flow entry cross sections 12 and 13.
  • a fixed grid 29 is located in the semi-axial flow inlet cross section 12, whereas a die 33 is arranged in the radial flow inlet cross section 13 in addition to a guide grid 30.
  • the two inflow channels 10 and 11 are separated by a partition 14 fixed to the housing.
  • a flow ring 31 Arranged in the region of the flow inlet cross sections 12 and 13 is a flow ring 31 which divides the two flow inlet cross sections and has a streamlined contour, the radial outside of which faces the radially inward end region of the partition wall 14.
  • annular sealing element 32 is arranged between the end face of the partition wall 14 and the radially outer side of the flow ring 31.
  • the axially displaceable die 33 in the radial flow inlet cross section 13 is fastened to an axial slide 34, which surrounds the turbine wheel 9 in a ring.
  • the rigid guide grid, which dips into the movable die, is attached to the flow ring 31 in the example shown.
  • the first inflow channel 10, which in the semi-axial Flow inlet cross section 12 opens out, has a considerably smaller volume than the second inflow channel 11 with a radial flow inlet cross section 13.
  • the turbine 3 of the exhaust gas turbocharger 2 according to FIG. 3 also has a first inflow duct 10 with a semi-axial flow inlet cross section 12 and a second inflow duct 11 with a radial flow inlet cross section 13, which are divided by a partition 14, the two flow inlet cross sections 12 and 13 being directly from the flow ring 31 are limited and a sealing element 32 is arranged between the flow ring 31 and the partition 14.
  • the grating element in the semi-axial flow inlet cross section 12 is designed as a fixed grille 29, while an adjustable guide grille 30 with adjustable guide blades is arranged in the radial flow entry cross section 13.
  • the volumes of inflow channels 10 and 11 are approximately the same size.
  • the sectional view according to FIG. 4 shows a radial turbine with two radial inflow channels 10 and 11.
  • the inflow ducts 10 and 11 of the turbine 3 which is also referred to as a two-segment turbine, take the form of partial spirals and open out on radially opposite sides via their flow inlet cross sections 12 and 13, respectively, into the turbine space accommodating the turbine wheel 9. It can be expedient to provide an angle of the mouth cross sections of the inflow channels to the turbine wheel 9 that is different from 180 °.
  • the guide vane 30, which surrounds the turbine wheel 9 radially, has adjustable guide vanes.
  • FIG 5 shows a graph with the course of the turbine throughput parameters ⁇ as a function of the pressure gradient p 3 / p 4 above the exhaust gas turbine, p 3 denoting the exhaust gas back pressure upstream of the turbine and p 4 the relaxed pressure downstream of the turbine.
  • the throughput parameter ⁇ i for the first flow channel is shown;
  • Throughput parameter ⁇ i is shown as a line due to the fixed geometry in the flow inlet cross section assigned to the first inflow channel.
  • the throughput parameter ⁇ 2 that can be represented in the second inflow channel is characterized by a hatched area due to the variably adjustable turbine geometry with a variable flow inlet cross-section, the lower limit ⁇ 2 , u of which corresponds to the closed position of the variable turbine geometry and the upper limit of ⁇ 2 , o to the open position of the turbine geometry.
  • a dashed line in the adjustment area of the variable turbine geometry exemplifies a current guide vane position in which, due to the comparatively small flow inlet cross-section in the first flow duct with fixed grille and the resulting high level of accumulation in this inflow duct, a high exhaust gas back pressure p 3 ⁇ occurs in the first inflow duct, which one Exhaust gas recirculation favors.
  • there is a lower exhaust gas back pressure p 32 which means that the turbine can be operated in more favorable efficiency ranges.

Abstract

Eine mit Abgasrückführung (23) versehene Brennkraftmaschine weist einen Abgasturbolader (2) mit variabler Turbinengeometrie (8) auf. Zur Verbesserung des Abgasverhaltens ist die Abgasturbine mit (3) zwei separaten, druckdicht gegeneinander abgeschirmten Einströmkanälen (10, 11) ausgebildet, wobei ein Einströmkanal (10) mit einer Abgasleitung (17) kommuniziert, von der eine Rückführungsleitung (24) der Abgasrückführung (23) abzweigt.

