WO2004022925A1 - Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2004022925A1
WO2004022925A1 PCT/EP2003/008868 EP0308868W WO2004022925A1 WO 2004022925 A1 WO2004022925 A1 WO 2004022925A1 EP 0308868 W EP0308868 W EP 0308868W WO 2004022925 A1 WO2004022925 A1 WO 2004022925A1
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WO
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exhaust gas
flow
radial
section
gas turbocharger
Prior art date
Application number
PCT/EP2003/008868
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English (en)
French (fr)
Inventor
Helmut Daudel
Helmut Finger
Peter Fledersbacher
Hans-Josef Hemer
Ralf Koch
Stephan Schenkel
Siegfried Sumser
Original Assignee
Borgwarner Turbo Systems Gmbh
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • F01D17/165—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes for radial flow, i.e. the vanes turning around axes which are essentially parallel to the rotor centre line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
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    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/30—Arrangement of components
    • F05D2250/31—Arrangement of components according to the direction of their main axis or their axis of rotation
    • F05D2250/311—Arrangement of components according to the direction of their main axis or their axis of rotation the axes being in line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/40—Movement of components
    • F05D2250/41—Movement of components with one degree of freedom

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • Such an exhaust gas turbocharger with a turbine with a radial and with a semi-axial flow inlet cross section in the inflow region of the turbine is known from the publication DE 196 15 237 C2.
  • the flow inlet cross sections, between which a flow ring with a streamlined contour is arranged in the inflow region of the turbine, allow both radial and semi-axial flow against the turbine wheel.
  • a guide grille with adjustable guide vanes is arranged in the radial flow inlet cross section, via which the flow inlet cross section can be varied.
  • the exhaust gas back pressure and also the manner in which the exhaust gas flows into the turbine wheel can be influenced by adjusting the guide grille, as a result of which the power of the turbine and the power of the compressor can be adjusted depending on the requirements and operating condition of the internal combustion engine.
  • Exhaust gas turbochargers of this type are also used in particular in braking operation of the internal combustion engine.
  • the guide grill In braking mode, the guide grill is transferred to a stowed position in which the tread cross-section is significantly reduced, whereupon an increased exhaust gas back pressure builds up in the line section upstream of the turbine, which causes the exhaust gas to flow at high speed through the channels between the guide vanes and to apply a high impulse to the turbine wheel.
  • the increased supercharger output also places the combustion air supplied to the engine under an increased boost pressure.
  • Increased boost pressure is applied to the cylinder on the inlet side, and at the same time there is an increased exhaust gas counterpressure on the outlet side, which counteracts the blowing off of the air compressed in the cylinder via brake valves into the exhaust system.
  • the piston When the engine is braking, the piston must perform compression work against the high excess pressure in the exhaust system in the compression and extension stroke, which results in a strong braking effect.
  • the desired high braking powers can only be achieved if there is a desired pressure distribution within the turbine and the exhaust gas flows through the turbine in the intended manner.
  • the problem here is leakage on the end faces of the adjustable guide vanes, which can occur due to component and manufacturing tolerances, but also due to wear and heat-related expansion, and can severely impair a set pressure curve within the turbine, which has a negative impact on the engine braking power, but also affects the engine power in the fired drive mode.
  • Such guide vane leaks also occur due to design-related gaps which are necessary for the movement of the guide vanes of the guide vane of the variable turbine geometry in one of the flow inlet cross sections.
  • an exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine is also known, which is equipped with a nem double-flow spiral channel is equipped with a radial and semi-axial flow inlet cross-section in the turbine housing, the two flows being separated by a fixed partition.
  • an axially adjustable slide in the area of the end face of the partition separating the floods, which slide can be adjusted between a position blocking the radial flow inlet cross-section and a position blocking the semi-axial flow inlet cross-section.
  • the slide takes over the function of a variable geometry part, via which the flow conditions of the inflow onto the turbine wheel can be influenced. Leakage currents cannot be prevented even with this turbocharger.
  • the publication DE 35 41 508 C1 discloses an exhaust gas turbocharger with a radial flow inlet cross-section to the turbine wheel, a guide vane ring with adjustable guide vanes being arranged in the flow inlet cross-section.
  • Two retaining rings enclosing the front grille are connected to one another via several screws distributed over the circumference.
  • the screws are in spacer sleeves, which ensure a minimum distance between the two retaining rings.
  • An axial relative movement of the outer retaining ring with respect to the inner retaining ring is not possible due to the screw connection, neither in the direction of a larger distance between the retaining rings nor in the direction of the retaining rings being pushed together.
