WO2009018887A1 - Abgasturbolader für eine hubkolben-brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2009018887A1
WO2009018887A1 PCT/EP2008/005537 EP2008005537W WO2009018887A1 WO 2009018887 A1 WO2009018887 A1 WO 2009018887A1 EP 2008005537 W EP2008005537 W EP 2008005537W WO 2009018887 A1 WO2009018887 A1 WO 2009018887A1
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exhaust gas
gas turbocharger
spiral channel
guide
internal combustion
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PCT/EP2008/005537
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Roland Fauser
Stephan KRÄTSCHMER
Dieter Müller
Siegfried Sumser
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Daimler Ag
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    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
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    • F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
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    • F01N13/10—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits of exhaust manifolds
    • F01N13/107—More than one exhaust manifold or exhaust collector
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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 for a reciprocating internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • a further negative effect on the performance of the exhaust gas turbocharger results from an exhaust gas aftertreatment unit arranged on the exhaust gas side and downstream of the exhaust gas turbocharger, for example a soot filter. Due to the exhaust aftertreatment unit results in an increase in pressure at an outlet of the exhaust gas turbocharger. This causes a reduction in the performance of the exhaust gas turbocharger descriptive turbine pressure gradient, the turbine pressure gradient as a quotient of a Pressure upstream of the turbine or before an exhaust gas guide section inlet and a pressure after the Turbi ⁇ nenrad or at Abgas arrangementsabitessaustritt can be determined.
  • a free inflow surface on the turbine wheel taking account of flow coefficients of a turbine of the exhaust gas turbocharger, consisting of an exhaust gas guide housing and a turbine wheel, is preferably small enough to achieve a corresponding back pressure upstream of the turbine wheel.
  • a corresponding performance of the exhaust gas turbocharger can be achieved.
  • the production of a correspondingly small free flow area is technically, in particular casting technology to realize only unsatisfactory.
  • the free inflow area on the turbine wheel, taking into account flow coefficients, is referred to below as an effective turbine section.
  • the prior art discloses various devices for variable size design of the effective turbine cross-section so that the effective turbine cross-section is adaptable to various operating points.
  • One of these devices is designed in the form of a Leitgitterrings with Leitgitterschaufeln, which is arranged in an inflow channel in the exhaust gas guide section upstream of the turbine wheel.
  • a problem here is that in an exhaust gas turbocharger whose exhaust gas guide section has a first and a second spiral channel In case of a change in the guide-grid ring, a simultaneous influencing of a flow takes place from the first and from the second spiral channel, ie the flows from the two spiral channels can not be influenced independently of one another.
  • the object of the present invention is to provide an exhaust gas turbocharger for a reciprocating internal combustion engine, with which high exhaust gas recirculation quantities can be realized with high exhaust gas turbocharger performance.
  • the supercharger-specific critical turbine throughput parameter characterizes the size of the turbine and can be determined as a function of thermodynamic variables, the thermodynamic variables being determined as a function of a rated power point of the reciprocating internal combustion engine.
  • the limit value itself can be determined as a function of a total stroke volume and of a nominal rotational speed of the reciprocating internal combustion engine.
  • an exhaust gas flow has an angle of incidence to the first Leitgitterring, which is represented in a vector triangle between a peripheral speed and an absolute speed, which has at least a value of 15 °.
  • the angle of attack has a value between 20 ° and 30 °. If the value of the angle of incidence drops below 15 °, a spiral area of a spiral channel relevant for the exhaust gas flow is chosen too small, whereby an increase in the friction or flow losses is obtained.
  • a turbine wheel inlet diameter is designed to ensure the mechanical strength of the turbine wheel at high pressure conditions on the turbine wheel so that a first natural frequency of an outlet region of a turbine wheel of the turbine wheel is greater than a further limit, which can be determined depending on the turbine wheel diameter.
  • a second Leitgitterring arranged in the second spiral channel.
  • the exhaust gas flow from the second spiral channel to the turbine wheel is conditioned.
  • this second Leitgitterring is to move translationally and / or rotationally.
  • an adjustment of the effective turbine cross-section in a two ⁇ th turbine inlet cross-section can be realized, for. B. for Nut ⁇ tion for a supercharged engine brake (Turbo Brake).
  • the exhaust gas flow to the second Leitgitterring on a flow angle between a peripheral speed and an absolute speed with a value of at least 15 °.
  • the angle of attack to the second Leitgitterring has a value between 20 ° and 30 °.
  • An increase in the service life of the turbine wheel in accordance with the requirements of the exhaust gas turbocharger is to bring about that a division of the guide vanes of the first Leitgitterrings and / or a pitch of the guide vanes of the second Leitgitterrings is discontinuous.
  • the unsteady division of the guide vanes leads to a reduction in the excitation of resonance frequencies, so that pressure pulsations of the gas passing through the free flow cross sections between adjacent guide vanes result in significantly less excitation of the turbine wheel vanes. This can increase the service life of the turbine wheel.
  • a length of the guide vanes positioned on the guide-grid ring is non-uniform, so that, in the case of a discontinuous division, an always equal free flow cross-section between two adjacent guide vanes can be realized on the turbine wheel.
  • the irregular free flow cross-section can be realized with the help of the non-uniform length and a continuous division.
  • the pitch of the first guide-grid ring corresponds to the pitch of the second guide-grid ring.
  • a further excitation of certain resonance frequencies can be avoided.
  • the first guide-grid ring can be moved translationally and / or rotationally so that a more sophisticated adaptation of the effective turbine cross-section to the required exhaust-gas turbocharger power can be realized.
  • 1 is a schematic representation of an internal combustion engine with an exhaust gas turbocharger
  • 2 shows in a longitudinal section an exhaust gas guide section with a first spiral channel and a second spiral channel and a first guide-grid ring and a second guide-grid ring
  • Fig. 4 in a cross section a first Leitgitterring with a continuous first division
  • the fresh air line 2 has a charge air line 4, which is connected at its the reciprocating internal combustion engine 1 end facing the reciprocating internal combustion engine 1. Upstream of the reciprocating internal combustion engine 1, a charge air cooler 5 is expediently arranged in the charge air line 4 for cooling sucked combustion air.
  • the exhaust gas tract 3 has an exhaust gas line 6 with a first exhaust gas line 6a and a second exhaust gas line 6b, wherein the first exhaust gas line 6a at its end facing the reciprocating internal combustion engine 1 with a first exhaust manifold 7 of the reciprocating internal combustion engine 1 and the second exhaust line 6b at its the reciprocating internal combustion engine 1 end facing a second exhaust manifold 8 of the reciprocating internal combustion engine 1 is connected.
