WO2007124843A1 - Abgasturbolader in einer brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2007124843A1
WO2007124843A1 PCT/EP2007/003085 EP2007003085W WO2007124843A1 WO 2007124843 A1 WO2007124843 A1 WO 2007124843A1 EP 2007003085 W EP2007003085 W EP 2007003085W WO 2007124843 A1 WO2007124843 A1 WO 2007124843A1
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbocharger in an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • a supercharged internal combustion engine which is equipped with an exhaust gas turbocharger, which includes an exhaust gas turbine in the exhaust system and a compressor in the intake system.
  • an exhaust gas turbocharger which includes an exhaust gas turbine in the exhaust system and a compressor in the intake system.
  • two turbine flows of different sizes are provided, each with a
  • Turbine inlet cross-section open into the turbine chamber, in which the turbine wheel is rotatably mounted.
  • the turbine floods are supplied via separate exhaust pipes with the exhaust gas in each case a cylinder bank of the internal combustion engine.
  • a switching device is provided, consisting of two adjustable shut-off valves, of which a check valve in the larger exhaust gas flow associated exhaust pipe and the second check valve is arranged in a connecting the two exhaust pipes wiring harness. Either the larger turbine flood can be blocked via the two shut-off valves, so that the entire exhaust gas flows into the smaller turbine trough, or both exhaust-gas tides are subjected in the same way to the same exhaust-gas backpressure.
  • the smaller turbine flow is adjacent to the bearing and the shaft of the exhaust gas turbine, which rotatably coupled to the turbine wheel with the compressor wheel. Accordingly, the larger turbine tide is located at a greater distance from the shaft, which due to fluidic processes entails efficiency advantages in this larger turbine tide, which are particularly noticeable in the upper load and rpm range of the internal combustion engine.
  • From the smaller turbine inlet supplying the exhaust pipe branches off a return line, which is part of an exhaust gas recirculation device, via which a partial mass flow of the exhaust gas in the lower load and speed range is recirculated into the intake tract for NO x reduction.
  • the invention has the object, with simple constructive measures to develop an exhaust gas turbocharger in an internal combustion engine to the effect that the efficiency is improved at low loads and speeds.
  • the efficiency is improved at low loads and speeds.
  • the invention when used in an internal combustion engine, with a
  • Exhaust gas recirculation device is equipped, should be possible by means of the exhaust gas turbine, a high exhaust gas recirculation rate with high efficiency of the turbine.
  • the exhaust gas turbine of the exhaust gas turbocharger according to the invention has two separate turbine flows of different volume, wherein the larger turbine flow of the exhaust gas turbine adjacent to the shaft or for storage of the exhaust gas turbocharger and the smaller turbine flood the shaft or storage facing away is arranged, that is a greater distance from the shaft than the larger turbine tide. Furthermore, via the switching device upstream of the turbine wheel, the exhaust gas of all cylinders is selectively supplied to either the small or the large turbine flood.
  • the exhaust gas of all cylinders can be passed in an advantageous switching position on the smaller turbine flood, high exhaust backpressures in the smaller turbine flood and in the turbine exhaust supplying exhaust pipe can be adjusted at the same time good efficiency, creating an exhaust gas recirculation into the middle Motor speed range and can be performed at high load. Due to the improved turbine efficiency, the turbine power is raised at the same time, so that more air is also conveyed on the compressor side, which leads to an increase in the air ratio value ⁇ and results in a better emission behavior.
  • the advantage of the improved turbine efficiency in the smaller turbine trough can be implemented particularly expediently in an internal combustion engine with an exhaust gas recirculation device, it is not limited to this application.
  • the high efficiency generally offers advantages in wide operating ranges of the internal combustion engine. Increases in performance are possible both in the fired drive mode and in engine braking mode.
  • the turbulence on the outside of the contour ensures that a larger proportion of gas mass flow flows through the outer wheel vane area.
  • the energy conversion in turbine power takes place here at larger radii of the blade, which leads to a greater deflection of the flow.
  • the blade outlet of the radial turbine has significantly lower blade outlet angles (eg 28 °) in the outer area compared to the circumferential direction than in the hub area (eg 55 °).
  • the deflection is the difference between the flow inlet angle and the flow outlet angle (outside eg 90 ° - 28 ° and inside 90 ° - 55 °). It has been found that these higher deflection angles on a larger radius leads to a better energy conversion or to a higher turbine efficiency.
  • the bearing-side turbine surge causes the Radkanalströmung a Schwerpunksline, which is closer to the hub and has lower efficiencies of the turbine result.
  • the switching device can be converted into a switching position in which the exhaust gas of a first cylinder group excluding the smaller turbine flow and the exhaust gas of a second cylinder group is to be supplied exclusively to the larger turbine flow.
  • a separation of the turbine floods including the associated exhaust pipes is achieved in fluidic terms.
