WO2011110209A1 - Stauaufgeladene verbrennungskraftmaschine - Google Patents

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WO2011110209A1
WO2011110209A1 PCT/EP2010/007764 EP2010007764W WO2011110209A1 WO 2011110209 A1 WO2011110209 A1 WO 2011110209A1 EP 2010007764 W EP2010007764 W EP 2010007764W WO 2011110209 A1 WO2011110209 A1 WO 2011110209A1
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WO
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internal combustion
combustion engine
turbine
spiral
exhaust gas
Prior art date
Application number
PCT/EP2010/007764
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English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Torsten Hirth
Michael Stiller
Original Assignee
Daimler Ag
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Publication date
Application filed by Daimler Ag filed Critical Daimler Ag
Publication of WO2011110209A1 publication Critical patent/WO2011110209A1/de

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/22—Control of the pumps by varying cross-section of exhaust passages or air passages, e.g. by throttling turbine inlets or outlets or by varying effective number of guide conduits
    • 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
    • F01D17/141—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of shiftable members or valves obturating part of the flow path
    • F01D17/143—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of shiftable members or valves obturating part of the flow path the shiftable member being a wall, or part thereof of a radial diffuser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/02—Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
    • F02B37/025—Multiple scrolls or multiple gas passages guiding the gas to the pump drive
    • 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
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine in the preamble of
  • Patent claim 1 specified type.
  • volute casing for turbomachinery in particular in an exhaust gas turbocharger, with at least partially adjustable cross-section, wherein at least one slidably guided on the radially inner wall of the volute casing, is provided following this wall in the circumferential direction displaceable tongue.
  • An internal combustion engine according to the invention for a motor vehicle comprises at least two combustion chambers, in particular cylinders, and comprises at least one exhaust gas turbocharger, which comprises a turbine arranged in an exhaust tract of the internal combustion engine with a turbine housing with a receiving space.
  • a turbine wheel is rotatably received, which via at least one spiral channel of the turbine housing with exhaust gas from at least one of
  • Combustion chambers in particular cylinder, can be acted upon, wherein the turbine a
  • Adjusting means comprises, by means of which a spiral inlet cross-section and / or a nozzle cross section of the at least one spiral channel to the receiving space adjustable is. According to the invention, it is now provided that the internal combustion engine can be operated in a congestion charging mode, that is, for example, the exhaust gas of all
  • Combustion chambers can be brought together upstream of the turbine wheel by means of at least one exhaust gas piping.
  • the exhaust piping opens, for example, in a all
  • Combustion chambers in particular cylinders, the internal combustion engine common plenum, so that the exhaust gas of all combustion chambers, in particular cylinder, the internal combustion engine upstream of the turbine by means of the exhaust piping into a common combustion chamber common space is feasible.
  • This means that respective exhaust gas lines of the combustion chambers are fluidically coupled and guided together and finally open into the collecting space, where the exhaust gas can collect and a certain pressure can be built up. This is one way to represent the accumulation charge of the internal combustion engine.
  • the turbine of the internal combustion engine according to the invention in which the spiral inlet cross section and / or the nozzle cross section is adjustable, for example, by means of tongues displaceably mounted in the turbine housing, is in particular compared with otherwise variable turbines of exhaust gas turbochargers
  • variable guide devices upstream of the turbine wheel, for example, as axial slide and / or
  • Rotary blade are formed, much simpler, more robust, space-saving and cost-designable.
  • the turbine of the internal combustion engine in which therefore the internal combustion engine is charged by means of accumulation charging, the turbine of the internal combustion engine with respect to their thermodynamic behavior on a very favorable behavior with respect to a flow rate variation and corresponding efficiencies of the turbine.
  • a high efficiency of the turbine means a very efficient and thus low-loss operation of the turbine, which has a positive effect on the efficiency of the internal combustion engine. This results in low fuel consumption, low C0 2 emissions and low soot and / or nitrogen oxide emissions.
  • the internal combustion engine according to the invention with the exhaust gas turbocharger with the turbine now makes it possible to meet these problems and requirements. It is not only inexpensive to display and has a high efficiency, but is also able to provide a corresponding air supply on one
  • the collecting space is arranged within the turbine housing, in particular in a feed channel assigned to the spiral channel. This keeps the space requirements of
  • the turbine housing has at least one further spiral channel, via which the turbine wheel can be acted upon by exhaust gas, this represents a further degree of freedom for the representation of a favorable emission behavior of the internal combustion engine while at the same time representing a specific air supply on its intake side.