  • an exhaust aftertreatment system 10 is arranged for exhaust aftertreatment, which is designed in the form of a soot filter and / or catalyst and / or SCR system.
  • a switching device 9 Downstream of the exhaust manifold 7, 8, a switching device 9 is positioned in the exhaust tract 3, with the aid of a separation and / or merging of exhaust gas of the exhaust gas lines 6a, 6b can be realized.
  • the reciprocating internal combustion engine 1 is associated with a control and control unit 11 for controlling and controlling numerous functions.
  • a control and control unit 11 for controlling and controlling numerous functions.
  • the control and control unit 11 in particular the fuel supply is adjustable.
  • the exhaust gas line 6 Downstream of the first exhaust manifold 7 and upstream of the switching device 9, the exhaust gas line 6 is connected to the charge air line 4 with the aid of an exhaust gas recirculation line 42 for exhaust gas recirculation.
  • the exhaust gas recirculation line 42 includes an exhaust gas recirculation valve 43 and a downstream of the exhaust gas recirculation valve 43 at ⁇ secondary exhaust gas cooler 44.
  • the reciprocating internal combustion engine 1 is associated with an exhaust gas turbocharger 12, which has a housing 13, which has ateur prepare- flowable exhaust gas guide portion 14, a flow-through air guide portion 15 and a bearing portion 16 includes, wherein the air guide portion 15 is disposed in the fresh air line 2 and the exhaust gas guide portion 14 in the exhaust tract 3.
  • the bearing portion 16 is positioned between the air guide portion 15 and the exhaust gas guide portion 14.
  • the exhaust-gas turbocharger 12 has a running gear 17 mounted in the housing 13, which comprises a compressor wheel 18 for sucking and compressing combustion air, a turbine wheel 19 for expansion of exhaust gas and a shaft 20 connecting the compressor wheel 18 with the turbine wheel 19 in a rotationally fixed manner with an axis of rotation 21.
  • the compressor wheel 18 is in the air guide portion 15, the turbine 19 is in the exhaust guide portion 14 and the shaft 20 is rotatably mounted in the bearing portion 16.
  • the air-guiding section 15 has a device for variable compressor geometry.
  • the exhaust gas guide section 14 illustrated in FIG. 2 has a double-flow design and has a first spiral channel 22 and a second spiral channel 23, wherein the first spiral channel 22 is separated from the second spiral channel 23 by means of an intermediate wall ZW. Upstream of the first spiral channel 22 and the second spiral channel 23 there is formed a turbine inlet 39 shown in FIG. 3, which is connected to the exhaust pipe 6, with the aid of the switching device 9 the first exhaust line 6a with the first spiral channel 22 and the second exhaust line 6b is connectable to the second spiral channel 23.
  • an inflow channel 24 is provided in the exhaust gas guide section 14, which opens into a wheel chamber 25 of the exhaust gas guide section 14.
  • the turbine wheel 19 is rotatably received in the wheel chamber 25.
  • an outlet channel 26 is arranged coaxially with the axis of rotation 21 in the exhaust gas guide section 14.
  • the switching device 9 is configured such that a separate guidance of the exhaust gas from the first exhaust manifold 7 in the first spiral channel 22 and from the second exhaust manifold 8 in the second spiral channel 23 can be realized.
  • a complete or partial combination of the exhaust gas from the first exhaust manifold 7 and the second exhaust manifold 8 in the first spiral channel 22 or from the first exhaust manifold 7 and the second exhaust manifold 8 in the second spiral channel 23 is possible.
  • a flow through the corresponding partially open spiral channel 22, 23 can be achieved.
  • ⁇ crit is a constant value for the exhaust gas turbocharger and reciprocating internal combustion engine system which can be determined by means of the function:
  • N p denotes a total exhaust gas mass temperature in the unit [K] in front of the turbine 19 in the rated engine power point 1 and p 3 , N p denotes a total pressure in the unit [bar] in front of the turbine 19 in the rated power point of the internal combustion engine 1 ,
  • a limit GR which is to face the critical Turbinen pressficientpa- parameters is by means of a constant K in the unit [- S] / which assigns the value 4.5 to ⁇ , in response to a Truhubvolumens VH in the unit [1] and a rated speed nBKM in the unit [min "1 ], the reciprocating internal combustion engine 1 determines, wherein the limit value GR of the relationship
  • the total stroke volume VH of the internal combustion engine 1 is formed from the difference between the maximum and minimum stroke volumes of cylinders of the internal combustion engine 1.
  • the rated speed nBKM describes the speed of the internal combustion engine 1 in which a rated power of the internal combustion engine 1 is determined.
  • a first guide-grid ring 27 with first guide vanes 28 and a second guide-grid ring 29 with second guide vanes 30 are advantageously positioned.
  • the first guide ring 27 is arranged immovably in the inlet channel 24 in the region of the first spiral channel 22, wherein the first guide vanes 28 in a first free flow surface 31 of the first spiral channel 22, which is positioned at a turbine wheel 19 facing the end of the spiral channel 22, are positioned completely protruding.
  • the first guide-gate ring 27 can be moved axially by means of an adjusting device, such that the first guide blades 28 can be completely or partially removed from the first free-flow surface 31.
  • the second Leitgitterring 29 is arranged axially movable in the inflow channel 24 in the region of the second spiral channel 23. In a closed position, as shown in Fig. 2, the second guide vanes 30 are completely positioned in a second free flow surface 32 of the second spiral channel 23 protruding.
  • the second guide vane ring 29 is designed to be displaceable, such that the second guide vanes 30 are partially or completely removable from the second free flow surface 32, wherein a complete removal of the second guide vane ring 29 corresponds to an open position.
  • the second Leitgitterring 29 has at its the first Leitgitterring 27 facing outer circumference on an annular cover plate 37, by means of which a flow-tight separation from the second Leitgitterring 29 to the first Leitgitterring 27 and from the second free flow surface 32 to the first free flow surface 31 can be brought.
  • the first spiral channel 22 is designed so that the flow angle ⁇ of the exhaust gas flow from the first spiral channel 22 to the first Leitgitterring 27, which in a Vector triangle between a peripheral speed cu and an absolute speed exists, has a value of 15 °.
  • the second spiral channel 23 is designed so that a further flow angle ⁇ to the second Leitgitterring 29 also has a value of 15 °, wherein the design of the second spiral channel 23 a- analogous to the first spiral channel 22 takes place.
  • G2 K • (85mm / DT) where K describes another constant with a value of 11 kHz.
  • the Leitgitterringe 27, 29 are to be designed with a small number of vanes.
  • the guide-ring rings 27, 29 may have guide vanes 28, 30 of unequal length (see FIG.
  • the respective seven guide vanes 28, 30 are placed over the circumference of the guide-rail rings 27, 29.