  • a variety of different settings can be realized, which are used depending on the current load and operating conditions of the internal combustion engine. For example, to realize a shock charge in the middle to upper engine speed range, the two floods are separated.
  • the floods can be flow-related by a corresponding setting of the switching device for a back-up charge be coupled, so that in both turbine floods, the same exhaust pressure prevails.
  • the volumes of the two turbine flows usually differ, but not necessarily significantly, for example, the volume ratio of large turbine tide to small turbine tide can be in a value range between 1.5 and 5, wherein all intermediate values come into consideration.
  • the volume ratio of large turbine tide to small turbine tide can be in a value range between 1.5 and 5, wherein all intermediate values come into consideration.
  • different pressure conditions in the turbine floods depending on whether the exhaust gas is completely supplied to the larger or smaller turbine trough, which can be particularly advantageously exploited for improved exhaust gas recirculation. Due to the smaller volume, a higher exhaust backpressure can be realized in the smaller turbine flood than in the larger turbine flood.
  • the exhaust gas turbine is expediently designed as a radial turbine with a turbine wheel that can be radially inflowed, in which both the larger and the smaller turbine flows are radially upstream, the two turbine flows communicating via a radial turbine inlet cross section with the turbine space, in which the turbine wheel is rotatably mounted.
  • Both turbine floods have according to a first advantageous embodiment, a common
  • the turbine inlet cross sections of the divided off two turbine flows via a separating wall separating the floods, which prevents flow mixing upstream of the turbine wheel.
  • the exhaust gas turbine is equipped with variable turbine geometry, via which the effective turbine inlet cross section - either the
  • Turbine inlet cross-section of the larger turbine tide or the smaller turbine tide or both turbine tides - is variably adjustable depending on current state and operating variables.
  • a structural design is an axial slide into consideration, which is axially inserted into the turbine inlet cross-section or pull out of this.
  • the variable turbine geometry can be embodied as a guide grille arranged in the turbine inlet cross section with adjustable guide vanes. On the adjustment of the variable turbine geometry in particular an adjustment of the exhaust backpressure in both the fired drive mode and in engine braking operation is possible.
  • the switching device in a switch housing has a pivotable about an axis locking flap with two at least approximately equally long wings on both sides of the axis of rotation, wherein the blocking flap is mounted in a connecting space within the switching housing, on the one hand with the two turbine floods and on the other communicates with the two exhaust pipes, each associated with a cylinder group.
  • the two exhaust pipes and turbine floods are separated from each other in terms of flow, the entire exhaust gas is supplied to either the smaller or the larger turbine flood or both turbine flows subjected to the same exhaust gas pressure.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a
  • the exhaust gas turbine is equipped with double and larger turbulent flow, the turbine floods are supplied with the exhaust of each cylinder bank of the internal combustion engine and the exhaust gas mass flows are controllable via a switching device upstream of the turbine floods,
  • Fig. 2 is an engine torque-engine speed diagram with different characteristics that represent different switching states of the switching device.
  • the internal combustion engine 100 shown in FIG. 1 - a gasoline engine or a diesel engine - has two cylinder banks 10 and 11, each comprising a group of cylinders.
  • the exhaust gas of each cylinder bank 10 or 11 is passed via respectively associated exhaust manifolds 30 and 31 into the exhaust line 4, comprising the exhaust manifolds 30 and 31 connected line sections 35 and 36, which open into a switching device 40.
  • This switching device 40 is connected downstream of the internal combustion engine via further exhaust pipe sections 22 and 23 with an exhaust gas turbine 3, which is part of an exhaust gas turbocharger 20.
  • the turbine wheel 9 in the exhaust gas turbine 3 is driven by the pressurized exhaust gases of the internal combustion engine, wherein the rotational movement of the turbine wheel is transmitted via a shaft 5 to a compressor wheel in the compressor 1 of the exhaust gas turbocharger 20, whereupon the compressor wheel sucks combustion air from the environment and to a increased boost pressure compressed. Downstream of the exhaust gas turbine 3, the expanded exhaust gas is first subjected to purification and then discharged. Optionally, a bypass with adjustable bypass valve for bypassing the exhaust gas turbine 3 is provided.
  • the compressed compressed air in the compressor 1 is fed into the intake tract 2 and cooled in a compressor 1 downstream of the charge air cooler 14. Subsequently, the charge air is supplied to the cylinder inputs of the internal combustion engine 100 under boost pressure.
  • the internal combustion engine 100 is further provided with an exhaust gas recirculation device comprising a return line 16 between the exhaust pipe section 36 of the cylinder bank 11 upstream of the switching device 40 and the intake tract 2 downstream of the intercooler 14.
  • an adjustable, unidirectional return valve 17 and an exhaust gas cooler 15 is arranged in the return line 16.