  • the document DE 100 29 640 AI discloses an exhaust gas turbocharger with a semi-axial and with a radial flow inlet cross-section to the turbine wheel, which are separated by an axially displaceable flow ring.
  • a guide grid ring with adjustable guide vanes is arranged in the radial flow inlet cross section and a grid with fixed geometry is arranged in the semi-axial cross section. If the guide grille ring is transferred to the stowed position in the radial cross section, a larger proportion of the exhaust gas flows through the semi-axial cross section. Aerodynamic effects can cause the flow ring to move in the direction of the radial guide vane ring.
  • the invention is based on the problem of increasing the efficiency of exhaust gas turbines with a radial flow inlet cross section and with variable turbine geometry. Turbine performance is to be improved in particular in engine braking operation, but possibly also in the fired drive operating mode.
  • the position of the flow ring in the housing of the charger can be adjusted.
  • this flow ring is always designed as a component which is fixedly connected to the loader housing, whereas, according to new claim 1, the flow ring should be movable. This will opens up the possibility of reducing and, if necessary, completely eliminating gap dimensions which are caused by design or are caused by wear, thermal expansion or other causes by moving the flow ring. Leakages on the end faces of the adjustable guide vanes can be largely or completely ruled out; a desired pressure distribution can be set within the turbine, which causes a desired exhaust gas flow to the turbine wheel.
  • a minimal gap on the axial end faces of the radial guide vanes is required; to adjust the radial guide vanes, the adjustable flow ring can be moved axially into a position farther from the radial guide vane. Then, to close air gaps, the flow ring is pushed up to contact with the end face of the radial guide vanes or another component of the radial guide vane or to a spacer provided for this purpose.
  • the flow ring is designed to be axially displaceable, as a result of which, in particular, guide vane gaps on the radial guide vane can be reduced.
  • it can also be expedient to provide a radial adjustability of the flow ring, which can be achieved, for example, by an eccentric displacement of the flow ring and / or by a radial expansion or taper of the flow ring.
  • the displacement movement is advantageously limited by stops, which in particular limit the opening of a guide vane gap of the radial guide vane to a predetermined amount.
  • This permitted axial path which is identical to the axial play of the flow ring, is advantageously approximately 0.15 mm to 0.3 mm.
  • This comparatively small dimension is intended to ensure that the maximum play of the flow ring is limited to a dimension which ensures the functioning of the exhaust gas turbocharger both in the engine braking mode and in the fired drive mode.
  • the flow ring can, if appropriate, also be floating so that it is not acted upon by an actuating element.
  • the static pressure on the guide vane side of the flow ring is greatly reduced, whereas on the opposite side, due to the relatively low flow velocities in this area, the pressure remains at a high level.
  • This pressure difference results in a force which presses the axially movable flow ring on the face against the radial guide vane, as a result of which the guide vane gaps are reduced.
  • Axial relief bores can be provided in the flow ring, which extend between the end faces of the flow ring, as a result of which pressure equalization is made possible and the contact pressure acting on the flow ring can be trimmed when it contacts the radial guide vane.
  • a radial guide vane with adjustable guide vanes these are expediently mounted on the charger housing via an axial shaft, but advantageously also in the displaceable flow ring.
  • recesses are expediently provided in the flow ring for receiving the assigned blade shaft, the depth of the recesses advantageously being adapted to the axial length of the blade shafts, around the blade shafts even when the guide blade gap is completely closed to be able to record.
  • FIG. 1 shows a section through a turbine of an exhaust gas turbocharger with variable turbine geometry and axially adjustable flow ring
  • FIG. 2 shows a representation corresponding to FIG. 1, but with a modification in the area of the radial guide vane
  • FIG. 3 shows a representation corresponding to FIG. 1 or FIG. 2, but with a further modification in the region of the radial guide vane.
  • the turbine 1 of an exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine for example a diesel engine, shown in FIG.
  • Internal combustion engine or a gasoline engine for a commercial vehicle or a car includes a turbine wheel 2, which is driven by exhaust gases of the internal combustion engine that are under pressure and drives a compressor (not shown) of the exhaust gas turbocharger via a connecting shaft, which draws in combustion air and compresses it to an increased boost pressure , which is fed to the cylinder inlet of the internal combustion engine.
  • the turbine 1 comprises a flow channel 3, which radially encloses the turbine wheel 2 and has a radial flow outlet cross section 3a to the turbine wheel 2.
  • In the radial flow inlet cross section 3a there is a radial guide vane 5 with adjustable guide vanes 6; this radial guide vane 5 forms a variable turbine geometry.