  • one of the spiral channels can be referred to as so-called Be formed ⁇ -channel, which provides by means of its Auftsch researcher for a required air-fuel ratio of the internal combustion engine.
  • the other of the spiral channels may for example be designed as a so-called EGR channel, which serves to damming the exhaust gas, so that for example exhaust gas can be recycled by means of an exhaust gas recirculation device from the exhaust gas tract of the internal combustion engine on a suction side derselbigen.
  • the nozzle cross-sections of the at least one spiral channel and the at least one further spiral channel along the axis of rotation of the turbine wheel are arranged side by side and / or distributed about the axis of rotation over a circumference of the turbine wheel, whereby the spiral channels in parallel or in series, so connected in series are, so that the turbine wheel is particularly variable acted upon with exhaust gas.
  • this additionally provides a further improvement in the efficiency of the internal combustion engine.
  • the spiral channel and / or optionally the at least one further spiral channel as a full spiral, in particular with a wrap angle of greater than 350 °, and / or as Partial spiral, in particular with a wrap angle in a range of including 350 ° to 30 ° inclusive, and / or formed as a segment spiral and / or symmetrical and / or asymmetric or are. This allows a particularly variable adaptability of the turbine to different operating conditions of the
  • the two spiral channels may have different wrap angles or even identical wrap angles.
  • Fig. 1 is a schematic representation of an embodiment of the invention
  • FIG. 2 shows a schematic diagram of a further embodiment of the internal combustion engine according to the invention with an exhaust-gas turbocharger with a double-flow turbine;
  • FIG. 3 shows a schematic cross-sectional view of a turbine of an exhaust-gas turbocharger which can be used as a turbine of an exhaust-gas turbocharger of an embodiment of the internal combustion engine according to the invention
  • FIG. 4 shows a schematic cross-sectional view of a turbine of an exhaust gas turbocharger, which can be used as a turbine of an exhaust gas turbocharger of a further embodiment of the internal combustion engine according to the invention
  • FIG. 5 shows a throughput and an efficiency map of the turbine according to FIG. 3;
  • FIG. 6 is a schematic diagram of surface curves of FIG
  • FIG. 7 is a schematic diagram of surface curves of FIG.
  • Fig. 1 shows an internal combustion engine 10 with six cylinders 12. Die
  • Internal combustion engine 10 draws in air from the environment, which according to a directional arrow 14 flows through an air filter 16, through which the air is cleaned of particles. Furthermore, the purified air flows according to a directional arrow 18 to a compressor 20 of an exhaust gas turbocharger 22 of the internal combustion engine 10, wherein the air is compressed by means of a compressor wheel of the compressor 20 and thereby heated. The thus compressed and heated air flows through a charge air cooler 24, whereupon it is optionally acted upon by means of an exhaust gas recirculation device 26 with exhaust gas from an exhaust gas tract 28 of the internal combustion engine on a suction side 30 derselbigen. Subsequently, the optionally acted upon with exhaust gas flows into the cylinder 12, where they in the case of a direct injection
  • Internal combustion engine 10 is fueled.
  • the thus-formed air-fuel mixture is burned in the cylinders 12, resulting in an expansion work, which is converted by a piston 12 slidably received in the cylinders 12 in a rotation of a crankshaft 32 according to a direction arrow 34.
  • the exhaust gas is produced in the respective cylinder 12, the exhaust gas of all cylinders 12 being guided together by means of corresponding exhaust gas piping 36 upstream of a turbine 38 of the exhaust gas turbocharger 22.
  • a collecting space 40 is provided into which the exhaust gas of all cylinders 12 flows and is collected.
  • a branching point 42 of the exhaust gas recirculation device 26 is provided upstream of the collecting space 40, by means of which exhaust gas is taken off and returned via an exhaust gas recirculation valve 44 and an exhaust gas recirculation cooler 46 to the suction side 30.
  • the collected in the plenum 40 exhaust gas is then passed to the turbine 38, which is designed as a single-flow, so-called Vario multi-segment turbine and a turbine housing having a receiving space in which a turbine wheel is rotatably received.
  • the turbine wheel is non-rotatably connected to a shaft 56, with which also the compressor is rotatably connected, so what causes the compressor wheel is drivable by the turbine wheel.
  • the turbine wheel via spiral channels of the turbine housing of the turbine 38 with the exhaust gas of the cylinder 12 can be acted upon.
  • the turbine 38 comprises an adjusting device 48, by means of which a
  • Recording space is adjustable.