Description

Abgasturbolader, aufgeladene Brennkraftmaschine und Verfahren hierzu
Die Erfindung bezieht sich auf einen Abgasturbolader, eine aufgeladene Brennkraftmaschine und ein Verfahren hierzu nach dem Oberbegriff des Anspruches 1, 7 bzw. 14.
Aus der Druckschrift DE 197 34 494 Cl ist eine aufgeladene Brennkraftmaschine bekannt, deren Abgasturbolader eine Abgasturbine mit variabler Turbinengeometrie aufweist. Durch die Verstellung der variablen Turbinengeometrie kann der wirksame Strömungseintrittsquerschnitt in der Turbine zum Turbinenrad verändert werden, wodurch der Abgasgegendruck in dem Leitungsstrang zwischen dem Zylinderauslass der Brennkraftmaschine und dem Einlass der Turbine gezielt beeinflusst und dadurch die Leistungsaufnahme der Turbine und entsprechend die Verdichterleistung des Verdichters eingestellt werden können. Zur Verbesserung des Abgasverhaltens der Brennkraftmaschine, insbesondere zur NOx-Reduktion, ist eine Abgasrückführungsvorrichtung zur Rückführung von Abgas aus dem Abgasstrang in den Ansaugtrakt vorgesehen. In Abhängigkeit von Zustandsgrößen und Betriebsparametern der Brennkraftmaschine wird die Höhe des rückgeführten Abgasmassenstromes eingestellt. Werden in derartigen aufgeladenen Brennkraftmaschinen mit Abgasrückführung einflutige Turbinen mit variabler Turbinengeometrie eingesetzt, so wird das zum Rückführen der gewünschten Abgasmenge nötige Druckgefälle zur Frischluftseite durch das Aufstauen des gesamten Abgasmassenstromes erzielt. Mit zunehmendem rückgeführtem Massenstrom wird jedoch der Ladungswechsel in den Zylindern negativ beeinflusst und der Kraftstoffverbrauch erhöht.
Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, den Schadstoffausstoß und den Kraftstoffverbrauch in aufgeladenen Brennkraftmaschinen mit Abgasrückführung zu reduzieren.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruches 1, 7 bzw. 14 gelöst. Die Unteransprüche geben bevorzugte Weiterbildungen an.
Die Abgasturbine des neuartigen Abgasturboladers ist zweiflutig ausgebildet und weist zwei Einströmkanäle mit jeweils einem Strömungseintrittsquerschnitt zum Turbinenrad auf, wobei die beiden Einströmkanäle separat ausgebildet und gegeneinander druckdicht abgeschirmt sind, insbesondere auch zur Umgebung hin druckdicht abgeschirmt sind. Zudem weist jeder Einströmkanal einen eigenen Zuströmanschluss für die separate Zuführung von Abgas auf.
Durch diese Ausführung des Abgasturboladers ist es möglich, zwei unabhängige Abgasleitungen zwischen den Zylinderauslässen der Brennkraftmaschine und der Abgasturbine vorzusehen und jeden Einströmkanal separat mit Abgas zu versorgen. Mit einem derartigen Abgasturbolader kann eine neuartige Brennkraftmaschine in der Weise aus- gebildet werden, dass jede Abgasleitung nur das Abgas eines Teils der Zylinder des Motors aufnimmt und genau eine der beiden Abgasleitungen über eine Rückführleitung der Abgasrückführungsvorrichtung mit dem Ansaugtrakt verbunden wird. Es wird nur der Teil des Motorabgases dieser Abgasleitung entsprechend der erforderlichen Ab- gasrückführmenge hoch aufgestaut, wodurch deutlich geringere Ladungswechselnachteile während der Abgasrück- führungs-Betriebsweise und ein entsprechend geringerer Kraftstoffverbrauch zu erwarten sind und dennoch das Abgasverhalten positiv beeinflusst werden kann. Vorteilhaft wird der Abgasleitung, von der die Rückführleitung der Abgasrückführung abzweigt, das Abgas von einer bestimmten Zylinderanzahl der Brennkraftmaschine, insbesondere einer kleineren Zylinderanzahl und gegebenenfalls nur eines Zylinders als der parallelen Abgasleitung zugeführt, die nicht an der Abgasrückführung beteiligt ist.