  • each vane 28, 30 seen in the circumferential direction has a different length.
  • the vanes 28, 30 are arranged in an ascending order of size in a clockwise direction.
  • a narrowest flow area 34 between adjacent vanes 28, 30 is located between an end edge 35 of a vane 28, 30 and a trailing edge 36 of the adjacent vane.
  • Successive vanes 28, 30 are positioned such that circumferentially there is no overlap of the vanes 28, 30, but that in the circumferential direction the leading edge 35 of one vane 28, 30 abuts the trailing edge 36 of the adjacent vane 28, 30 followed. In this way, all the flow cross sections 34 between adjacent guide vanes 28, 30 are identical.
  • This angular amount is distorted by constant factors, such as 0.7, 0.8, 0.9, 1.0, 1.1, 1.2, and 1.3. This results in a change between the successive angular distances ⁇ i to ⁇ 7 of 5,143 ° each.
  • the guide vanes 28, 30 are formed in the circumferential direction of equal size.
  • the angular distances ⁇ i to ⁇ 7 between the guide vanes 28, 30 are, viewed from front edge 35 to end edge 35, selected identical to those in the previous embodiment. This results in a relative displacement between adjacent guide vanes 28, 30 which partially leads to an overlap in the circumferential direction designated by "a.” In part, however, there is also a gap between the trailing edge 36 of a guide blade 28, 30 and end edge 35 of the adjacent one in the circumferential direction Guide vane 28, 30.
  • the narrowest flow cross section 34 assumes greatly differing values In the case of an overlap a between adjacent vanes 28, 30, the flow cross section 34 is considerably smaller than in the case of a gap between adjacent vanes 28, 30.
  • different outflow angles ⁇ , under which the exhaust gas flows through the flow cross-sections 34 result -
  • a resonant detuning is achieved, which results in that even with greatly different loaders speeds impermissible excitation intensity of the turbine blades 41 is prevented in the resonant frequency.
  • the closed position is preferably set at operating points with a low load and / or speed us / or at operating points with a high exhaust gas recirculation rate.
  • the opening position is predominantly at full load and high speeds or at low exhaust gas recirculation rate or in operation without exhaust gas recirculation, the consumption and efficiency-favorable positioning.
  • the first guide vane ring 27 is immovably in the first free flow surface 31.
  • the exhaust gas escaping from the first spiral channel 22 is forced to flow through the flow cross-sections 34 between the first guide vanes 28 of the first guide vane ring 27, resulting in a higher Flow rates can be achieved and on the other hand, the flow can be imparted a twist.
  • the second Leitgitterring 29 is in the closed position, so that the exhaust gas escaping from the second spiral channel 23 is forced to flow through the flow cross-sections 34 between the second guide vanes 30 of the second Leitgitterrings 29, wherein also a higher flow velocity can be achieved and the flow Can be applied swirl.
  • With the help of the in the free flow surfaces 31, 32 positioned Leitgitterringen 27, 29 an increase of the exhaust back pressure in the spiral channels 22, 23 and the turbine inlet 39 can be realized, so that the turbine pressure gradient of the exhaust gas turbocharger 1 can be increased.
  • the first Leitgitterring 27 has a smaller pitch ⁇ than the second Leitgitterring 29, wherein an exhaust gas recirculation is preferably carried out using the first spiral channel 22.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine, mit ein Verdichterrad (18) zum Ansaugen und Verdichten von Luft und ein mit Hilfe einer Welle (20) drehfest mit dem Verdichterrad (18) verbundenes Turbinenrad (19) zum Expandieren von Abgas aufweist, wobei und im Abgasführungsabschnitt (14) ein erster Spiralkanal (22) und einen zweiter Spiralkanal (23) angeordnet sind, welche mit Hilfe einer Zwischenwandung (ZW) unabhängig voneinander von Abgas durchströmbar sind, und der Abgasturbolader (12) einen kritischen Turbinendurchsatzparame- ter (φkrit) aufweist, und die Hubkolben-Brennkraftmaschine (1) ein Gesamthubvolumen (VH) sowie eine Nenndrehzahl (nBKM) aufweist. Erfindungsgemäß weist der kritischen Turbinendurchsatzparameters (φkrit) einen Wert auf, welcher einen Grenzwert (GR) unterschreitet, und ein erster Leitgitterring (27) ist stromauf des Turbinenrades (19) und stromab des ersten Spiralkanals (22) im Abgasführungsabschnitt (14) angeordnet. Die Erfindung wird überwiegend im Nutzfahrzeugmotorenbau mit hohen Abgasrückf ührraten eingesetzt.

Description

Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
In Verbindung mit steigenden Emissionsgrenzwerten steigen die Anforderungen an Abgasturbolader für Hubkolben-Brennkraftmaschinen. Lösungen zur Reduzierung der Gesamtemissionen der Hubkolben-Brennkraftmaschine bietet zum einen eine Abgasrückführung, die sich allerdings auf einen Betrieb der Hubkolben- Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader nachteilig auswirken kann, da selbst bei einem Abgasturbolader, dessen Abgasführungsabschnitt zwei Spiralkanäle aufweist, welche unabhängig voneinander durchströmbar sind, in bestimmten Betriebspunkten dem Abgasturbolader keine ausreichend hohe Abgasmenge zur Verfügung steht, mit der ein geforderter Ladedruck erzielbar wäre.
Eine weitere negative Beeinflussung der Leistung des Abgasturboladers ergibt sich aus einer abgasseitig und stromab des Abgasturboladers angeordneten Abgasnachbehandlungseinheit, beispielsweise ein Russfilter. Aufgrund der Abgasnachbehandlungseinheit ergibt sich eine Druckerhöhung an einem Austritt des Abgasturboladers. Dies bewirkt eine Reduzierung eines die Leistung des Abgasturboladers beschreibenden Turbinendruckgefälles, wobei das Turbinendruckgefälle als Quotient eines Druckes vor dem Turbinenrad beziehungsweise vor einem Abgas- führungsabschnittseintritt und eines Druckes nach dem Turbi¬ nenrad beziehungsweise am Abgasführungsabschnittsaustritt ermittelbar ist.
Zur Erfüllung dieser Anforderungen ist bevorzugt eine freie Anströmfläche auf das Turbinenrad unter Berücksichtigung von Strömungsbeiwerten einer Turbine des Abgasturboladers, bestehend aus einem Abgasführungsgehäuse und einem Turbinenrad, klein genug zu gestalten um einen entsprechenden Aufstaudruck vor dem Turbinenrad zu erzielen. Dadurch ist eine entsprechende Leistung des Abgasturboladers erreichbar. Die Herstellung einer entsprechend kleinen freien Anströmfläche ist technisch, im Besonderen gußtechnisch nur unbefriedigend zu realisieren. Die freie Anströmfläche auf das Turbinenrad unter Berücksichtigung von Strömungsbeiwerten ist im Weiteren als effektiver Turbinenguerschnitt bezeichnet.