  • the exhaust gas turbine 3 has a double-flow design and comprises differently sized exhaust gas or turbine flows 6 and 7 in the turbine housing, which are each connected to an exhaust pipe 22 or 23.
  • the two turbine flows 6 and 7 have a significantly different volume, the volume ratio between larger and smaller turbine flood, for example, in a value range between 1.5 and 5.
  • the larger turbine flood 6 is located immediately adjacent to the bearing or the shaft 5 of the exhaust gas turbocharger 20, whereas the smaller turbine flood 7 is arranged on the side farther from the shaft 5 and accordingly has a greater distance from the shaft 5 than the larger turbine flood 6 the smaller turbine flood 7 prevail particularly favorable flow conditions with a high turbine efficiency.
  • the larger turbine flow 6 is supplied via the exhaust pipe sections 35 and 22 with the exhaust gases of the first cylinder bank 10.
  • the smaller turbine flow 7 is supplied via the exhaust pipe sections 36 and 23 with the exhaust gases of the second cylinder bank 11. Basically, the exhaust pipes for the larger and the smaller turbine flood are formed separately.
  • the switching device 40 arranged in the flow path of the exhaust gas lines has inlet channels for the exhaust gas line sections 35 and 36 and outlet channels for the exhaust gas line sections 22 and 23 in its switch housing 41.
  • the inlet channels and the outlet channels each open into a connection space 42 in the switch housing 41, in which a blocking flap 45 is pivotably mounted about a rotation axis 46.
  • This blocking flap 46 can assume various angular positions, wherein, according to a first position, the entire exhaust gas of both the first cylinder bank 10 and the second cylinder bank 11 is directed into the larger turbine flow 6, in a second position the entire exhaust gas of both Cylinder banks 10 and 11 is guided into the smaller turbine trough 7, in a third position of the blocking flap 45, the exhaust pipes are completely separated, so that the exhaust gas from the first cylinder bank 10 excluding the larger turbine tide and the exhaust gas from the second cylinder bank 11 excluding the smaller turbine tide 7 is fed, and finally in yet another, fourth angular position of the barrier flap 45, a mixing of the exhaust gas takes place, so that the exhaust gas from both cylinder banks in the same way and under the same exhaust pressure to both turbine flows 6 and 7 is supplied.
  • the exhaust gas turbine 3 is equipped with a variable turbine geometry 8, which is designed in the embodiment as an axial slide which can be inserted in the illustrated arrow direction in the turbine inlet cross section 12 for variable adjustment of the effective cross section.
  • a guide-grid ring with guide vanes arranged in an adjustable manner is also possible.
  • Turbine floods 6 and 7 have a common turbine inlet cross section 12. According to an alternative embodiment, however, it may also be expedient to associate each turbine flood 6 or 7 with its own turbine inlet cross-section separated by a partition wall.
  • FIG. 2 shows a diagram with the engine torque M Mot over the engine speed n Mo t. Shown in the diagram are various characteristics, the different switching positions of the switching device 40 of FIG. 1 represent. These characteristics divide the course of the engine torque M Mot in different areas, which are assigned to different engine and operating conditions. In a first region I, which is assigned to low engine speeds, exhaust gas recirculation takes place with excess air ( ⁇ > 1). In this area I, the entire exhaust gas of the internal combustion engine, ie both the cylinder bank 10 and the cylinder bank 11, is supplied by an appropriate setting of the switching device 40 exclusively to the smaller turbine flow 7. As a result, the exhaust gas back pressure in the smaller turbine trough 7 increases sharply, which allows the exhaust gas recirculation into areas of medium engine speeds.
  • the two turbine flows are expediently separated from one another. In this area, a bump charging takes place.
  • the last area IV is characterized by an exhaust gas mixture in the two exhaust pipes or the turbine flows, so that in principle the same exhaust backpressure is present in both turbine flows. In this area, a traffic jam takes place. This is achieved in the switching device 40 by a flap intermediate position of the blocking flap 45.

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Abstract

Ein Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine weist eine Abgasturbine und einen Verdichter auf, dem eine größere und eine kleinere Turbinenflut zugeordnet ist, wobei die größere Turbinenflut benachbart zur Welle angeordnet und die kleinere Turbinenflut der Welle abgewandt ist. Weiterhin ist über eine Schalteinrichtung das Abgas samtlicher Zylinder wahlweise entweder der kleinen oder der großen Turbinenflut zuzuführen.