  • variable turbine geometry can be adjusted in its position by means of an assigned adjusting element, as a result of which the corresponding flow inlet cross-section is changed.
  • the guide vanes 6 of the radial guide vane 5 are put into an open position, for example, in order to enable the greatest possible mass throughput through the turbine 1 and to generate a high supercharger output.
  • the radial guide vane 5 is adjusted to a stowed position with a reduced cross section by a corresponding adjustment of the guide vanes 6.
  • a flow ring 7 is arranged in the flow channel 3 of the turbine 1 and limits the radial flow inlet cross section 3a.
  • the flow ring 7 is axially displaceable in the exhaust gas turbocharger; the axial displaceability is indicated by the double arrow 8.
  • sealing takes place by means of a sealing ring 11, which is received in a groove in a housing component which is assigned to a bearing housing 12.
  • the sealing ring 11 is expediently held on a heat shield 13 which is fixedly connected to the bearing housing 12.
  • the heat shield 13 fixed to the housing has two steps on the side facing the flow ring 7, which form stops for the axially displaceable flow ring 7, which has a contour adapted to the steps.
  • the flow ring 7 is shown in FIG. 1 in its position in contact with the radial guide vane 5; an axial displacement from this position is limited by the stops on the component 13 fixed to the housing, against which the flow ring 7 abuts.
  • the sealing ring 11 prevents leakage flows between the flow ring 7 and the radially inner, housing-fixed component 13 on which the flow ring 7 is seated radially in the stop position.
  • the adjustable guide vanes 6 of the radial guide grid 5 are rotatably mounted on shafts 15a and 15b, the two shafts 15a and 15b extending on axially opposite sides of the guide vanes and the first shaft 15a being fixed to the housing, the second shaft 15b being accommodated in the displaceable flow ring 7.
  • the second shaft 15b is received in a recess in the flow ring 7, the depth of the recess corresponding at least to the wavelength, so that a gap-free axial contact is ensured when the flow ring 7 is axially in contact with the radial guide vane 5.
  • the adjustable guide blades 6 are bordered axially on both sides by cover disks 16 and 17, which are received in correspondingly shaped recesses in the receiving housing-side component or on the facing side in the flow ring 7.
  • the exemplary embodiment shown in FIG. 2 essentially corresponds to that from FIG. 1, but with the difference that the adjustable guide vanes 6 of the radial guide grille 5 have only a single shaft 15a on the housing side.
  • This embodiment offers the advantage that recesses in the flow ring 7 on the side facing the guide vanes 6 for receiving a corresponding shaft piece can be dispensed with. 2, two cover disks 16 and 17 are provided on both axial sides of the guide vanes 6.
  • the guide vane 6 of the radial guide vane 5 has only one shaft 15a on the housing side and also only one cover disk 16 on the housing side.
  • the flow ring 7 and / or the radial guide vane 5 are advantageously aerodynamically designed or aerodynamically contoured in such a way that the flow ring 7 experiences a resulting compressive force in the axial direction of the turbine shaft as a result of the inflow via the flow channel 3.
  • the resulting compressive force expediently acts on the flow ring 7 in the direction of the radial guide baffle 5 in the radial flow inlet cross section 3a, so that the axial end gap between the end face of the radial guide baffle 5 and the flow ring 7 is closed.
  • the aerodynamic design of the radial guide vane 5 is preferably achieved by the design and the positions of the guide vanes on the radial guide vane.
  • the flow ring can also be expedient for the flow ring to be positioned in the direction of an increasing end gap in order to prevent overspeed.

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Abstract

Ein Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine weist eine Turbine im Abgasstrang und einen von der Turbine angetriebenen Verdichter im Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine auf, wobei die Turbine einen Strömungskanal mit einem radialen Strömungseintrittsquerschnitt besitzt und ein den Strömungseintrittsquerschnitt begrenzender Strömungsring vorgesehen ist. Im radialen Strömungseintrittsquerschnitt ist ein verstellbares Leitgitter zur veränderlichen Einstellung des Strömungseintrittsquerschnitts angeordnet. Der Strömungsring im Gehäuse der Abgasturbine ist axial zwischen einer Kontaktposition zum Leitgitter und einer einen Spalt zum Leitgitter freigebenden Position verschiebbar.