Aufgrund der zwei separaten und druckdicht gegeneinander abgeschirmten Einströmkanäle in der Abgasturbine kann zweckmäßig der Abgasgegendruck in derjenigen Abgasleitung bzw. demjenigen Einströmkanal der Turbine, welche bzw. welcher nicht mit der Abgasrückführungsvorrichtung kommuniziert, über die vorteilhaft im Strömungseintrittsquerschnitt dieses Einströmkanals angeordnete variable Turbinengeometrie manipuliert werden. Durch Verstellung der variablen Turbinengeometrie kann die Turbinenleistung und damit auch die vom Verdichter abzugebende Arbeit bzw. geförderte Luftmenge in der Weise beeinflusst werden, dass zwischen der an der Abgasrückführung beteiligten Abgasleitung und dem Ansaugtrakt ein die Abgasrückführung ermöglichendes Druckgefälle entsteht. Es ist insbesondere möglich, in der befeuerten Antriebsbe- triebsweise der Brennkraftmaschine die variable Turbinengeometrie dem zweiten, nicht an der Abgasrückführung beteiligten Einströmkanal der Turbine in Richtung ihrer Offenstellung zu versetzen, in der die Turbinengeometrie einen nur geringen Strömungswiderstand im Strömungseintrittsquerschnitt bildet, so dass der Abgasgegendruck in diesem Einströmkanal reduziert ist und weniger Verdichterarbeit abgegeben und dementsprechend ein geringerer Ladedruck erzeugt wird, der mit dem optimalen Luftverhältnis korrespondiert. Unabhängig von dem Abgasgegendruck in derjenigen Abgasleitung, die mit dem nicht an der Abgasrückführung beteiligten Einströmkanal kommuniziert, kann in der parallelen Abgasleitung, von der die Rückführleitung der Abgasrückführung abzweigt, ein höherer, den Ladedruck auf der Ansaugseite übersteigender Abgasgegendruck zur Rückführung von Abgas in den Ansaugtrakt erzeugt werden.
Während mit der einen der Turbine zugeführten Leitung der Aufstau für die Abgasrückführung erfolgt, wird über den Kanal, der mit der variablen Turbinengeometrie korrespondiert, die gewünschte Turbinendrehzahl abgestimmt.
Der erhöhte Abgasgegendruck in der ersten, mit der Abgasrückführung kommunizierenden Abgasleitung kann dadurch unterstützt werden, dass in dem Strömungseintrittsquerschnitt, welcher dem der ersten Abgasleitung zugeordneten Einströmkanal zugeordnet ist, ein veränderliches oder unveränderliches Strömungshindernis in Form eines Leitgitters oder einer ähnlichen Ausführung angeordnet ist. Es kann hierbei zweckmäßig sein, zusätzlich oder alternativ auch in diesem Strömungseintrittsquerschnitt eine variable Turbinengeometrie vorzusehen. Als bevorzugter Turbinentyp wird eine Kombinationsturbine mit einem halbaxialen und einem radialen Strömungseintrittsquerschnitt gewählt, wobei die variable Turbinengeometrie zweckmäßig im radialen Strömungseintrittsquerschnitt angeordnet ist und die Abgasrückführung dem halbaxialen Einströmkanal bzw. Strömungseintrittsquerschnitt zugeordnet ist. Derartige Kombinationsturbinen mit einem halbaxialen und einem radialen Strömungseintrittsquerschnitt müssen gegenüber aus dem Stand der Technik bekannten Kombinationsturbinen lediglich in der Weise modifiziert werden, dass die den beiden Strömungseintrittsquerschnitten zugeordneten Einströmkanäle gegenseitig druckdicht abgeschlossen werden, um einen unerwünschten Druckausgleich zwischen diesen Einströmkanälen zu verhindern. Dies wird beispielsweise dadurch erreicht, dass ein Strömungsring, welcher zwischen halbaxialem und radialem Strömungseintrittsquerschnitt angeordnet ist, druckdicht mit einer Trennwand zwischen den Einströmkanälen verbunden wird.