Description

Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine
Die Erfindung bezieht sich auf einen Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
Aus der DE 103 57 925 Al ist eine aufgeladene Brennkraftmaschine bekannt, die mit einem Abgasturbolader ausgestattet ist, welcher eine Abgasturbine im Abgasstrang und einen Verdichter im Ansaugtrakt umfasst. Im Gehäuse der Abgasturbine sind zwei Turbinenfluten unterschiedlicher Größe vorgesehen, die jeweils über einen
Turbineneintrittsquerschnitt in den Turbinenraum münden, in welchem das Turbinenrad drehbar gelagert ist. Die Turbinenfluten werden über separate Abgasleitungen mit dem Abgas jeweils einer Zylinderbank der Brennkraftmaschine versorgt. Zur Einstellung der Abgasmassenströme ist stromauf der Abgasturbine eine Schalteinrichtung vorgesehen, bestehend aus zwei einstellbaren Sperrventilen, von denen ein Sperrventil in der der größeren Abgasflut zugeordneten Abgasleitung und das zweite Sperrventil in einem die beiden Abgasleitungen verbindenden Leitungsstrang angeordnet ist. Über die beiden Sperrventile kann entweder die größere Turbinenflut gesperrt werden, so dass das gesamte Abgas in die kleinere Turbinenflut strömt, oder es werden beide Abgasfluten in gleicher Weise mit gleichem Abgasgegendruck beaufschlagt . Die kleinere Turbinenflut befindet sich benachbart zur Lagerung und der Welle der Abgasturbine, welche das Turbinenrad mit dem Verdichterrad drehfest koppelt. Dementsprechend befindet sich die größere Turbinenflut in einem größeren Abstand zur Welle, was aufgrund strömungstechnischer Vorgänge Wirkungsgradvorteile in dieser größeren Turbinenflut mit sich zieht, die insbesondere im oberen Last- und Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine zum Tragen kommen. Von der die kleinere Turbinenflut versorgenden Abgasleitung zweigt eine Rückführleitung ab, die Teil einer Abgasrückführeinrichtung ist, über die zur NOx-Reduzierung ein Teilmassenstrom des Abgases im unteren Last- und Drehzahlbereich in den Ansaugtrakt rückgeführt wird.
Von diesem Stand der Technik ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, mit einfachen konstruktiven Maßnahmen einen Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine dahingehend weiterzubilden, dass der Wirkungsgrad bei niedrigen Lasten und Drehzahlen verbessert ist. Insbesondere bei einem Einsatz in einer Brennkraftmaschine, die mit einer
Abgasrückführeinrichtung ausgestattet ist, soll mittels der Abgasturbine eine hohe Abgasrückführrate bei hohem Wirkungsgrad der Turbine möglich sein.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruches 1 gelöst. Die Unteransprüche geben zweckmäßige Weiterbildungen an.
Die Abgasturbine des erfindungsgemäßen Abgasturboladers weist zwei separate Turbinenfluten unterschiedlichen Volumens auf, wobei die größere Turbinenflut der Abgasturbine benachbart zur Welle bzw. zur Lagerung des Abgasturboladers und die kleinere Turbinenflut der Welle bzw. Lagerung abgewandt angeordnet ist, also einen größeren Abstand zur Welle aufweist als die größere Turbinenflut. Des Weiteren ist über die Schalteinrichtung stromauf des Turbinenrades das Abgas sämtlicher Zylinder wahlweise entweder der kleinen oder der großen Turbinenflut zuzuführen.
Aufgrund der Anordnung der kleineren Turbinenflut mit Abstand zur Lagerung bzw. der Welle des Abgasturboladers herrschen in dieser Turbinenflut günstige Strömungsverhältnisse mit verbessertem Turbinenwirkungsgrad. Da zugleich über die vorgeschaltete Schalteinrichtung das Abgas sämtlicher Zylinder in einer vorteilhaften Schaltstellung auf die kleinere Turbinenflut geleitet werden kann, können hohe Abgasgegendrücke in der kleineren Turbinenflut und in der diese Turbinenflut versorgenden Abgasleitung bei zugleich gutem Wirkungsgrad eingestellt werden, wodurch eine Abgasrückführung bis in den mittleren Motordrehzahlbereich und bei hoher Last durchgeführt werden kann. Aufgrund des verbesserten Turbinenwirkungsgrades wird die Turbinenleistung zugleich angehoben, so dass verdichterseitig auch mehr Luft gefördert wird, was zu einer Anhebung des Luftverhältniswertes λ führt und ein besseres Emissionsverhalten zur Folge hat.