Description

Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
Die Erfindung bezieht sich auf einen Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
Aus der Druckschrift DE 196 15 237 C2 ist ein derartiger Abgasturbolader mit einer Turbine mit radialem und mit halba- xialen Strδmungseintrittsquerschnitt im Zustrόmbereich der Turbine bekannt. Die Strömungseintrittsquerschnitte, zwischen denen ein strömungsgünstig konturierter Strömungsring im Ein- strömbereich der Turbine angeordnet ist, ermöglichen sowohl eine radiale als auch eine halbaxiale Anstrδmung des Turbi- nenrades . Im radialen Strömungseintrittsquerschnitt ist ein Leitgitter mit verstellbaren Leitschaufeln angeordnet, über die der Strömungseintrittsquerschnitt variiert werden kann. Über die Einstellung des Leitgitters kann der Abgasgegendruck und auch die Art und Weise der Zuströmung des Abgases auf das Turbinenrad beeinflusst werden, wodurch die Leistung der Turbine und die Leistung des Verdichters je nach Bedarf und Be- triebszustand der Brennkraftmaschine eingestellt werden können.
Derartige, mit variabler Turbinengeometrie ausgestattete Abgasturbolader werden insbesondere auch im Bremsbetrieb der Brennkraftmaschine eingesetzt. Im Bremsbetrieb wird das Leitgitter in eine Staustellung überführt, in welcher der Ein- trittsquerschnitt deutlich reduziert ist, woraufhin sich im Leitungsabschnitt stromauf der Turbine ein erhöhter Abgasgegendruck aufbaut, welcher bewirkt, dass das Abgas mit hoher Geschwindigkeit durch die Kanäle zwischen den Leitschaufeln strömt und das Turbinenrad mit einem hohen Impuls beaufschlagt. Durch die erhöhte Laderleistung wird auch die dem Motor zugeführte Verbrennungsluft unter einen erhöhten Ladedruck gesetzt. Der Zylinder wird eingangsseitig mit erhöhtem Ladedruck beaufschlagt, zugleich liegt an der Ausgangsseite ein erhöhter Abgasgegendruck an, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten Luft über Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt. Im Motorbremsbetrieb uss der Kolben im Verdichtungs- und Ausschiebehub Kompressionsarbeit gegen den hohen Überdruck im Abgasstrang verrichten, hierdurch wird ei- ne starke Bremswirkung erreicht.
Die gewünschten hohen Bremsleistungen können jedoch nur erzielt werden, wenn innerhalb der Turbine eine gewünschte Druckverteilung herrscht und das Abgas in der vorgesehenen Weise die Turbine durchströmt. Problematisch hierbei sind Leckagen an den Stirnseiten der verstellbaren Leitschaufeln, welche durch Bauteil- und Fertigungstoleranzen, - aber auch durch Verschleiß und wärmebedingte Dehnungen auftreten können und einen Solldruckverlauf innerhalb der Turbine stark beein- trächtigen können, was sich negativ auf die Motorbremsleistung, ■ aber auch auf die Motorleistung in der befeuerten Antriebsbetriebsweise auswirkt. Solche Leitgitterleckagen entstehen auch durch konstruktiv bedingte Spalte, welche für die Bewegung der Leitschaufeln des Leitgitters der variablen Tur- binengeometrie in einem der Strömungseintrittsquerschnitte erforderlich sind.
Aus der Druckschrift DE 39 41 399 Cl ist ebenfalls ein Abga- εturbolader für eine Brennkraftmaschine bekannt, der mit ei- nem zweiflutigen Spiralkanal mit radialem und halbaxialem Strömungseintrittsquerschnitt im Turbinengehäuse ausgestattet ist, wobei die beiden Fluten durch eine feste Trennwand separiert sind. Zwischen radialem und halbaxialem Strδmungsein- trittsquerschnitt der beiden Fluten b'efindet sich im Bereich der Stirnseite der die Fluten separierenden Trennwand ein axial verstellbarer Schieber, welcher zwischen einer den radialen Strömungseintrittsquerschnitt sperrenden Position und einer den halbaxialen Strömungseintrittsquerschnitt sperren- den Position zu verstellen ist. Der Schieber übernimmt die Funktion eines variablen Geometrieteiles, über den die .Strömungsverhältnisse der Anströmung auf das Turbinenrad zu beeinflussen sind. Leckagestrδme können aber auch bei diesem Turbolader nicht verhindert werden.