  • a control device 50 is provided to control the turbine 38.
  • the exhaust gas of the internal combustion engine 10 thus drives the
  • Turbine wheel of the turbine 38 whereupon it is passed to an exhaust aftertreatment device 52 and then according to a directional arrow 54 to the environment.
  • the internal combustion engine 10 is in one
  • Internal combustion engine 10 adaptable and thus has a very efficient operation in a high efficiency, which has a favorable effect on the overall efficiency of the internal combustion engine 10. This results in a lower
  • turbocharger 22 allows the representation of a corresponding air supply on the suction side 30 of
  • the collecting space 40 can be integrated upstream of the turbine 38 outside it or also inside it, ie, for example, in the turbine housing of the turbine 38.
  • the turbine housing has, for example, single spiral segments connected in series, which have the same or different angles of wrap, which, in conjunction with a mechanical design, avoids excessive
  • FIG. 2 shows a further embodiment of the internal combustion engine 10, wherein the procedure for the internal combustion engine 10 according to FIG.
  • twin-flow turbine offers many opportunities to combine a large number of spiral segments on both sides to large
  • the internal combustion engine 10 can be used in a passenger car and in a truck and can be designed as a diesel, gasoline engine. The same applies to the internal combustion engine 10 according to FIG. 1.
  • FIG. 3 shows the turbine 38 according to FIG. 1 in a schematic cross-sectional view, with the turbine 38 having a first spiral channel 58a designed as a partial spiral and a second spiral channel 58b likewise designed as a partial spiral.
  • the two swirl-determining spiral channels 58a, 58b in this case comprise connecting flanges 60a and 60b, which are arranged next to one another and are gas-tight against each other.
  • Connecting flange 60b and a feed channel 62 of the spiral channel 58b extend in
  • the spiral channels 58a, 58b are formed as spiral channels 58a, 58b connected in series. 3, the spiral channels 58a, 58b are each formed as partial spirals and each have a wrap angle ⁇ 8 of approximately 135 °, as also shown in FIG taken up in a receiving space 70.
  • the first designed as a so-called AGR spiral spiral channel 58a serves to damming the exhaust gas, so that by means of the exhaust gas recirculation device 26 exhaust gas from the exhaust tract 28 can be recycled to the suction side 30.
  • the second designed as a so-called ⁇ -spiral coil channel 58b ensures by means of its Aufstaurois for a required air-fuel ratio of the internal combustion engine 10.
  • the turbine 38 comprises the
  • Adjusting device 48 by means of which spiral inlet cross sections ⁇ 5> ⁇ , A S , AGR
  • spiral channels 58a, 58b together with radially open, serving for the Radeinströmvorgang nozzle cross sections AR , A , AR. EGR of the spiral channels 58a, 58b to the
  • Receiving space 70 toward, in which the turbine wheel 68 is received, are adjustable.
  • the adjusting device 48 in this case has an adjusting ring which is arranged concentrically to a rotational axis D of the turbine wheel 68 in the turbine housing 66 and which is connected to two locking bodies 72a, 72b arranged in the region of the nozzle cross-section AR,, AR , AGR '.
  • Versperr stresses 72a, 72b can by rotating the adjusting ring according to double arrow II about the axis of rotation D between one of the spiral inlet cross sections ⁇ 8 ⁇ , A S , AGR and the nozzle cross sections ⁇ R A, AR , agr reducing and one the
  • Versperr moments 72 a, 72 b are rotated together by an angle ⁇ 2 from a starting position, so that the
  • Turbine sides - AGR - and ⁇ - side - are controlled or controlled simultaneously according to the geometric design of the spiral channels 58a, 58b and the Versperranalysis 72a, 72b.
  • FIG. 4 shows a further embodiment of the turbine 38 according to FIG. 3, which applies analogously to the turbine 38 according to FIG. 3 to the turbine 38 according to FIG.
  • the turbine 38 according to FIG. 4 now has three further spiral channels 58b-d formed as ⁇ -spiral segments with respective wrap angles cp s of approximately 120 °.
  • FIG. 5 shows a throughput as well as an efficiency map of the turbine 38 according to FIG. 3. With a throughput parameter of approx. 1.4, the turbine 38 reaches a
  • Jam charging principle the liberties in the definition of the segments are given free of the number of cylinders 12 of the internal combustion engine 10, one will set the number of segments and the spiral surface profile of the individual segments in response to a required throughput spreeding.