Der Vorteil des verbesserten Turbinenwirkungsgrades in der kleineren Turbinenflut lässt sich zwar besonders zweckmäßig in einer Brennkraftmaschine mit Abgasrückführeinrichtung verwirklichen, ist aber nicht auf diesen Anwendungsfall beschränkt. Der hohe Wirkungsgrad bietet generell in weiten Betriebsbereichen der Brennkraftmaschine Vorteile. Leistungssteigerungen sind hierbei sowohl in der befeuerten Antriebsbetriebsweise als auch im Motorbremsbetrieb möglich. Die außenkonturseitige Turbinenflut sorgt dafür, dass ein größerer Gasmassenstrom-Anteil durch den äußeren Radschaufelbereich strömt. Die Energieumsetzung in Turbinenleistung erfolgt hier bei größeren Radien der Schaufel, was zu einer größeren Umlenkung der Strömung führt. Der Schaufelaustritt der Radialturbine hat im äußeren Bereich deutlich geringere Schaufelaustrittswinkel (z.B. 28°) gegenüber der Umfangsrichtung als im Nabenbereich, (z.B. 55°) . Als Umlenkung versteht man die Differenz von Strömungseintrittswinkel zu Strömungsaustrittswinkel (außen z.B. 90° - 28° und innen 90° - 55°). Es hat sich gezeigt, dass diese höheren Umlenkungswinkel auf größerem Radius zu einer besseren Energieumsetzung bzw. zu einem höheren Turbinenwirkungsgrad führt. Die lagerseitige Turbinenflut bewirkt bei der Radkanalströmung eine Schwerpunkslinie, die näher an der Nabe liegt und geringere Wirkungsgrade der Turbine zur Folge hat.
Die Schalteinrichtung ist in vorteilhafter Ausgestaltung in eine Schaltstellung überführbar, in der das Abgas einer ersten Zylindergruppe ausschließlich der kleineren Turbinenflut und das Abgas einer zweiten Zylindergruppe ausschließlich der größeren Turbinenflut zuzuführen ist. Auf diese Weise wird in strömungstechnischer Hinsicht eine Separierung der Turbinenfluten einschließlich der jeweils zugeordneten Abgasleitungen erreicht. Hierdurch können eine Vielzahl verschiedener Einstellmöglichkeiten realisiert werden, die je nach aktuellen Last- und Betriebszuständen der Brennkraftmaschine zur Anwendung kommen. Beispielsweise können zur Realisierung einer Stoßaufladung im mittleren bis oberen Motordrehzahlbereich die beiden Fluten getrennt werden. Im höchsten Motordrehzahlbereich können dagegen für eine Stauaufladung die Fluten durch eine entsprechende Einstellung der Schalteinrichtung strömungstechnisch gekoppelt werden, so dass in beiden Turbinenfluten der gleiche Abgasdruck herrscht. Bei niedrigen Motordrehzahlen empfiehlt es sich dagegen, zur Erreichung hoher Abgasrückführraten bei Luftüberschuss das Abgas sämtlicher Zylinder der Brennkraftmaschine auf die kleine Turbinenflut zu leiten, wohingegen mit weiter ansteigenden Motordrehzahlen ausschließlich die größere Turbinenflut mit Abgas beaufschlagt werden kann, gegebenenfalls unter Abschaltung der Abgasrückführung.
Die Volumina der beiden Turbinenfluten unterscheiden sich üblicherweise - aber nicht zwingend - signifikant, beispielsweise kann das Volumenverhältnis von großer Turbinenflut zu kleiner Turbinenflut in einem Wertebereich zwischen 1.5 und 5 liegen, wobei auch sämtliche Zwischenwerte in Betracht kommen. Bei diesem Größenunterschied stellen sich unterschiedliche Druckverhältnisse in den Turbinenfluten ein, je nach dem, ob das Abgas vollständig der größeren oder der kleineren Turbinenflut zugeführt wird, was besonders vorteilhaft für eine verbesserte Abgasrückführung ausgenutzt werden kann. In der kleineren Turbinenflut ist aufgrund des geringeren Volumens ein höherer Abgasgegendruck als in der größeren Turbinenflut realisierbar.
Die Abgasturbine ist zweckmäßig als Radialturbine mit radial anströmbarem Turbinenrad ausgebildet, dem sowohl die größere als auch die kleinere Turbinenflut radial vorgelagert sind, wobei die beiden Turbinenfluten über einen radialen Turbineneintrittsquerschnitt mit dem Turbinenraum kommunizieren, in welchem das Turbinenrad drehbar gelagert ist. Beide Turbinenfluten weisen gemäß einer ersten vorteilhaften Ausführung einen gemeinsamen
Turbineneintrittsquerschnitt zum Turbinenrad auf. Gemäß einer zweiten Ausführung sind die Turbineneintrittsquerschnitte der beiden Turbinenfluten über eine die Fluten separierende Trennwand abgeteilt, was eine Strömungsvermischung stromauf des Turbinenrades verhindert.