Demgegenüber steht die Anforderung an einen großen effektiven Turbinenquerschnitt, damit bei höheren Abgasmengen eine unbehinderte Strömung auf das Turbinenrad gewährleistet ist. Ist der effektive Turbinenquerschnitt zu klein, hat dies eine mit hohen Verlusten behaftete Strömung zur Folge, welche wiederum eine Minderleistung des Abgasturboladers bewirken.
Der Stand der Technik offenbart verschiedene Vorrichtungen zur variablen Größengestaltung des effektiven Turbinenquerschnitts, so dass der effektive Turbinenquerschnitt diversen Betriebspunkten anpassbar ist. Eine dieser Vorrichtungen ist in Form eines Leitgitterrings mit Leitgitterschaufeln ausgestaltet, welcher in einem Zuströmkanal im Abgasführungsabschnitt stromauf des Turbinenrades angeordnet ist. Problematisch ist dabei, dass bei einem Abgasturbolader, dessen Abgasführungsabschnitt einen ersten und einen zweiten Spiralka- nal aufweist, bei einer Veränderung des Leitgitterrings eine gleichzeitige Beeinflussung einer Strömung aus dem ersten und aus dem zweiten Spiralkanal erfolgt, d. h. die Strömungen aus den beiden Spiralkanälen sind nicht unabhängig voneinander zu beeinflussen.
Des Weiteren ist eine Gestaltung des Leitgitterrings auf eine Gestaltung der freien Anströmfläche abzustimmen, damit Vorteile bezüglich des Abgasturboladerverhaltens erreichbar sind.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine bereitzustellen, mit welchem hohe Abgasrückführmengen bei hoher Abgasturboladerleistung realisierbar sind.
Diese Aufgabe wird mit einem Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche geben zweckmäßige Weiterbildungen an .
Zur Realisierung hoher Abgasrückführmengen bei hoher Abgasturboladerleistung wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, bei einem Abgasturbolader, dessen abgasturboladerspezifischer kritischer Turbinendurchsatzparameter einen bestimmten Grenzwert unterschreitet einen ersten Leitgitterring stromauf des Turbinenrades und stromab eines ersten Spiralkanals im Abgas¬ führungsabschnitt anzuordnen. Mit Hilfe des ersten Leitgitterrings ist eine Druckerhöhung vor dem Turbinenrad herbeizuführen, wobei selbst bei einem geringen Durchsatz von Abgas im ersten Spiralkanal verbesserte Wirkungsgrade des Abgasturboladers erzielt werden, sodass auch bei hohen Abgasrückführ- raten eine hohe Abgasturboladerleistung erreicht werden kann. Der abgasturboladerspezifische kritische Turbinendurchsatzpa- rameter charakterisiert die Größe der Turbine und ist in Abhängigkeit thermodynamischer Größen ermittelbar, wobei die thermodynamischen Größen in Abhängigkeit eines Nennleistungspunktes der Hubkolben-Brennkraftmaschine bestimmt sind. Der Grenzwert selbst ist in Abhängigkeit von einem Gesamthubvolumen sowie von einer Nenndrehzahl der Hubkolben-Brennkraftmaschine ermittelbar.
In einer Ausgestaltung weist zur Reibungsminimierung eine Abgasströmung einen Anströmwinkel zum ersten Leitgitterring auf, welcher in einem Vektordreieck zwischen einer Umfangsgeschwindigkeit und einer Absolutgeschwindigkeit darstellbar ist, welcher mindestens einen Wert von 15° besitzt. Idealerweise weist der Anströmwinkel einen Wert zwischen 20° und 30° auf. Fällt der Wert des Anströmwinkels unter 15°, so ist eine für die Abgasströmung relevante Spiralfläche eines Spiralkanals zu klein gewählt, wodurch eine Erhöhung der Reibungs- beziehungsweise Strömungsverluste erwirkt wird.
In einer weiteren Ausgestaltung wird zur Sicherung der mechanischen Festigkeit des Turbinenrades bei hohen Druckverhältnissen am Turbinenrad ein Turbinenradeintrittsdurchmesser so ausgelegt, dass eine erste Eigenfrequenz eines Austrittsbereiches einer Turbinenradschaufel des Turbinenrades größer ist als ein weiterer Grenzwert, welcher in Abhängigkeit des Turbinenraddurchmessers ermittelbar ist.
Der geforderten Durchsatzmenge, insbesondere im Hinblick auf die Abgasrückführung, angepasst, ist es vorteilhaft eine a- symmetrische Gestaltung des ersten und des zweiten Spiralkanals vorzunehmen, mit deren Hilfe insbesondere bei relativ geringen Abgasrückführmengen eine Wirkungsgradsteigerung des Abgasturboladers herbeigeführt werden kann
Zweckmäßigerweise ist ein zweiter Leitgitterring im zweiten Spiralkanal angeordnet. Somit ist die Abgasströmung vom zweiten Spiralkanal auf das Turbinenrad konditionierbar. Vorteilhafterweise ist dieser zweite Leitgitterring translatorisch und/oder rotatorisch zu bewegen. Mit Hilfe der translatorischen Bewegungbarkeit des zweiten Leitgitterrings ist eine Anpassung des effektiven Turbinenquerschnitts in einem zwei¬ ten Turbineneintrittquerschnitt realisierbar, z. B. zur Nut¬ zung für eine aufgeladene Motorbremse (Turbobrake) . Zur Rei- bungsminimierung weist die Abgasströmung zum zweiten Leitgitterring einen Anströmwinkel zwischen einer Umfangsgeschwindigkeit und einer Absolutgeschwindigkeit mit einem Wert von mindestens 15° auf. Idealerweise weist der Anströmwinkel zum zweiten Leitgitterring einen Wert zwischen 20° und 30° auf.
Eine Steigerung der Lebensdauer des Turbinenrades entsprechend den Anforderungen an den Abgasturbolader ist damit herbeizuführen, dass eine Teilung der Leitschaufeln des ersten Leitgitterrings und/oder eine Teilung der Leitschaufeln des zweiten Leitgitterrings unstetig ist. Die unstetige Teilung der Leitschaufeln führt zu einer Reduzierung der Anregung von Resonanzfrequenzen, so dass Druckpulsationen des die freien Strömungsquerschnitte zwischen benachbarten Leitschaufeln passierenden Gases eine deutlich geringere Anregung der Tur- binenradschaufeln zur Folge haben. Damit kann eine Lebensdauer des Turbinenrades gesteigert werden.