  • the surface course of the spiral according to FIG. 6 and FIG. 7 offers the possibility of directly influencing the flow angle change / displacement angle.
  • the deviation from the linear spiral surface course leads to the simulation of a rotary blade turbine and this without guide vanes.
  • Shingles are to be designated, the behavior of a pure axial slide turbine with a constant unchanged flow angle, again with no axial slide.
  • the absolute velocity in the nozzle in front of the turbine wheel 68 thus has firmly coupled absolute velocity components in the circumferential direction Cu and radial direction c r . It comes with the rotation of the locking body 72a-d so to change the absolute nozzle speed at a fixed flow angle, just as with a fixed vane ring, which undergoes a blade height variation via an axially movable element. Since the specific turbine power a u according to the general formula a u ⁇ c u - 1 / As
  • FIG. 6 thus shows a schematic diagram of the surface curves of FIG
  • the respective base, spiral inlet cross-section means A S OA.
  • ASO, AG for the flow maximum available spiral cross-section As.
  • About the common rotation of the Versperranalysis 72a, 72b by the angle ⁇ is a spiral area reduction by AA S , AAS, AGR on Asx, A R , A GR available
  • Rotation angle range of the adjusting device 48 allows. At the same time, the nozzle cross sections A R AR. EGR reduced accordingly.
  • FIG. 7 shows a schematic diagram of the surface curves of FIG
  • the surface curves are again shown as a function of the wrap angle q> s and the angular position of the adjusting device 48 or the locking bodies 72a, 72b.
  • the spiral inlet cross-sections ASA, AR, AGR in Verstellwinkel Scheme ⁇ of the Versperr stressess 72a decreases continuously in this example, whereby a high sensitivity of the swirl change of the exhaust gas flow is effected.
  • the focus of the spiral design is not the realization of a constant nozzle exit angle of the flow, but the generation of a variability with a broad spread of ⁇ 3 , ⁇ , AAS, EGR to influence a large variability in the Aufstaufact and the turbine performance for ensuring the Provision of the air requirement of the internal combustion engine 10.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine (10) für einen Kraftwagen, mit wenigstens zwei Brennräumen (12), insbesondere Zylindern (12), und mit wenigstens einem Abgasturbolader (22), welcher eine in einem Abgastrakt (28) der Verbrennungskraftmaschine (10) angeordnete Turbine (38) mit einem Turbinengehäuse (66) mit einem Aufnahmeraum (70) umfasst, in welchem ein Turbinenrad (68) drehbar aufgenommen ist, welches über wenigstens einen Spiralkanal (58a-d) des Turbinengehäuses (66) mit Abgas aus zumindest einem der Brennräume (12), insbesondere Zylinder (12), beaufschlagbar ist, wobei die Turbine (38) eine Verstelleinrichtung (48) umfasst, mittels welcher ein Spiraleneintrittsquerschnitt (A3) und/oder ein Düsenquerschnitt (AR) des wenigstens einen Spiralkanals (58a-d) zum Aufnahmeraum (70) einstellbar ist, wobei die Verbrennungskraftmaschine (10) in einem Stauaufladungsbetrieb betreibbar ist.

Description

STAU AUFGELADENE VERBRENNUNGSKRAFTMASCHINE
Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine der im Oberbegriff des
Patentanspruchs 1 angegebenen Art.
Die DE 25 39 71 1 A1 offenbart ein Spiralgehäuse für Strömungsmaschinen, insbesondere in einem Abgasturbolader, mit wenigstens bereichsweise einstellbarem Querschnitt, wobei wenigstens eine an der radial inneren Wand des Spiralgehäuses gleitend geführte, im Anschluss an diese Wand in Umfangsrichtung verschiebbare Zunge vorgesehen ist.