Zweckmäßig ist die Abgasturbine mit variabler Turbinengeometrie ausgestattet, über die der wirksame Turbineneintrittsquerschnitt - entweder der
Turbineneintrittsquerschnitt der größeren Turbinenflut oder der kleineren Turbinenflut oder beider Turbinenfluten - in Abhängigkeit von aktuellen Zustands- und Betriebsgrößen veränderlich einstellbar ist. Als konstruktive Ausführung kommt ein Axialschieber in Betracht, der axial in den Turbineneintrittsquerschnitt einschiebbar bzw. aus diesem herauszuziehen ist. Alternativ hierzu kann die variable Turbinengeometrie als im Turbineneintrittsquerschnitt angeordnetes Leitgitter mit verstellbaren Leitschaufeln ausgeführt sein. Über die Verstellung der variablen Turbinengeometrie ist insbesondere eine Einstellung des Abgasgegendruckes sowohl in der befeuerten Antriebsbetriebsweise als auch im Motorbremsbetrieb möglich.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist die Schalteinrichtung in einem Schaltgehäuse eine um eine Drehachse schwenkbare Sperrklappe mit zwei zumindest annähernd gleich langen Flügeln zu beiden Seiten der Drehachse auf, wobei die Sperrklappe in einem Verbindungsraum innerhalb des Schaltgehäuses gelagert ist, der einerseits mit den beiden Turbinenfluten und andererseits mit den zwei Abgasleitungen kommuniziert, die jeweils einer Zylindergruppe zugeordnet sind. Je nach Drehstellung der Sperrklappe sind die beiden Abgasleitungen und Turbinenfluten in strömungstechnischer Hinsicht voneinander getrennt, es wird das gesamte Abgas entweder der kleineren oder der größeren Turbinenflut zugeleitet oder es werden beide Turbinenfluten mit gleichem Abgasdruck beaufschlagt. Aufgrund der Ausführung der Sperrklappe mit gleich langen Klappenflügeln diesseits und jenseits der Drehachse wird eine Gaskraftkompensation erreicht, da beide Flügel der Sperrklappe in gleicher Weise mit Kraft beaufschlagt werden, so dass kein um die Drehachse der Sperrklappe resultierendes Drehmoment entstehen kann. Auch bei Druckpulsationen im Abgasstrang wird eine einheitliche Kraftbeaufschlagung ohne resultierendes Drehmoment erzielt, so dass sich die Sperrklappe immer im Gleichgewicht befindet und ihre aktuell eingestellte Position unter allen Bedingungen beibehält.
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungen sind den weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer
Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader, dessen Abgasturbine zweiflutig mit größerer und kleinerer Turbinenflut ausgestattet ist, wobei die Turbinenfluten mit dem Abgas jeweils einer Zylinderbank der Brennkraftmaschine versorgt werden und die Abgasmassenströme über eine den Turbinenfluten vorgeschaltete Schalteinrichtung steuerbar sind,
Fig. 2 ein Motormoment-Motordrehzahl-Diagramm mit verschiedenen Kennlinien, die unterschiedliche Schaltzustände der Schalteinrichtung repräsentieren .
Die in Fig. 1 dargestellte Brennkraftmaschine 100 - ein Ottomotor oder ein Dieselmotor - weist zwei Zylinderbänke 10 und 11 auf, die jeweils eine Gruppe von Zylindern umfassen. Das Abgas jeder Zylinderbank 10 bzw. 11 wird über jeweils zugeordnete Abgaskrümmer 30 und 31 in den Abgasstrang 4 geleitet, der mit den Abgaskrümmern 30 und 31 verbundene Leitungsabschnitte 35 und 36 umfasst, welche in eine Schalteinrichtung 40 einmünden. Diese Schalteinrichtung 40 ist stromab der Brennkraftmaschine über weitere Abgasleitungsabschnitte 22 und 23 mit einer Abgasturbine 3 verbunden, die Teil eines Abgasturboladers 20 ist.
Das Turbinenrad 9 in der Abgasturbine 3 wird von den unter Druck stehenden Abgasen der Brennkraftmaschine angetrieben, wobei die Drehbewegung des Turbinenrades über eine Welle 5 auf ein Verdichterrad im Verdichter 1 des Abgasturboladers 20 übertragen wird, woraufhin das Verdichterrad Verbrennungsluft aus der Umgebung ansaugt und auf einen erhöhten Ladedruck verdichtet. Stromab der Abgasturbine 3 wird das entspannte Abgas zunächst einer Reinigung unterzogen und anschließend ausgeleitet. Gegebenenfalls ist ein Bypass mit einstellbarem Bypassventil zur Umgehung der Abgasturbine 3 vorgesehen.
Luftseitig wird die im Verdichter 1 komprimierte Verbrennungsluft in den Ansaugtrakt 2 geleitet und in einem dem Verdichter 1 nachgeschalteten Ladeluftkühler 14 gekühlt. Anschließend wird die Ladeluft unter Ladedruck den Zylindereingängen der Brennkraftmaschine 100 zugeführt.