In einer weiteren Ausgestaltung ist eine Länge der auf dem Leitgitterring positionierten Leitschaufeln uneinheitlich, wodurch bei einer unstetigen Teilung ein immer gleich großer freier Strömungsquerschnitt zwischen zwei benachbarten Leitschaufeln auf das Turbinenrad realisierbar ist. Je nach An- forderung an den Abgasturbolader kann es vorteilhaft sein einen unregelmäßigen freien Strömungsquerschnitt über den Um¬ fang des Leitgitterrings auszubilden, so dass beispielsweise eine weitere Reduzierung der Anregung von Resonanzfrequenzen herbeiführbar ist. Der unregelmäßige freie Strömungsquerschnitt kann mit Hilfe der uneinheitlichen Länge und einer stetigen Teilung realisiert werden.
Vorteilhafterweise entspricht bei einer asymmetrischen Spiralkanalgestaltung die Teilung des ersten Leitgitterrings der Teilung des zweiten Leitgitterrings. Damit ist eine weitere Anregung bestimmter Resonanzfrequenzen vermeidbar. Im Gegensatz dazu hat es sich bei einer symmetrischen Spiralkanalsgestaltung als besonders vorteilhaft erwiesen die Teilungen des ersten Leitgitterrings und des zweiten Leitgitterrings asymmetrisch zu gestalten.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung ist der erste Leitgitterring translatorisch und/oder rotatorisch bewegbar, so dass eine differenziertere Anpassung des effektiven Turbinenquerschnitts an die geforderte Abgasturboladerleistung realisierbar ist. Mit Hilfe der translatorischen Bewegung des Leitgitterrings ist ein Zu- oder Abschalten einer Turbinenbetriebsweise möglich, wie sie zur Aktivierung oder Deaktivierung einer Turbobrake notwendig ist.
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungen der Erfindung sind den Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Dabei zeigen:
Fig. 1 in einer schematischen Darstellung eine Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader, Fig. 2 in einem Längsschnitt einen Abgasführungsabschnitt mit einem ersten Spiralkanal und einem zweiten Spiralkanal sowie einem ersten Leitgitterring und einem zweiten Leitgitterring,
Fig. 3 in einem Querschnitt den Abgasführungsabschnitt gem. Fig. 2,
Fig. 4 in einem Querschnitt einen ersten Leitgitterring mit einer stetigen ersten Teilung und
Fig. 5 in einem Querschnitt eine Variante des ersten
Leitgitterrings gem. Fig. 4 mit einer unstetigen ersten Teilung.
In den Figuren sind gleiche oder gleich wirkende Bauteile mit denselben Bezugszeichen versehen.
Die in Fig. 1 dargestellte Hubkolben-Brennkraftmaschine 1, welche als Dieselmotor oder als Ottomotor ausgeführt ist, weist einen Frischluftstrang 2 und einen Abgastrakt 3 auf. Im Betrieb saugt die Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 über den Frischluftstrang 2 Verbrennungsluft an, die nach einer unter Zufuhr von Kraftstoff erfolgten Verbrennung in der Hubkolben- Brennkraftmaschine 1 als Abgas über den Abgastrakt 3 abgeführt wird.
Der Frischluftstrang 2 weist eine Ladeluftleitung 4 auf, welche an ihrem der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 zugewandten Ende mit der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 verbunden ist. Stromauf der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 ist zweckmäßigerweise in der Ladeluftleitung 4 ein Ladeluftkühler 5 zur Kühlung angesaugter Verbrennungsluft angeordnet. Der Abgastrakt 3 weist eine Abgasleitung 6 mit einem ersten Abgasstrang 6a und einem zweiten Abgasstrang 6b auf, wobei der erste Abgasstrang 6a an seinem der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 zugewandten Ende mit einem ersten Abgaskrümmer 7 der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 und der zweite Abgasstrang 6b an seinem der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 zugewandten Ende mit einem zweiten Abgaskrümmer 8 der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 verbundenen ist.
An einem von der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 abgewandten Ende der Abgasleitung 6 ist zur Abgasnachbehandlung ein Abgasnachbehandlungssystem 10 angeordnet, welches in Form eines Rußfilters und/oder Katalysators und/oder SCR-Anlage ausgebildet ist.
Stromab der Abgaskrümmer 7, 8 ist eine Schaltvorrichtung 9 im Abgastrakt 3 positioniert, mit deren Hilfe eine Trennung und/oder Zusammenführung von Abgas der Abgasstränge 6a, 6b realisierbar ist.
Des Weiteren ist der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 eine Regel- und Steuereinheit 11 zur Regelung und Steuerung zahlreicher Funktionen zugeordnet. Über die Regel- und Steuereinheit 11 ist insbesondere die Kraftstoffzufuhr regelbar.
Stromab des ersten Abgaskrümmers 7 und stromauf der Schaltvorrichtung 9 ist zur Abgasrückführung die Abgasleitung 6 mit der Ladeluftleitung 4 mit Hilfe einer Abgasrückführleitung 42 verbunden. Die Abgasrückführleitung 42 weist ein Abgasrück- führventil 43 und ein stromab des Abgasrückführventils 43 an¬ geordneter Abgaskühler 44 auf.
Der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 ist ein Abgasturbolader 12 zugeordnet, welcher ein Gehäuse 13 aufweist, das einen durch- strömbaren Abgasführungsabschnitt 14, einen durchströmbaren Luftführungsabschnitt 15 und einen Lagerabschnitt 16 umfasst, wobei der Luftführungsabschnitt 15 im Frischluftstrang 2 und der Abgasführungsabschnitt 14 im Abgastrakt 3 angeordnet ist. Der Lagerabschnitt 16 ist zwischen dem Luftführungsabschnitt 15 und dem Abgasführungsabschnitt 14 positioniert.
Der Abgasturbolader 12 weist ein im Gehäuse 13 gelagertes Laufzeug 17 auf, welches ein Verdichterrad 18 zum Ansaugen und Verdichten von Verbrennungsluft, ein Turbinenrad 19 zur Expansion von Abgas und eine das Verdichterrad 18 mit dem Turbinenrad 19 drehfest verbindende Welle 20 mit einer Drehachse 21 umfasst. Das Verdichterrad 18 ist im Luftführungsabschnitt 15, das Turbinenrad 19 ist im Abgasführungsabschnitt 14 und die Welle 20 ist im Lagerabschnitt 16 drehbar angeordnet .
In einer Variante des Abgasturboladers 12 weist der Luftführungsabschnitt 15 eine Vorrichtung zur variablen Verdichtergeometrie auf.