Die Druckschrift DE 35 41 508 Cl offenbart einen Abgasturbolader mit radialem Strömungseintrittsquerschnitt zum Turbinenrad, wobei in dem Strömungseintrittsquerschnitt ein Leitgitterring mit verstellbaren Leitschaufeln angeordnet ist. Zwei das Leitgitter stirnseitig einfassende Halteringe sind über mehreren über den Umfang verteilter Schrauben miteinander verbunden. Die Schrauben liegen in Distanzhülsen, welche einen Minimumabstand der beiden Halteringe gewährleisten. Eine axiale Relativbewegung des äußeren Halteringes gegenüber dem inneren Haltering ist auf Grund der Schraubenverbindung nicht möglich, und zwar weder in Richtung eines größeren Ab- standes der Halteringe noch in Richtung eines Zusammenschiebens der Halteringe. Dies hat zur Folge, dass die Spalte zwischen den axialen Stirnseiten der Schaufeln des Leitgitters' und den beiden Halteringen auf ein fest • vorgegebenes, unveränderliches Maß eingestellt werden. Hierbei ist ein Kompro- miss zu finden zwischen einer ausreichend großen Bewegungsmöglichkeit für die Schaufeln und einem hinreichend schmalen Spalt zur Vermeidung von Leckageströmen. Wärmεbedingte Deh- nungen der Bauteile im Turbolader können jedoch zu einer Vergrößerung der Spalte und dadurch bedingtem unerwünschten Druckabbau mit einhergehender geringerer Laderleistung führen.
Die Druckschrift DE 100 29 640 AI offenbart einen Abgasturbolader mit halbaxialem und mit radialem Strömungseintritts- querschnitt zum Turbinenrad, die über einen axial verschieb- lichen Strömungsring separiert sind. In dem radialem Strö- mungseintrittsquerschnitt ist ein Leitgitterring mit verstellbaren Leitschaufeln und im halbaxialem Querschnitt ein Gitter mit Festgeometrie angeordnet. Wird der Leitgitterring im radialen Querschnitt in die Staustellung überführt, strömt ein größerer Anteil des Abgases durch den halbaxialen Quer- schnitt. Aerodynamische Effekte können ein Verschieben des Strömungsringes in Richtung des radialen Leitgitterringes bewirken .
Der Erfindung liegt das Problem zu Grunde, den Wirkungsgrad von Abgasturbinen mit radialem Strömungseintrittsquerschnitt und mit variabler Turbinengeometrie zu steigern. Insbesondere im Motorbremsbetrieb, gegebenenfalls aber auch in der befeuerten Antriebsbetriebsweise, soll die Turbinenleistung verbessert werden.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruches 1 gelöst.
Gemäß dem neuartigen Abgasturbolader ist vorgesehen, dass die Position des Strömungsrings im Gehäuse des Laders veränderlich einzustellen ist. Dieser Strömungsring ist im Stand der Technik stets als ein fest mit dem Ladergehäuse verbundenes Bauteil ausgebildet, wohingegen gemäß neuem Anspruch 1 der Strömungsring beweglich sein soll. Hierdurch wird die Mög- lichkeit eröffnet, Spaltmaße, welche konstruktiv bedingt sind oder durch Verschleiß, durch Wärmedehnungen oder durch sonstige Ursachen entstehen, über eine Bewegung des Strömungs- rings zu reduzieren und gegebenenfalls völlig zu eliminieren. Leckagen an den Stirnseiten der verstellbaren Leitschaufeln können weitgehend oder vollständig ausgeschlossen werden, innerhalb der Turbine kann eine gewünschte Druckverteilung eingestellt werden, die eine gewünschte Abgasstrδmung auf das Turbinenrad bewirkt. Um die Radialleitschaufeln verstellen zu können, ist ein minimaler Spalt an den axialen Stirnseiten der Radialleitschaufeln erforderlich; zur Verstellung der Radialleitschaufeln kann der verstellbare Strömungsring axial in eine vom Radialleitgitter weiter entferntere Position verschoben werden. Anschließend wird zur Schließung von Luftspalten der Strömungsring bis auf Kontakt zur Stirnseite der Radialleitschaufeln bzw. eines sonstigen Bauteils des Radialleitgitters oder zu einem dafür vorgesehenen Abstandhalter herangeschoben.
Der Strömungsring ist axial verschiebbar ausgebildet, wodurch insbesondere Leitschaufelspalte am Radialleitgitter reduziert werden können. Alternativ oder zusätzlich kann es aber auch zweckmäßig sein, eine radiale Verstellbarkeit des Strömungs- ringes vorzusehen, die beispielsweise durch eine exzentrische Verschiebung des Strömungsringes und/oder durch eine radiale Erweiterung oder Verjüngung des Strömungsringes erzielt werden kann.