In bevorzugter Weiterbildung der Brennkraftmaschine ist eine die beiden Abgasleitungen außerhalb der Abgasturbi- ne verbindende Überbrückungsleitung vorgesehen, die mit einem einstellbaren Umblaseventil ausgestattet ist. Je nach Stellung des Umblaseventils kann ein Druckausgleich zwischen den beiden Abgasleitungen zugelassen werden, um insbesondere in einem Motorbetrieb ohne Abgasrückführung in beiden Einströmkanälen der Turbine gleiche Druckverhältnisse zu schaffen. Das Umblaseventil kann vorteilhaft aber auch in eine Position geschaltet werden, in welcher Abgas aus einer der beiden Abgasleitungen oder aus beiden Abgasleitungen unter Umgehung der Abgasturbi- ne aus dem Abgasstrang ausgeleitet wird. Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungsformen sind den weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer aufgeladenen Brennkraftmaschine mit einer zweiflutigen Kombinationsturbine mit halbaxialem und radialem Strömungseintrittsquerschnitt,
Fig. 2 einen Schnitt durch eine Kombinationsturbine mit zwei separat und gegeneinander druckdicht ausgebildete Einströmkanälen,
Fig. 3 einen Schnitt durch eine Kombinationsturbine in einer weiteren Ausführung,
Fig. 4 einen Schnitt durch eine zweiflutige Radialturbine,
Fig. 5 ein Schaubild mit dem Verlauf des Abgas- Massendurchsatzes durch eine Turbine in Abhängigkeit des Druckgefälles über der Turbine, dargestellt für jede der beiden Einströmkanäle der Kombinationsturbine .
In den folgenden Figuren sind gleiche Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die in Fig. 1 dargestellte Brennkraftmaschine 1 - ein Otto-Motor oder ein Dieselmotor - umfasst einen Abgasturbolader 2 mit einer Turbine 3 im Abgasstrang 4 und mit einem Verdichter 5 im Ansaugtrakt β, wobei die Bewegung des Turbinenrades über eine Welle 7 auf das Verdichterrad des Verdichters 5 übertragen wird. Die Turbine 3 des Abgasturboladers 2 ist mit einer variablen Tur- binengeometrie 8 ausgestattet, über die in Abhängigkeit des Zustands der Brennkraftmaschine der wirksame Strömungseintrittsquerschnitt zum Turbinenrad 9 veränderlich eingestellt werden kann. Die Turbine 3 ist als zweiflu- tige Kombinationsturbine mit zwei Fluten bzw. Einströmkanälen 10 und 11 ausgebildet, von denen ein erster Einströmkanal 10 einen halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt 12 zum Turbinenrad 9 und der zweite Einströmkanal 11 einen radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 zum Turbinenrad 9 aufweist. Die beiden Einströmkanäle 10 und 11 sind durch eine gehäusefeste Trennwand 14 separiert und gegenseitig druckdicht abgeschirmt.
Die variable Turbinengeometrie 8 befindet sich zweckmäßig im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 des Einströmkanals 11 und ist insbesondere als Leitgitter mit verstellbaren Leitschaufeln oder als ein axial in den radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 verschiebbares Leitgitter ausgebildet, wobei in Abhängigkeit der Stellung des Leitgitters ein veränderlich einstellbarer Strömungseintrittsquerschnitt zum Turbinenrad 9 freigegeben wird.
Jede Flut bzw. jeder Einströmkanal 10 bzw. 11 ist mit einem Zuströmanschluss 15 bzw. 16 versehen. Über jeden Zuströmanschluss 15 bzw. 16 ist dem zugeordneten Einströmkanal 10 bzw. 11 separat Abgas zuführbar. Die Abgaszuführung erfolgt über zwei unabhängig voneinander ausgebildete Abgasleitungen 17 und 18, welche Bestandteil des Abgasstranges 4 sind. Jede Abgasleitung 17 bzw. 18 ist einer definierten Anzahl an Zylinderauslässen der Brennkraftmaschine zugeordnet. Im Ausführungsbeispiel ist die Brennkraftmaschine V-förmig ausgebildet und weist zwei Zylinderbänke 19 und 20 mit jeweils gleicher Zylinderanzahl auf. Die erste Abgasleitung 17 führt von der ihr zugeordneten Zylinderbank 19 zum ersten Einströmkanal 10, die zweite Abgasleitung 18 führt dementsprechend von der zweiten Zylinderbank 20 zum zweiten Einströmkanal 11. Zwischen den beiden Abgasleitungen 17 und 18 ist stromauf der Turbine 3 eine verbindende Überbrückungsleitung 21 mit einem einstellbaren Abblasebzw. Umblaseventil 22 angeordnet. Das Umblaseventil 22- kann in eine Sperrstellung versetzt werden, in der die Überbrückungsleitung 21 abgesperrt ist und ein Druckaustausch zwischen den Abgasleitungen 17 und 18 unterbunden wird, in eine Durchgangsstellung, in der die Überbrückungsleitung geöffnet ist und ein Druckaustausch ermöglicht ist, und in eine Abblasestellung versetzt werden, in der Abgas aus einer der beiden Abgasleitungen oder aus beiden Abgasleitungen unter Umgehung der Turbine aus dem Abgasstrang ausgeleitet wird.