Die Brennkraftmaschine 100 ist weiterhin mit einer Abgasrückführeinrichtung versehen, die eine Rückführleitung 16 zwischen dem Abgasleitungsabschnitt 36 der Zylinderbank 11 stromauf der Schalteinrichtung 40 und dem Ansaugtrakt 2 stromab des Ladeluftkühlers 14 umfasst. In der Rückführleitung 16 ist ein einstellbares, unidirektionales Rückführventil 17 sowie ein Abgaskühler 15 angeordnet. Die Abgasturbine 3 ist zweiflutig ausgebildet und umfasst unterschiedlich große Abgas- bzw. Turbinenfluten 6 und 7 im Turbinengehäuse, die jeweils mit einer Abgasleitung 22 bzw. 23 verbunden sind. Die beiden Turbinenfluten 6 und 7 besitzen ein signifikant unterschiedlich großes Volumen, wobei das Volumenverhältnis zwischen größerer und kleinerer Turbinenflut beispielsweise in einem Wertebereich zwischen 1.5 und 5 liegt. Die größere Turbinenflut 6 liegt unmittelbar benachbart zur Lagerung bzw. der Welle 5 des Abgasturboladers 20, die kleinere Turbinenflut 7 ist dagegen auf der der Welle 5 weiter entfernten Seite angeordnet und weist dementsprechend einen größeren Abstand zur Welle 5 auf als die größere Turbinenflut 6. In der kleineren Turbinenflut 7 herrschen besonders günstige Strömungsverhältnisse mit einem hohen Turbinenwirkungsgrad. Die größere Turbinenflut 6 wird über die Abgasleitungsabschnitte 35 und 22 mit den Abgasen der ersten Zylinderbank 10 versorgt. Die kleinere Turbinenflut 7 wird über die Abgasleitungsabschnitte 36 und 23 mit den Abgasen der zweiten Zylinderbank 11 versorgt. Grundsätzlich sind die Abgasleitungen für die größere und die kleinere Turbinenflut voneinander getrennt ausgebildet.
Die im Strömungsweg der Abgasleitungen angeordnete Schalteinrichtung 40 weist in ihrem Schaltgehäuse 41 Einlasskanäle für die Abgasleitungsabschnitte 35 und 36 und Auslasskanäle für die Abgasleitungsabschnitte 22 und 23 auf. Die Einlasskanäle und die Auslasskanäle münden jeweils in einen Verbindungsraum 42 im Schaltgehäuse 41, in welchem eine Sperrklappe 45 um eine Drehachse 46 schwenkbar gelagert ist. Diese Sperrklappe 46 kann verschiedene Winkelstellungen einnehmen, wobei gemäß einer ersten Position das gesamte Abgas sowohl der ersten Zylinderbank 10 als auch der zweiten Zylinderbank 11 in die größere Turbinenflut 6 geleitet wird, in einer zweiten Stellung das gesamte Abgas beider Zylinderbänke 10 und 11 in die kleinere Turbinenflut 7 geführt wird, in einer dritten Position der Sperrklappe 45 die Abgasleitungen vollständig separiert sind, so dass das Abgas aus der ersten Zylinderbank 10 ausschließlich der größeren Turbinenflut und das Abgas aus der zweiten Zylinderbank 11 ausschließlich der kleineren Turbinenflut 7 zugeleitet wird, und schließlich in noch einer weiteren, vierten Winkelposition der Sperrklappe 45 eine Durchmischung des Abgases stattfindet, so dass das Abgas aus beiden Zylinderbänken in gleicher Weise und unter gleichem Abgasdruck beiden Turbinenfluten 6 und 7 zugeführt wird.
Die Abgasturbine 3 ist mit einer variablen Turbinengeometrie 8 ausgestattet, die im Ausführungsbeispiel als Axialschieber ausgeführt ist, der in der dargestellten Pfeilrichtung in den Turbineneintrittsquerschnitt 12 zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Querschnittes einführbar ist. Alternativ zu einem Axialschieber kommt auch ein Leitgitterring mit daran verstellbar angeordneten Leitschaufeln in Betracht.
Die Abgasturbine 3 ist als Radialturbine ausgeführt, dementsprechend ist der Turbineneintrittsquerschnitt 12 dem Turbinenrad 9 radial vorgelagert. Die Turbinenfluten 6 und 7 weisen einen gemeinsamen Turbineneintrittsquerschnitt 12 auf. Gemäß einer alternativen Ausführung kann es aber auch zweckmäßig sein, jeder Turbinenflut 6 bzw. 7 einen eigenen, über eine Trennwand separierten Turbineneintrittsquerschnitt zuzuordnen.
In Fig. 2 ist ein Diagramm mit dem Motormoment MMot über der Motordrehzahl nMot dargestellt. Eingezeichnet sind in das Diagramm verschiedene Kennlinien, die unterschiedliche Schaltpositionen der Schalteinrichtung 40 aus Fig. 1 repräsentieren. Diese Kennlinien unterteilen den Verlauf des Motormoments MMot in verschiedene Bereiche, die unterschiedlichen Motor- und Betriebszuständen zugeordnet sind. In einem ersten Bereich I, der niedrigen Motordrehzahlen zugeordnet ist, findet eine Abgasrückführung mit Luftüberschuss (λ > 1) statt. In diesem Bereich I wird das gesamte Abgas der Brennkraftmaschine, also sowohl der Zylinderbank 10 als auch der Zylinderbank 11, durch eine entsprechende Einstellung der Schalteinrichtung 40 ausschließlich der kleineren Turbinenflut 7 zugeführt. Hierdurch steigt der Abgasgegendruck in der kleineren Turbinenflut 7 stark an, was die Abgasrückführung bis in Bereiche mittlerer Motordrehzahlen ermöglicht.