Durch die fortwährende Verschärfung der Emissionsgrenzwerte, im besonderen hinsichtlich der Stickoxid- (NOx-) und Rußemissionen, ergibt sich eine massive
Beeinflussung von Abgasturboladern bzw. aufgeladenen Verbrennungskraftmaschinen.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Verbrennungskraftmaschine bereitzustellen, welche geringe Kosten sowie einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
Diese Aufgabe wird durch eine Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nichttrivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Eine erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine für einen Kraftwagen umfasst wenigstens zwei Brennräume, insbesondere Zylinder, und umfasst wenigstens einen Abgasturbolader, welcher eine in einem Abgastrakt der Verbrennungskraftmaschine angeordnete Turbine mit einem Turbinengehäuse mit einem Aufnahmeraum umfasst. In dem Aufnahmeraum ist ein Turbinenrad drehbar aufgenommen, welches über wenigstens einen Spiralkanal des Turbinengehäuses mit Abgas aus zumindest einem der
Brennräume, insbesondere Zylinder, beaufschlagbar ist, wobei die Turbine eine
Stelleinrichtung umfasst, mittels welcher ein Spiraleintrittsquerschnitt und/oder ein Düsenquerschnitt des wenigstens einen Spiralkanals zum Aufnahmeraum hin einstellbar ist. Erfindungsgemäß ist nun vorgesehen, dass die Verbrennungskraftmaschine in einem Stauaufladungsbetrieb betreibbar ist, wobei also beispielsweise das Abgas aller
Brennräume stromauf des Turbinenrads mittels zumindest einer Abgasverrohrung zusammenführbar ist. Die Abgasverrohrung mündet beispielsweise in einen allen
Brennräumen, insbesondere Zylindern, der Verbrennungskraftmaschine gemeinsamen Sammelraum, wobei also das Abgas aller Brennräume, insbesondere Zylinder, der Verbrennungskraftmaschine stromauf des Turbinenrads mittels der Abgasverrohrung in eine allen Brennräumen gemeinsamen Sammelraum führbar ist. Das bedeutet, dass jeweilige Abgasstränge der Brennräume fluidisch gekoppelt und zusammen geführt sind und schließlich in den Sammelraum münden, wo sich das Abgas sammeln und ein gewisser Druck aufgebaut werden kann. Dies ist eine Möglichkeit zur Darstellung der Stauaufladung der Verbrennungskraftmaschine.
Die Turbine der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine, bei welcher der Spiraleneintrittsquerschnitt und/oder der Düsenquerschnitt beispielsweise mittels verschieblich in dem Turbinengehäuse gelagerter Zungen einstellbar ist, ist insbesondere gegenüber anderweitigen, variablen Turbinen von Abgasturboladern, welche
üblicherweise mit sensiblen und kostenintensiven, variablen Leitvorrichtungen stromauf des Turbinenrads versehen sind, die beispielsweise als Axialschieber und/oder
Drehschaufel ausgebildet sind, deutlich einfacher, robuster, platzsparender und kostengünstiger gestaltbar. Bei dem erfindungsgemäßen Stauaufladungsbetrieb, bei welchem also die Verbrennungskraftmaschine mittels Stauaufladung aufgeladen wird, weist die Turbine der Verbrennungskraftmaschine hinsichtlich ihres thermodynamischen Verhaltens eine sehr günstiges Verhalten bezüglich einer Durchsatzvariation sowie korrespondierender Wirkungsgrade der Turbine auf. Ein hoher Wirkungsgrad der Turbine bedeutet dabei einen sehr effizienten und damit verlustarmen Betrieb der Turbine, was sich positiv auf den Wirkungsgrad der Verbrennungskraftmaschine auswirkt. Daraus resultiert ein geringer Kraftstoffverbrauch, geringe C02-Emissionen sowie geringe Ruß- und/oder Stickoxid-Emissionen.
Der Kostenvorteil der Turbine der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine gegenüber anderweitigen, variablen Turbinen ergibt sich auch daraus, dass anderweitige Turbinen einen höheren Herstellungsaufwand erfordern, da zur Darstellung der Variabilität der Turbinen kostenintensive Feingussteile vonnöten sind, die nicht oder nur mit sehr hohem Aufwand das Güteniveau der robusten, einfachen Turbine der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine übertreffen oder gar erreichen. Die wachsenden Anforderungen hinsichtlich einer Ladedruckbereitstellung aufgrund hoher Abgasrückführ- (AGR-) Raten über mittlere Lastbereiche bis hin zum
Volllastbereich der Verbrennungskraftmaschine erfordert, Turbinen von Abgasturboladern mehr und mehr geometrisch zu verkleinern. Geforderte, hohe Turbinenleistungen werden somit durch eine Steigerung der Aufstaufähigkeit bzw. durch eine Reduzierung der Schluckfähigkeit der Turbinen im Zusammenspiel mit der korrespondierenden
Verbrennungskraftmaschine realisiert. Des Weiteren wird das Eintrittsdruckniveau der Turbinen durch den Gegendruck einer Abgasnachbehandlungseinrichtung, beispielsweise eines Rußfilters, welche in Strömungsrichtung des Abgases stromab der Turbine angeordnet ist, weiter nach oben getrieben, wodurch die Turbinen nochmals zu kleineren Werten und damit geringeren Deckungsgraden auszulegen sind, um die
Leistungsanforderungen auf einer Verdichterseite der Abgasturbolader für die Luft-, Abgas-Lieferung befriedigen zu können.