Der in Fig. 2 dargestellte Abgasführungsabschnitt 14 ist zweiflutig ausgestaltet und weist einen ersten Spiralkanal 22 und einen zweiten Spiralkanal 23 auf, wobei der erste Spiralkanal 22 mit Hilfe einer Zwischenwandung ZW vom zweiten Spiralkanal 23 getrennt ist. Stromauf des ersten Spiralkanals 22 und des zweiten Spiralkanals 23 ist ein in Fig. 3 dargestellter Turbineneintritt 39 ausgebildet, welcher mit der Abgas- leitung 6 verbunden ist, wobei mit Hilfe der Schaltvorrichtung 9 der erste Abgasstrang 6a mit dem ersten Spiralkanal 22 und der zweite Abgasstrang 6b mit dem zweiten Spiralkanal 23 verbindbar ist.
Stromab des ersten Spiralkanals 22 und des zweiten Spiralka- nals 23 ist im Abgasführungsabschnitt 14 ein Zuströmkanal 24 vorgesehen, welcher in eine Radkammer 25 des Abgasführungsabschnitts 14 mündet. In der Radkammer 25 ist das Turbinenrad 19 drehbar aufgenommen. Stromab der Radkammer 25 ist ein Austrittskanal 26 koaxial mit der Drehachse 21 im Abgasführungsabschnitt 14 angeordnet.
Im Ausführungsbeispiel ist die Schaltvorrichtung 9 derart ausgestaltet, dass eine getrennte Führung des Abgases aus dem ersten Abgaskrümmer 7 in den ersten Spiralkanal 22 und aus dem zweiten Abgaskrümmer 8 in den zweiten Spiralkanal 23 realisierbar ist. Ebenso ist mit Hilfe der Schaltvorrichtung 9 eine vollständige oder teilweise Zusammenführung des Abgases aus dem ersten Abgaskrümmer 7 und dem zweiten Abgaskrümmer 8 in den ersten Spiralkanal 22 beziehungsweise aus dem ersten Abgaskrümmer 7 und dem zweiten Abgaskrümmer 8 in den zweiten Spiralkanal 23 möglich. Bei der teilweisen Zusammenführung ist eine Durchströmung des entsprechenden, teilweise geöffneten Spiralkanals 22, 23 erreichbar.
Zur Auslegung eines Abgasturboladers 12 dient ein sogenannter kritischer Turbinendurchsatzparameter φkrit, welcher für das System Abgasturbolader und Hubkolben-Brennkraftmaschine ein konstanter Wert ist, der ermittelbar ist mit Hilfe der Funktion:
Φkrit
Figure imgf000012_0001
>
P3,NP wobei mτ Np die durch den Abgasführungsabschnitt 14 unter Passierung des Turbinenrades 19 strömende Abgasmasse in der kg Einheit [ — ]in einem Nennleistungspunkt der Hubkolben-
Brennkraftmaschine 1, T3, Np eine Totaltemperatur der Abgasmasse in der Einheit [K] vor dem Turbinenrad 19 in dem Nennleistungspunkt der Brennkraftmaschine 1 und p3, Np einen Totaldruck in der Einheit [bar] vor dem Turbinenrad 19 in dem Nennleistungspunkt der Brennkraftmaschine 1 bezeichnet .
Ein Grenzwert GR, welcher dem kritischen Turbinendurchsatzpa- rameter gegenüberzustellen ist, ist mit Hilfe einer Konstanten K in der Einheit [ — S— ]/ welche den Wert 4,5 auf¬ weist, in Abhängigkeit eines Gesamthubvolumens VH in der Einheit [1] , und einer Nenndrehzahl nBKM in der Einheit [min"1] , der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 bestimmt, wobei der Grenzwert GR der Beziehung
GR == Kv V' nBKM . VH
2000 min"1 161 folgt, und gemäß der Beziehung die Einheit [ — —— ] aufweist .
Das Gesamthubvolumen VH der Brennkraftmaschine 1 wird aus der Differenz des maximalen und des minimalen Hubvolumens von Zylindern der Brennkraftmaschine 1 gebildet. Die Nenndrehzahl nBKM beschreibt die Drehzahl der Brennkraftmaschine 1 bei der eine Nennleistung der Brennkraftmaschine 1 ermittelt wird.
Im Zuströmkanal 24 sind vorteilhafterweise ein erster Leitgitterring 27 mit ersten Leitschaufeln 28 und ein zweiter Leitgitterring 29 mit zweiten Leitschaufeln 30 positioniert. Der erste Leitg.i fferring 27 ist unbewegbar im ZusLrömkanal 24 im Bereich des ersten Spiralkanals 22 angeordnet, wobei die ersten Leitschaufeln 28 in eine erste freie Anströmfläche 31 des ersten Spiralkanals 22, welche an einem dem Turbinenrad 19 zugewandten Ende des Spiralkanals 22 positioniert ist, vollständig hineinragend positioniert sind. In einer Variante des Abgasturboladers 12 ist der erste Leitgitterring 27 mit Hilfe einer Verstellvorrichtung axial bewegbar, derart, dass die ersten Leitschaufeln 28 vollständig oder teilweise aus der ersten freien Anströmfläche 31 entfernbar sind.
Der zweite Leitgitterring 29 ist axial bewegbar im Zuströmkanal 24 im Bereich des zweiten Spiralkanals 23 angeordnet. In einer Schließposition, wie in Fig. 2 dargestellt, sind die zweiten Leitschaufeln 30 vollständig in eine zweite freie Anströmfläche 32 des zweiten Spiralkanals 23 hineinragend positioniert .
Mit Hilfe einer hülsenförmigen Schiebervorrichtung 33 ist der zweite Leitgitterring 29 verschiebbar gestaltet, derart, dass die zweiten Leitschaufeln 30 teilweise oder vollständig aus der zweiten freien Anströmfläche 32 entfernbar sind, wobei eine vollständige Entfernung des zweiten Leitgitterrings 29 einer Öffnungsposition entspricht.
Der zweite Leitgitterring 29 weist an seinem dem ersten Leitgitterring 27 zugewandten Außenumfang eine ringförmige Deckscheibe 37 auf, mit deren Hilfe eine strömungsdichte Abtrennung vom zweiten Leitgitterring 29 zum ersten Leitgitterring 27 beziehungsweise von der zweiten freien Anströmfläche 32 zur ersten freien Anströmfläche 31 herbeiführbar ist.