Weiterhin ist eine Abgasrückführungsvorrichtung 23 vorgesehen, die eine Rückführleitung 24 zwischen der ersten Abgasleitung 17 und dem Ansaugtrakt 6 unmittelbar stromauf des Zylindereinlasses der Brennkraftmaschine 1 sowie ein Sperrventil 25 oder Rückschlagventil bzw. Flatterventil umfasst, dass zwischen einer die Rückführleitung 24 blockierenden Sperrstellung und einer freigebenden Öffnungsstellung verstellbar ist bzw. sich einstellt. Vorteilhaft ist in der Rückführleitung 24 auch ein Abgaskühler 26 angeordnet.
Sämtliche Stellelemente der diversen verstellbaren Bauteile, insbesondere die variable Turbinengeometrie 8, das Umblaseventil 22 und das Sperrventil 25, werden über Stellsignale, die in einer Regel- und Steuerungseinrichtung 27 erzeugbar sind, in ihre gewünschte Position ver- stellt .
Im Betrieb der Brennkraftmaschine wird die Turbinenleistung auf den Verdichter 5 übertragen, der Umgebungsluft mit dem Druck pi ansaugt und auf einen erhöhten Druck p2 verdichtet. Stromab des Verdichters 5 ist im Ansaugtrakt 6 ein Ladeluftkühler 28 angeordnet, der von der verdichteten Luft durchströmt wird. Nach dem Verlassen des Ladeluftkühlers 28 ist die Luft auf den Ladedruck p2s verdichtet, mit dem sie in den Zylindereinlass der Brennkraftmaschine eingeleitet wird. Am Zylinderauslass herrscht in der ersten Abgasleitung 17, die der ersten Zylinderbank 19 zugeordnet ist, der Abgasgegendruck p3χ; in der zweiten Abgasleitung 18, die der zweiten Zylinderbank 20 zugeordnet ist, liegt der Abgasgegendruck p32 an. In der Turbine 3 wird das Abgas auf den niedrigen Druck 4 entspannt und im weiteren Verlauf zunächst einer katalytischen Reinigung unterzogen und schließlich in die Umgebung abgeblasen.
Im Abgasrückführungsbetrieb in der befeuerten Antriebsbetriebsweise wird das Sperrventil 25 der Abgasrückführungsvorrichtung 23 in Öffnungsstellung versetzt, damit Abgas aus der ersten Abgasleitung 17 in den Ansaugtrakt 6 überströmen kann. Um ein die Abgasrückführung ermöglichendes Druckgefälle mit einem den Ladedruck p2s übersteigenden Abgasgegendruck p3i in der Abgasleitung 17 zu gewährleisten, wird die variable Turbinengeometrie 8 im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 des zweiten Strömungskanals 11 in eine Stellung versetzt, in der sich ein die Abgasrückführung ermöglichendes Druckgefälle zwischen erster Abgasleitung 17 und Ansaugtrakt 6 einstellt. Ein derartiges Druckgefälle stellt sich unter Beachtung des geforderten Kraftstoff-Luft-Verhältnisses insbesondere bei einer in Richtung ihrer Öffnungsstellung versetzten Position der variablen Turbinengeometrie 8 ein.