Im Falle eines axial verschieblichen Strömungsringes wird die Verschiebebewegung vorteilhaft durch Anschläge begrenzt, welche insbesondere die Öffnung eines Leitschaufelspalts des Radialleitgitters auf ein vorgegebenes Maß begrenzen. Dieser zugelassene axiale Weg, welcher mit dem axialen - Spiel des Strömungsringes identisch ist, beträgt vorteilhaft etwa 0,15 mm bis 0,3 mm. Dieses vergleichsweise geringe Maß soll sicher stellen, dass das maximale Spiel des Strömungsrings auf ein Maß begrenzt wird, welches ein Funktionieren des Abgasturboladers sowohl im Motorbremsbetrieb als auch in der befeuerten Antriebsbetriebsweise sicher stellt.
Der Strömungsring kann gegebenenfalls auch ohne Beaufschlagung durch ein Stellelement schwimmend gelagert sein. In jedem Fall wird mit zunehmendem Schließen des Radialleitgitters der statische Druck auf der Leitgitterseite des Strömungsringes stark abgesenkt, wohingegen auf der gegenüberliegenden Seite aufgrund der relativ geringen Strömungsgeschwindigkeiten in diesem Bereich der Druck auf einem hohen Niveau verbleibt. Aus diesem Druckunterschied resultiert eine Kraft, die den axial beweglichen Strömungsring stirnseitig gegen das Radialleitgitter drückt, wodurch die Leitgitterspalte reduziert werden.
Im Strömungsring können axiale Entlastungsbohrungen vorgese- hen sein, die sich zwischen den Stirnseiten des Strömungsringes erstrecken, wodurch ein Druckausgleich ermöglicht wird und die auf den Strömungsring wirkende Anpresskraft bei Anlage an das Radialleitgitter getrimmt werden kann.
Im Falle eines radialen Leitgitters mit verstellbaren Leitschaufeln sind diese über jeweils eine axiale Welle zweckmäßig am Ladergehäuse, vorteilhaft aber auch im verschieblichen Strömungsring gelagert . Im Falle einer auch im Strömungsring vorgesehenen, doppelseitigen Lagerung der Leitschaufeln sind im Strömungsring zweckmäßig Ausnehmungen für die Aufnahme der zugeordneten Schaufelwelle vorgesehen, wobei die Tiefe der Ausnehmungen vorteilhaft an die axiale Länge der Schaufelwellen angepasst ist, um die Schaufelwellen auch bei einer völligen Schließung des Leitschaufelspaltes aufnehmen zu können. Es kann gegebenenfalls auch zweckmäßig sein, in bestimmten Betriebszuständen der Brennkraftmaschine im Motorbremsbetrieb und/oder in der befeuerten Antriebsbetriebsweise ein er- wünschtes Spaltmaß vorzusehen, mit dem die Strόmungs- und Druckverhältnisse innerhalb des Ladergehäuses in der Turbine in einer bestimmten Weise gezielt beeinflusst werden. Außerdem kann es zweckmäßig sein, zusätzliche Kriterien für die Verstellung des Strömungsrings vorzusehen, beispielsweise derart, dass der Strδmungseintrittquerschnitt für die radiale Zustrδmung ein Maximum nicht überschreiten darf .
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungen sind den weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine Turbine eines Abgasturboladers mit variabler Turbinengeometrie und axial verstellbarem Strömungsring,
Fig. 2 eine Fig. 1 entsprechende Darstellung, jedoch mit einer Modifikation im Bereich des radialen Leitgitters,
Fig. 3 eine Fig. 1 bzw. Fig. 2 entsprechende Darstellung, jedoch mit einer weiteren Modifikation im Bereich des radialen Leitgitters .
Bei den in den Figuren 1 bis 3 dargestellten Ausführungsbei- spielen sind gleiche Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die in Fig. 1 dargestellte Turbine 1 eines Abgasturboladers für eine Brennkraftmaschine, beispielsweise eine Diesel- Brennkraftmaschine oder ein Ottomotor für ein Nutzfahrzeug oder einen PKW, u fasst ein Turbinenrad 2, welches von unter Überdruck stehenden Abgasen der Brennkraftmaschine angetrieben wird und über eine Verbindungswelle einen nicht darge- stellten Verdichter des Abgasturboladers antreibt, der Verbrennungsluft ansaugt und auf einen erhöhten Ladedruck verdichtet, welcher dem Zylindereinlass der Brennkraftmaschine zugeführt wird. Weiterhin umfasst die Turbine 1 einen Strömungskanal 3, der das Turbinenrad 2 radial einschließt und einen radialen Stromungsemtrittsquerschnitt 3a zum Turbinenrad 2 aufweist. Im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 3a befindet sich ein Radialleitgitter 5 mit verstellbaren Leitschaufeln 6; dieses Radialleitgitter 5 bildet eine variable Turbinengeometrie.