In einem weiteren Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 ist zur Reduzierung der Reibung der erste Spiralkanal 22 so ausgelegt, dass ein Anströmwinkel α der Abgasströmung vom ersten Spiralkanal 22 zum ersten Leitgitterring 27, welcher in einem Vektordreieck zwischen einer Umfangsgeschwindigkeit cu und einer Absolutgeschwingkeit vorliegt, einen Wert von 15° aufweist. Der Anströmwinkel α ist in Abhängigkeit einer Spiral- kanaleintrittsflache A des Spiralkanals 22 gemäß folgender Beziehung zu bestimmen: tan α = —^ , mit cu = cl • £ wobei cl eine Abgasgeschwindigkeit an der Spiralkanalein- trittsfläche A, cu die Abgasgeschwindigkeit am Turbinenradeintritt , R Radius eines Schwerpunktes der Spiralkanalein- trittsfläche A,
Ra Turbinenradradius am Turbinenradeintritt und er eine resultierende Radialgeschwindigkeit des
Abgases beschreibt .
In einer Variante des Ausführungsbeispiels ist der zweite Spiralkanal 23 so ausgelegt, dass ein weiterer Anströmwinkel α zum zweiten Leitgitterring 29 ebenfalls einen Wert von 15° aufweist, wobei die Auslegung des zweiten Spiralkanals 23 a- nalog zum ersten Spiralkanal 22 erfolgt.
Das Turbinenrad 19 weist einen Turbinenraddurchmesser DT auf, welcher so gewählt ist, dass eine Eigenfrequenz erster Ordnung fl eines Schaufelendlappens 40 einer Turbinenradschaufel 41 des Turbinenrades 19 größer ist als ein weiterer Grenzwert G2, welcher der Beziehung G2 = K • (85mm / DT) folgt, wobei K eine weitere Konstante mit einem Wert von 11 kHz beschreibt. Aufgrund von Druckpulsationen ergeben sich im Betrieb des Abgasturboladers 12 Schwingungsanregungen, die bei der Ausgestaltung der Leitgitterringe 27, 29 zu berücksichtigen sind. Bevorzugt sind die Leitgitterringe 27, 29 mit einer geringen Leitschaufelanzahl auszugestalten. Zur Vermeidung der Schwingungsanregung können alternativ die Leitgitterringe 27, 29 Leitschaufeln 28, 30 mit ungleicher Länge aufweisen (s. Fig.
4) oder die Leitgitterringe 27, 29 weisen die Leitschaufeln 28, 30 in einer unregelmäßige Anordnung, im Weiteren als Teilung bezeichnet, auf den Leitgitterringen 27, 29 auf (s. Fig.
5) .
Gemäß Fig. 4 sind die jeweils sieben Leitschaufeln 28, 30 ü- ber den Umfang der Leitgitterringe 27, 29 platziert. Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 besitzt jede Leitschaufel 28, 30 in Umfangsrichtung gesehen eine unterschiedliche Länge. Die Leitschaufeln 28, 30 sind der Größe nach im Uhrzeigersinn gesehen in aufsteigender Reihenfolge angeordnet. Ein engster Strömungsquerschnitt 34 zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30 befindet sich zwischen einer Stirnkante 35 einer Leitschaufel 28, 30 und einer Hinterkante 36 der benachbarten Leitschaufel. Aufeinander folgende Leitschaufeln 28, 30 sind in der Weise positioniert, dass in Umfangsrichtung keine Ü- berdeckung der Leitschaufeln 28, 30 gegeben ist, sondern dass in Umfangsrichtung die Stirnkante 35 einer Leitschaufel 28, 30 an die Hinterkante 36, der benachbarten Leitschaufel 28, 30 anschließt. Auf diese Weise sind sämtliche Strömungsquerschnitte 34 zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30 gleich ausgebildet .
Ein die Teilung kennzeichnender Winkelabstand γ zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30 ist, gemessen von Stirnkante 35 zu Stirnkante 35, mit Winkeln Y1 bis γ7 bezeichnet. Aufgrund der unterschiedlich großen Länge der Leitschaufeln 28, 30 in Umfangsrichtung unterscheiden sich die Winkelabstände γi bis γ7. Zweckmäßig werden die Winkelabstände γi bis γ7 in der Weise festgelegt, dass bezogen auf einen Winkelabstand γ bei gleichmäßiger Teilung die tatsächlichen Winkelabstände γi bis γ7 um konstante Faktoren größer oder kleiner gleich eins variiert werden. Im Ausführungsbeispiel mit insgesamt sieben Leitschaufeln 28, 30 ergäbe sich ein gleichmäßiger Winkelabstand gemäß der Beziehung 360°/7 = 51.43°. Dieser Winkelbetrag wird um konstante Faktoren verzerrt, wobei die Faktoren beispielsweise 0.7, 0.8, 0.9, 1.0, 1.1, 1.2 und 1.3 betragen. Daraus ergibt sich eine Änderung zwischen den aufeinander folgenden Winkelabständen γi bis γ7 von jeweils 5.143°.
Wie in Fig. 5 dargestellt, sind die Leitschaufeln 28, 30 in Umfangsrichtung gleich groß ausgebildet. Die Winkelabstände γi bis γ7 zwischen den Leitschaufeln 28, 30 sind, von Stirnkante 35 zu Stirnkante 35 gesehen, identisch gewählt wie im vorhergehenden Ausführungsbeispiel. Dadurch ergibt sich eine Relativverschiebung zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30 die teilweise zu einer mit „a" bezeichneten Überdeckung in Umfangsrichtung führt. Zum Teil ergibt sich allerdings in Um- fangsrichtung auch eine Lücke zwischen Hinterkante 36 einer Leitschaufel 28, 30 und Stirnkante 35 der benachbarten Leitschaufel 28, 30. Je nach Relativposition zwischen zwei benachbarten Leitschaufeln 28, 30 nimmt der engste Strömungsquerschnitt 34 stark unterschiedliche Werte ein. Im Falle einer Überdeckung a zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30 ist der Strömungsquerschnitt 34 erheblich kleiner als im Fall einer Lücke zwischen benachbarten Leitschaufeln 28, 30. Als Konsequenz ergeben sich unterschiedliche Abströmwinkel ß, unter denen das Abgas durch die Strömungsquerschnitte 34 strömt - Sowohl im Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 als auch im Ausfüh¬ rungsbeispiel nach Fig. 5 wird eine Resonanzverstimmung erzielt, welche dazu führt, dass auch bei stark unterschiedlichen Laderdrehzahlen eine unzulässige Anregungsintensität der Turbinenradschaufeln 41 in der Resonanzfrequenz vermieden wird.