Ein derartiges Druckgefälle kann dadurch unterstützt werden, dass der erste Strömungseintrittsquerschnitt 12 im ersten Einströmkanal 10 verhältnismäßig klein ausgebildet ist und einen Wert annimmt, der vorteilhaft zwar geringfügig größer sein kann als der zweite Strömungseintrittsquerschnitt 13 in Staustellung der variablen Turbinengeometrie, jedoch kleiner ist als dieser Querschnitt in Offenstellung der variablen Turbinengeometrie. Aufgrund des relativ geringen ersten Strömungseintrittsquerschnitts 12 kann ein verhältnismäßig hoher Abgasgegendruck p3ι in der ersten Abgasleitung 17 erzielt werden. Bei aktiver Abgasrückführung ist insbesondere der Abgasgegendruck p3ι in der ersten Abgasleitung 17 höher als der Abgasgegendruck p32 in der zweiten Abgasleitung 18, die keine Verbindung zur Abgasrückführungsvorrichtung 23 aufweist.
Im Motorbremsbetrieb wird die variable Turbinengeometrie in ihre Staustellung überführt, in der der radiale Strömungseintrittsquerschnitt 13 auf einen minimalen Wert reduziert wird, wodurch der Abgasgegendruck p32 in der zweiten Abgasleitung 18 auf einen hohen Wert ansteigt, der insbesondere größer ist als der Abgasgegendruck p3i in der ersten, mit der Abgasrückführungsvorrichtung 23 kommunizierenden Abgasleitung 17. Hierdurch ist es möglich, sehr hohe Motorbremsleistungen durch eine starke Anhebung des Abgasgegendrucks p32 zu erzielen, ohne die kritische Drehzahlgrenze des Abgasturboladers zu überschreiten, indem die Ventile 22 und 25 in vorteilhafter Weise betätigt werden. In der Schnittdarstellung nach Fig. 2 ist ein Abgasturbolader 2 mit einer Abgasturbine 3 mit variabler Turbinengeometrie 8 gezeigt. Die Turbine 3 umfasst einen ersten Einströmkanal 10 mit halbaxialem Strömungseintrittsquerschnitt 12 und einen zweiten Einströmkanal 11 mit radialem Strömungseintrittsquerschnitt 13. Über die Strömungseintrittsquerschnitte 12 und 13 ist Abgas aus den Einströmkanälen 10 und 11 dem Turbinenrad 9 zuführbar. Im halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt 12 befindet sich ein Festgitter 29, wohingegen im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 neben einem Leitgitter 30 eine axial in den Strömungseintrittsquerschnitt 13 verschiebliche Matrize 33 angeordnet ist. Die beiden Einströmkanäle 10 und 11 sind über eine gehäusefest Trennwand 14 separiert. Im Bereich der Strömungseintrittsquerschnitte 12 und 13 ist ein die beiden Strömungseintrittsquerschnitte abteilender, strömungsgünstig konturierter Strömungsring 31 angeordnet, dessen radiale Außenseite dem radial nach innen gewandten Stirnbereich der Trennungswand 14 zugewandt ist. Für eine druckdichte Abschirmung zwischen den Einströmkanälen 10 und 11 ist zwischen Stirnseite der Trennwand 14 und radial außen liegender Seite des Strömungsrings 31 ein ringförmiges Dichtelement 32 angeordnet.
Die axial verschiebliche Matrize 33 im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 ist an einem Axialschieber 34 befestigt, welcher das Turbinenrad 9 ringförmig umgibt. Das starre Leitgitter, das in die bewegliche Matrize eintaucht, ist im gezeigten Beispiel am Strömungsring 31 befestigt.
Der erste Einströmkanal 10, welcher in den halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt 12 mündet, weist ein erheblich kleineres Volumen auf als der zweite Einströmkanal 11 mit radialem Strömungseintrittsquerschnitt 13.
Auch die Turbine 3 des Abgasturboladers 2 gemäß Fig. 3 weist einen ersten Einströmkanal 10 mit halbaxialem Strömungseintrittsquerschnitt 12 und einen zweiten Einströmkanal 11 mit radialem Strömungseintrittsquerschnitt 13 auf, die über eine Trennwand 14 abgeteilt sind, wobei die beiden Strömungseintrittsquerschnitte 12 und 13 unmittelbar von dem Strömungsring 31 begrenzt werden und zwischen Strömungsring 31 und Trennwand 14 ein Dichtelement 32 angeordnet ist. Das Gitterelement im halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt 12 ist als Festgitter 29 ausgebildet, in radialen Strömungseintrittsquerschnitt 13 ist dagegen ein verstellbares Leitgitter 30 mit verstellbaren Leitschaufeln angeordnet. Im Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 sind die Volumina von Einströmkanal 10 und 11 etwa gleich groß.