Je nach Betriebsweise der Brennkraftmaschine kann die variable Turbinengeometrie durch ein zugeordnetes Stellelement in Ihrer Position verstellt werden, wodurch der entsprechende Strδmungseintrittsquerschnitt verändert wird. Im Ausführungs- beispiel ist vorgesehen, in der befeuerten Antriebsbetriebs- weise die Leitschaufeln 6 des Radialleitgitters 5 beispielsweise in eine ÖffnungsStellung zu versetzen, um einen größtmöglichen Massendurchsatz durch die Turbine 1 zu ermöglichen und eine hohe Laderleistung zu erzeugen. Zur Erzeugung von Motorbremsleistung wird dagegen das Radialleitgitter 5 durch eine entsprechende Verstellung der Leitschaufeln 6 in eine Staustellung mit reduziertem Querschnitt verstellt. Auf Grund des gegenüber der befeuerten Betriebsweise reduzierten Strö- mungsgesamtquerschnitts baut sich im Abgasstrang stromauf der Turbine ein erhöhter Abgasgegendruck auf, gleichzeitig wird im Ansaugtrakt ein Überdruck erzeugt. Im Motorbremsbetrieb werden Bremsventile am Zylinderauslass der Brennkraftmaschine geöffnet, die in den Zylindern verdichtete Luft muss gegen den erhöhten Abgasgegendruck in den Abgassträng ausgeschoben werden.
Im Strδmungskanal 3 der Turbine 1 ist ein Strömungsring 7 an- geordnet, der den radialen Strömungseintrittsquerschnitt 3a begrenzt . Der Strömungsring 7 ist axial im Abgasturbolader verschiebbar; die axiale Verschiebbarkeit wird mit dem Doppelpfeil 8 angedeutet. Auf der radial innen liegenden Seite des Strömungsrings 3 erfolgt die Abdichtung durch einen Dich- tring 11, welcher in einer Nut eines Gehäusebauteils, welches einem Lagergehäuse 12 zugeordnet ist, aufgenommen ist. Zweckmäßig ist der Dichtring 11 an einem Hitzeschild 13 gehalten, welches fest mit dem Lagergehäuse 12 verbunden ist.
Der gehäusefeste Hitzeschild 13 weist auf der dem Strömungsring 7 zugewandten Seite zwei Stufen auf, welche Anschläge für den axial verschieblichen Strömungsring 7 bilden, der eine den Stufen angepasste Kontur aufweist. In Fig. 1 ist der Strömungsring 7 in seiner am Radialleitgitter 5 spaltfrei an- liegenden Position dargestellt; eine axiale Verschiebung aus dieser Position wird durch die Anschläge am gehäusefesten Bauteil 13 begrenzt, gegen die der Strδmungsring 7 anschlägt. Der Dichtring 11 verhindert Leckageströme zwischen dem Strömungsring 7 und dem radial innenliegenden, gehäusefesten Bau- teil 13, auf dem der Strömungsring 7 in Anschlagposition radial aufsitzt.
In der in Fig. 1 gezeigten Stellung liegt der Strömungsring 7 axial an der Stirnseite des Radialleitgitters 5 dichtend an, es ist kein Radialspalt gebildet, wodurch radiale Leckageströme verhindert werden. Im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 3a können zusätzlich zum Radialleitgitter 5 auch Distanzhülsen 14 angeordnet sein, welche die axiale Verschie- bung des Strömungsrings 7 in Richtung des Radialleitgitters 5 begrenzen.
Die verstellbaren Leitschaufeln 6 des Radialleitgitters 5 sind an Wellen 15a und 15b drehbar gelagert, wobei die beiden Wellen 15a und 15b sich an axial gegenüberliegenden Seiten der Leitschaufeln erstrecken und die erste Welle 15a gehäusefest, die zweite Welle 15b dagegen im verschieblichen Strömungsring 7 aufgenommen ist. Die zweite Welle 15b ist in ei- ner Ausnehmung im Strömungsring 7 aufgenommen, wobei die Tiefe der Ausnehmung zumindest der Wellenlänge entspricht, damit bei der am Radialleitgitter 5 axial anliegenden Position des Strömungsrings 7 ein spaltfreies axiales Anliegen gewährleistet ist.
Die verstellbaren Leitschaufeln 6 sind axial beidseitig von Deckscheiben 16 und 17 eingefasst, welche in entsprechend geformte Ausnehmungen im aufnehmenden gehäuseseitigen Bauteil bzw. an der zugewandten Seite im Strömungsring 7 aufgenommen sind.