Im Betrieb des Abgasturboladers 12 mit der Hubkolben-Brennkraftmaschine 1 wird die Schließposition bevorzugt in Betriebspunkten mit einer niedrigen Last- und/oder Drehzahl uns/oder in Betriebspunkten mit einer hohen Abgasrückführrate eingestellt. Die Öffnungsposition ist überwiegend bei Volllast und hohen Drehzahlen beziehungsweise bei niedriger Abgasrückführrate beziehungsweise im Betrieb ohne Abgasrückführung die Verbrauchs- und wirkungsgradgünstigere Positionierung.
In der Darstellung nach Fig. 2 befindet sich der erste Leitgitterring 27 unbewegbar in der ersten freien Anströmfläche 31. Das aus dem ersten Spiralkanal 22 entweichende Abgas ist gezwungen die Strömungsquerschnitte 34 zwischen den ersten Leitschaufeln 28 des ersten Leitgitterrings 27 zu durchströmen, wodurch zum einen höhere Strömungsgeschwindigkeiten erzielbar sind und zum anderen der Strömung ein Drall aufgeprägt werden kann. Der zweite Leitgitterring 29 befindet sich in der Schließposition, so dass auch das aus dem zweiten Spiralkanal 23 entweichende Abgas gezwungen ist die Strömungsquerschnitte 34 zwischen den zweiten Leitschaufeln 30 des zweiten Leitgitterrings 29 zu durchströmen, wobei auch hier eine höhere Strömungsgeschwindigkeit erzielbar ist und der Strömung ein Drall aufgeprägt werden kann. Mit Hilfe der in den freien Anströmflächen 31, 32 positionierten Leitgitterringen 27, 29 ist eine Erhöhung des Abgasgegendruckes in den Spiralkanälen 22, 23 und am Turbineneintritt 39 realisierbar, sodass das Turbinendruckgefälle des Abgasturboladers 1 gesteigert werden kann.
Im Ausführungsbeispiel weist der erste Leitgitterring 27 eine kleinere Teilung γ als der zweite Leitgitterring 29 auf, wobei eine Abgasrückführung bevorzugt mit Hilfe des ersten Spiralkanals 22 durchgeführt wird.
Generell kommen sowohl axial verschiebbare Leitgitterringe 27, 29 mit unbeweglich an den Leitgitterringen 27, 29 gehaltenen Leitschaufeln 28, 30 als auch fest in der freien Anströmfläche 31, 32 angeordnete Leitgitterringe 27, 29 mit verstellbaren Leitschaufeln 28, 30 oder Mischformen in Betracht. Ebenso ist es möglich nur eine der beiden freien Anströmflächen 31, 32 mit einem Leitgitterring 27, 29 zu versehen.
Zur Erzielung einer weiteren Erhöhung der Abgasturboladerleistung erscheint es bei einer unstetigen Teilung γ und/oder einer uneinheitlichen Länge L der Leitschaufeln 28 des ersten Leitgitterrings 27 zweckmäßig den ersten Leitgitterring 27 rotatorisch bewegbar auszugestalten, derart, dass entsprechend der durchströmenden Abgasmenge ein größtmöglicher Abgasturboladerwirkungsgrad erzielbar ist.

Claims

Patentansprüche
Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine, mit einem Gehäuse (13) und einem Laufzeug (17), wobei das Gehäuse (13) einen Luftführungsabschnitt (15), einen Abgasführungsabschnitt (14) und einen Lagerabschnitt (16) umfasst, und das Laufzeug (17) ein Verdichterrad (18) zum Ansaugen und Verdichten von Luft und ein mit Hilfe einer Welle (20) drehfest mit dem Verdichterrad (18) verbundenes Turbinenrad (19) zum Expandieren von Abgas aufweist, wobei das Laufzeug (17) drehbar im Lagerabschnitt (16) gelagert ist, und im Abgasführungsabschnitt (14) ein erster Spiralkanal (22) und einen zweiter Spiralkanal (23) angeordnet sind, welche mit Hilfe einer Zwischenwandung (ZW) unabhängig voneinander von Abgas durchströmbar sind, und der Abgasturbolader (12) einen kritischen Tur- binendurchsatzparameter (φkrit) aufweist, und die Hubkolben-Brennkraftmaschine (1) ein Gesamthubvolumen (VH) sowie eine Nenndrehzahl (nBKM) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass der kritische Turbinendurchsatzparameters (φkrit) des Abgasturboladers (12) einen Grenzwert (GR) unterschreitet, wobei der Grenzwert (GR) mit Hilfe einer Konstanten (Kl) , des Gesamthubvolumens (VH) und der Nenndrehzahl (nBKM) folgender Beziehung bestimmbar ist:
Figure imgf000021_0001
die Konstante (Kl) den Wert 4,5 aufweist, und dass ein erster Leitgitterring (27) stromauf des Turbinenrades (19) und stromab des ersten Spiralkanals (22) im Abgasführungsabschnitt (14) angeordnet ist.
2. Abgasturbolader nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein Anströmwinkel (α) einer Abgasströmung aus dem ersten Spiralkanal (22) zum ersten Leitgitterring (27) mindestens einen Wert von 15° aufweist.
3. Abgasturbolader nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenrad (19) einen Eintrittsdurchmesser (DT) aufweist, wobei eine Eigenfrequenz erster Ordnung (fl) eines Schaufelendlappens (40) einer Turbinenradschaufel (41) des Turbinenrades (19) größer ist als ein weiterer Grenzwert (G2), welcher der Beziehung G2 = K2 • (85mm / DT) folgt, wobei K2 eine weitere Konstante mit einem Wert von 11 kHz beschreibt.
4. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Spiralkanal (22) und der zweite Spiralkanal (23) asymmetrisch ausgebildet sind.
5. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Spiralkanal (23) einen zweiten Leitgitterring (29) aufweist.
6. Abgasturbolader nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Leitgitterring (29) translatorisch und/oder rotatorisch bewegbar im Abgasführungsabschnitt (14) angeordnet ist.
7. Abgasturbolader nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Anströmwinkel (α) der Abgasströmung aus dem zweiten Spiralkanal (23) zum zweiten Leitgitterring (29) mindestens einen Wert von 15° aufweist.
8. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine Teilung (γ) von Leitschaufeln (28, 30) des Leitgitterrings (27, 29) unstetig ist.
9. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine Länge (L) von Leitschaufeln (28, 30) des Leitgitterrings (27, 29) uneinheitlich ist.
10. Abgasturbolader nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Teilung (γ) des ersten Leitgitterrings (27) der Teilung (γ) des zweiten Leitgitterrings (29) entspricht.
11. Abgasturbolader nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Teilung (γ) des ersten Leitgitterrings (27) und die Teilung (γ) des zweiten Leitgitterrings (29) asymmetrisch ausgestaltet sind.
12. Abgasturbolader nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Leitgitterring (27) translatorisch und/oder rotatorisch bewegbar ist.
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