Der Schnittdarstellung nach Fig. 4 ist eine Radialturbine mit zwei radialen Einströmkanälen 10 und 11 zu entnehmen. Die Einströmkanäle 10 und 11 der Turbine 3, welche auch als Zweisegmentturbine bezeichnet wird, nehmen die Form von Teilspiralen ein und münden auf radial gegenüber liegenden Seiten über ihre Strömungseintrittsquerschnitte 12 bzw. 13 in den das Turbinenrad 9 aufnehmenden Turbinenraum. Es kann zweckmäßig sein, einen von 180° verschiedenen Winkel der Mündungsquerschnitte der Einströmkanäle zum Turbinenrad 9 vorzusehen. Das radial das Turbinenrad 9 umgreifende Leitgitter 30 weist verstellbare Leitschaufeln auf.
Fig. 5 zeigt ein Schaubild mit dem Verlauf des Turbinen- durchsatzparameters φ in Abhängigkeit des Druckgefälles p3/p4 über der Abgasturbine, wobei mit p3 der Abgasgegendruck stromauf der Turbine und mit p4 der entspannte Druck stromab der Turbine bezeichnet ist. Dargestellt ist zum Einen der Durchsatzparameter φi für den ersten Strömungskanal; Durchsatzparameter φi ist aufgrund der Festgeometrie in dem dem ersten Einströmkanal zugeordneten Strömungseintrittsquerschnitt als Linie dargestellt. Der im zweiten Einströmkanal darstellbare Durchsatzparameter φ2 ist aufgrund der variabel einstellbaren Turbinengeometrie mit veränderlichem Strömungseintrittsquerschnitt als schraffierte Fläche gekennzeichnet, deren Untergrenze φ2,u der Schließstellung der variablen Turbinengeometrie und deren Obergrenze φ2,o der Öffnungsstellung der Turbinengeometrie entspricht. Mit gestrichelter Linie ist im Verstellbereich der variablen Turbinengeometrie beispielhaft eine aktuelle Leitgitterposition herausgegriffen, bei der aufgrund des vergleichsweise kleinen Strömungseintrittsquerschnitts im ersten Strömungskanal mit Festgitter und der dadurch bedingten hohen Aufstaufähigkeit in diesem Einströmkanal sich ein hoher Abgasgegendruck p3ι im ersten Einströmkanal einstellt, der eine Abgasrückführung begünstigt. Im zweiten Einströmkanal mit variabler Turbinengeometrie liegt dagegen ein geringerer Abgasgegendruck p32 an, wodurch die Turbine in günstigeren Wirkungsgradbereichen betrieben werden kann.

Claims

Patentansprüche
1. Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader und einer Abgasrückführungsvorrichtung, wobei der Abgasturbolader (2) eine mit variabler Turbinengeometrie (8) ausgestattete Abgasturbine (3) im Abgasstrang (4) und einen Verdichter (5) im Ansaugtrakt (6) der Brennkraftmaschine (1) und die Abgasrückführungsvorrichtung (23) eine Rückführleitung (24) zwischen Abgasstrang (4) und Ansaugtrakt (6) und ein einstellbares Sperrventil (25) umfasst, mit einer Regel- und Steuerungseinrichtung (27) , in der in Abhängigkeit des Zustandes der Brennkraftmaschine (1) Stellsignale zur Einstellung der variablen Turbinengeometrie (8) und des Sperrventils (25) erzeugbar sind, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Abgasturbine (3) zweiflutig mit zwei separaten Einströmkanälen (10, 11) mit jeweils einem Strömungseintrittsquerschnitt (12, 13) zum Turbinenrad (9) ausgebildet ist, wobei die beiden Einströmkanäle (10, 11) druckdicht gegeneinander abgeschirmt sind, dass zumindest ein Strömungseintrittsquerschnitt (12, 13) eines Einströmkanals (10, 11) zum Turbinenrad (9) über die variable Turbinengeometrie (8) veränderlich einstellbar ist, dass im Abgasstrang (4) zwei separate Abgasleitungen (17, 18) vorgesehen sind, mit denen jeweils ein Teil der Zylinderauslässe der Brennkraftmaschine (1) mit jeweils einem Einströmkanal (10, 11) verbunden ist, dass die Rückführleitung (24) der Abgasrückführungsvorrichtung (23) genau eine der beiden Abgasleitungen
(17) mit dem Ansaugtrakt (6) verbindet.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der ersten, mit der Rückführleitung (24) kommunizierenden Abgasleitung (17) eine kleinere Anzahl an Zylinderauslässen zugeordnet ist als der zweiten Abgasleitung (18) .