Das in Fig. 2 gezeigte Ausführungsbeispiel entspricht im Wesentlichen demjenigen aus Fig. 1, jedoch mit dem Unterschied, dass die verstellbaren Leitschaufeln 6 des Radialleitgitters 5 nur eine einzige, gehäuseseitige Welle 15a aufweisen. Diese Ausführung bietet den Vorteil, dass auf Ausnehmungen im Strömungsring 7 auf der den Leitschaufeln 6 zugewandten Seite zur Aufnahme eines entsprechenden Wellenstücks verzichtet werden kann. Auch im Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 sind zwei Deck- Scheiben 16 und 17 zu beiden axialen Seiten der Leitschaufeln 6 vorgesehen. Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 weist die Leitschaufel 6 des Radialleitgitters 5 lediglich eine gehäuseseitige Welle 15a und auch nur eine gehäuseseitige Deckscheibe 16 auf.
Vorteilhaft sind der Strömungsring 7 und/oder das Radialleitgitter 5 in der Weise aerodynamisch gestaltet bzw. strömungsgünstig konturiert, dass der Strömungsring 7 durch die An- strömung über den Strδmungskanal 3 eine resultierende Druckkraft in Achsrichtung der Turbinenwelle erfährt. Die resul- tierende Druckkraft beaufschlagt den Strömungsring 7 zweckmäßig in Richtung des Radialleitgitters 5 im radialen Strömungseintrittsquerschnitt 3a, so dass der axiale Stirnspalt zwischen der Stirnseite des Radialleitgitters 5 und dem Strömungsring 7 geschlossen wird. Die aerodynamische Gestaltung des Radialleitgitters 5 wird bevorzugt durch die Gestaltung und die Positionen der Leitschaufeln auf dem Radialleitgitter erreicht .
Es kann aber auch zweckmäßig sein, dass der Strömungsring in Richtung eines größer werdenden Stirnspaltes positioniert wird, um Überdrehzahlen zu verhindern.

Claims

Patentansprüche
1. Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine, mit einer Turbine im Abgasstrang und einem von der Turbine angetriebe- nen Verdichter im Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine, wobei die Turbine (1) einen Strömungskanal (3) mit einem radialen Strömungseintrittsquerschnitt (3a) aufweist und ein den Strδ- mungseintrittsquerschnitt (3a) begrenzender Strömungsring (7) vorgesehen ist, und wobei im radialen Strδmungseintrittsquer- schnitt (3a) ein verstellbares Leitgitter (5) zur veränderlichen Einstellung des Strömungseintrittsquerschnitts (3a) angeordnet ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Strömungsring (7) im Gehäuse der Abgasturbine (1) axial zwischen einer Kontaktposition zum Leitgitter (5) und einer einen Spalt zum Leitgitter (5) freigebenden Position verschiebbar ist.
2. Abgasturbolader 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 gehäusefeste Anschläge (18, 19) zur Begrenzung der axialen Verschiebung vorgesehen sind.
3. Abgasturbolader nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e nn z e i c h n e t , dass im radialen Strömungseintrittsquerschnitt (3a) Distanzhülsen (14) vorgesehen sind, welche die axiale Mindestbreite des radialen Strömungseintrittsquerschnitts (3a) festlegen.
4. Abgasturbolader 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 auf der radial innen liegenden Seite des Strö ungsrings (7) ein Dichtring (11) zur Abdichtung gegenüber einem gehäu- sefesten Bauteil (13) vorgesehen ist.
5. Abgasturbolader 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 das radiale Leitgitter (5) verstellbare Leitschaufeln
(6) aufweist, welche an zumindest einer axialen Stirnseite Deckscheiben (16, 17) aufweisen.
7. Abgasturbolader 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 verstellbare Leitschaufeln (6) des radialen Leitgitters (5) über eine axiale Welle (15a) am Ladergehäuse gelagert sind.
8. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass verstellbare Leitschaufeln (6) im radialen Leitgitter (5) über eine axiale Welle (15b) im Strömungsring (7) gelagert sind.
9. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 8, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Strömungsring (7) durch die Absenkung des statischen Drucks im Radialleitgitter (5) eine resultierende Druckkraft in Achsrichtung des Turbinenrades, insbesondere in Richtung des Radialleitgitters (5) erfährt.
10. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 9, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass im Strömungsring (7) axiale Entlastungsbohrungen zwischen den Stirnseiten des Strδmungsringes vorgesehen sind.
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