Im zweiten Bereich II, der sich unmittelbar an den Bereich I anschließt und bis in einen mittleren bis höheren Drehzahlbereich und bis zum maximalen Motormoment MMot reicht, wird nur die größere Turbinenflut 6 mit dem Abgas beider Zylinderbänke 10 und 11 beaufschlagt.
Im dritten Bereich III, der höchsten Drehzahlen zugeordnet ist, sind zweckmäßig die beiden Turbinenfluten voneinander getrennt. In diesem Bereich findet eine Stoßaufladung statt.
Der letzte Bereich IV ist durch eine Abgasdurchmischung in den beiden Abgasleitungen bzw. den Turbinenfluten gekennzeichnet, so dass prinzipiell in beiden Turbinenfluten der gleiche Abgasgegendruck anliegt. In diesem Bereich findet eine Stauaufladung statt. Erreicht wird dies in der Schalteinrichtung 40 durch eine Klappenzwischenstellung der Sperrklappe 45.

Claims

Patentansprüche
1. Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine, mit einer Abgasturbine (3) im Abgasstrang (4) der Brennkraftmaschine und einem Verdichter (1) im Ansaugtrakt (2), wobei das Turbinenrad der Abgasturbine
(3) über eine Welle mit dem Verdichterrad des Verdichters (1) drehgekoppelt ist, die Abgasturbine (3) zwei separate Turbinenfluten (6, 7) unterschiedlichen Volumens aufweist, über die dem Turbinenrad Abgas zuführbar ist, und der Massenstrom durch die beiden Turbinenfluten (6, 7) über eine Schalteinrichtung (40) einstellbar ist, über die das Abgas einer oder mehrerer Zylindergruppen einer Turbinenflut zuführbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die größere Turbinenflut (6) der Abgasturbine (3) benachbart zur Welle angeordnet und die kleinere Turbinenflut (7) der Welle abgewandt ist, und dass über die Schalteinrichtung (40) das Abgas sämtlicher Zylinder wahlweise entweder der kleinen oder der großen Turbinenflut (6, 7) zuführbar ist.
2. Abgasturbolader nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schalteinrichtung (40) in eine Schaltstellung überführbar ist, in der das Abgas einer ersten Zylindergruppe (11) ausschließlich der kleineren Turbinenflut (7) und das Abgas einer zweiten Zylindergruppe (10) ausschließlich der größeren Turbinenflut (6) zuführbar ist.
3. Abgasturbolader nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasturbine (3) als Radialturbine mit radial anströmbarem Turbinenrad (9) ausgebildet ist, wobei die beiden Turbinenfluten (6, 7) über einen radial vorgelagerten Turbineneintrittsquerschnitt (12) mit dem Turbinenrad (9) verbunden sind.
4. Abgasturbolader nach einem Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Turbinenfluten (6, 7) einen gemeinsamen Turbineneintrittsquerschnitt (12) zum Turbinenrad (9) aufweisen .
5. Abgasturbolader nach einem Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasturbine (3) mit variabler Turbinengeometrie (8) zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbineneintrittsquerschnitts (12) ausgestattet ist.
6. Abgasturbolader nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die variable Turbinengeometrie (8) als Axialschieber ausgebildet ist, der in den Turbineneintrittsquerschnitt (12) einschiebbar ist.
7. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Schalteinrichtung (40) in das Turbinengehäuse der Abgasturbine (3) integriert ist.
8. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Schalteinrichtung (40) in einem Schaltgehäuse (41) eine um eine Drehachse (46) schwenkbare Sperrklappe (45) mit zwei zumindest annähernd gleich langen Flügeln zu beiden Seiten der Drehachse (46) umfasst, wobei die Sperrklappe (45) in einem Verbindungsraum (42) im Schaltgehäuse (41) gelagert und der Verbindungsraum (42) sowohl mit den beiden Turbinenfluten (6, 7) der Abgasturbine (3) als auch mit zwei Abgasleitungen (22, 23) verbunden ist, die jeweils einer Zylindergruppe (10, 11) der Brennkraftmaschine (100) zugeordnet sind.
9. Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolaser nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine Abgasrückführeinrichtung vorgesehen ist, die eine der kleineren Turbinenflut (7) zugeordnete Abgasleitung (36) mit dem Ansaugtrakt (2) verbindet.
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