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 der 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der erste Einströmkanal (10) in der Abgasturbine (3), der mit der Rückführleitung (24) der Abgasrückführungsvorrichtung kommuniziert, kleiner ausgebildet ist als der zweite Strömungskanal (11) .
4. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der dem ersten Einströmkanal (10) zugeordnete Strömungseintrittsquerschnitt (12) klein ist gegenüber dem dem zweiten Einströmkanal (11) zugeordnete Strömungseintrittsquerschnitt (13) und gegebenenfalls bis auf Null reduzierbar ist.
5. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) im Strömungseintrittsquerschnitt (13) des zweiten, nicht mit der Rückführleitung (24) kommunizierenden Strömungskanals (11) angeordnet ist.
6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine die beiden Abgasleitungen (17, 18) verbindende Überbrückungsleitung (21) mit einem einstellbaren Umblaseventil (22) vorgesehen ist.
7. Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine, insbesondere für eine Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, mit einer Abgasturbine (3) und einem Verdichter (5), der über eine Welle (7) mit der Abgasturbine (3) verbunden ist, wobei die Abgasturbine (3) zweiflutig mit zwei Einströmkanälen (10, 11) mit jeweils einem Strömungseintrittsquerschnitt (12, 13) zum Turbinenrad (9) ausgebildet und in mindestens einem der Strömungseintrittsquerschnitte (12, 13) eine variable Turbinengeometrie (8) zur veränderlichen Querschnittseinstellung vorgesehen ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die beiden Einströmkanäle (10, 11) separat ausgebildet und druckdicht gegeneinander abgeschirmt sind und jeweils einen Zuströmanschluss (15, 16) für die getrennte Zuführung von Abgas aufweisen.
8. Abgasturbolader nach Anspruch 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Abgasturbine (3) als Kombinationsturbine ausgebildet ist und der erste Einströmkanal (10) einen halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt (12) zum Turbinenrad (9) und der zweite Einströmkanal (11) einen radialen Strömungseintrittsquerschnitt (13) aufweist.
9. Abgasturbolader nach Anspruch 8, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) im radialen Strömungseintrittsquerschnitt (13) angeordnet ist.
10. Abgasturbolader nach Anspruch 8 oder 9, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die beiden Einströmkanäle (10, 11) durch eine Trennwand (14) im Gehäuse des Laders (2) getrennt sind.
11. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 8 bis 10, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass zwischen den Strömungseintrittsquerschnitten (12, 13) der beiden Einströmkanäle (10, 11) ein Strömungsring (31) vorgesehen ist, wobei zwischen Strömungsring (31) und Trennwand (14) ein Dichtelement (32) vorgesehen ist.
12. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 7 bis 11, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) als Leitgitter (30) mit verstellbaren Leitschaufeln ausgebildet ist.
13. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 7 bis 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) als axial in den Strömungseintrittsquerschnitt verstellbares Leitgitter (30) ausgebildet ist.
14. Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in der befeuerten Antriebsbetriebsweise das Abgas aus der Abgasleitung (17), die mit dem ersten Einströmkanal (10) in Verbindung steht, in den Ansaugtrakt (6) rückgeführt wird, dass im Motorbremsbetrieb die Abgasrückführung unterbunden wird und die variable Turbinengeometrie (8) im zweiten Strömungskanal (11) in eine den Abgasgegendruck erhöhende Stausstellung überführt wird.
15. Verfahren nach Anspruch 14, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass im Motorbremsbetrieb die Abgasleitungen (17 und 18) durch Öffnung des Umblaseventils (22) verbunden werden und die Bremsleistung und Turbinendrehzahl durch Abblasen im Umblaseventil (22) geregelt werden.
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