Hieraus entsteht der Bedarf an variablen Turbinen, mit denen im gesamten
Betriebsbereich der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine bis in niedrige Lastbereiche der Luft- und Abgasrückführungs-Bedarf soweit beeinflussbar ist, dass wesentliche Verbrauchs- und Emissionsforderungen befriedigt werden können.
Die erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine mit dem Abgasturbolader mit der Turbine ermöglicht es nun, diesen Problemstellungen und Anforderungen gerecht zu werden. Sie ist nicht nur kostengünstig darstellbar und weist einen hohen Wirkungsgrad auf, sondern ist auch in der Lage, eine entsprechende Luftversorgung auf einer
Ansaugseite der Verbrennungskraftmaschine bereitzustellen, um entsprechend gewünschte Drehmomente und Leistungen der Verbrennungskraftmaschine darstellen zu können.
Im Anwendungsfeld einer Aufladung eines Personenkraftwagens wird zusätzlich die Beeinflussung des Instationärverhaltens durch eine variable Aufstaufähigkeit der Turbine gefordert, die zu einem akzeptablen Verhalten auch im Hubraum stark reduzierter Verbrennungskraftmaschinen mit hohen spezifischen Leistungen führen soll. So spielen gerade im Bereich von Personenkraftwagen mit Ottomotoren robuste, preisgünstige aufgeladene Verbrennungskraftmaschinen eine wichtige Rolle zur Realisierung geringer Gesamtkosten für den entsprechenden Personenkraftwagen.
Auch dieser Anforderung wird die erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine gerecht, wobei sie auch bei Lastkraftwagenanwendungen sowie in Kombination mit Dieselmotoren einsetzbar ist. Dies ist ermöglicht, da insbesondere die Turbine der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine ein sehr günstiges thermodynamisches Verhalten, eine hohe Betriebszuverlässigkeit unter höchsten Temperatur- und
Druckänderungen sowie einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist der Sammelraum stromauf und außerhalb des Turbinengehäuses, insbesondere in einem Krümmer der
Verbrennungskraftmaschine, angeordnet. Ebenso kann vorgesehen sein, dass der Sammelraum innerhalb des Turbinengehäuses, insbesondere in einem dem Spiralkanal zugeordneten Zuführkanal, angeordnet ist. Dies hält den Bauraumbedarf der
erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine gering, was insbesondere in einem platzkritischen Bereich wie einem Motorraum zur Vermeidung oder Lösung von Package- Problemen beiträgt. Ebenso ist dadurch ein Montageaufwand der
Verbrennungskraftmaschine reduziert, was die Kosten für diese weiter reduziert.
Weist das Turbinengehäuse zumindest einen weiteren Spiralkanal auf, über welchem das Turbinenrad mit Abgas beaufschlagbar ist, so stellt dies einen weiteren Freiheitsgrad zur Darstellung eines günstigen Emissionsverhaltens der Verbrennungskraftmaschine bei gleichzeitiger Darstellung einer bestimmten Luftversorgung auf deren Ansaugseite dar. So kann beispielsweise einer der Spiralkanäle als sogenannter λ-Kanal ausgebildet sein, welcher mittels seiner Aufschlagfähigkeit für ein erforderliches Luft-Kraftstoff-Verhältnis der Verbrennungskraftmaschine sorgt. Der andere der Spiralkanäle kann beispielsweise als sogenannter AGR-Kanal ausgebildet sein, der zum Aufstauen des Abgases dient, so dass beispielsweise Abgas mittels einer Abgasrückführeinrichtung von dem Abgastrakt der Verbrennungskraftmaschine auf eine Ansaugseite derselbigen rückgeführt werden kann.
Bei einer weiteren Ausführungsform der Erfindung sind die Düsenquerschnitte des wenigstens einen Spiralkanals und des zumindest einen weiteren Spiralkanals entlang der Drehachse des Turbinenrads nebeneinander und/oder um die Drehachse über einen Umfang des Turbinenrads verteilt angeordnet, wodurch die Spiralkanäle parallel oder hintereinander, also seriell, geschaltet sind, so dass das Turbinenrad besonders variabel mit Abgas beaufschlagbar ist. Neben einer erhöhten konstruktiven Freiheit ist hierdurch zusätzlich eine weitere Verbesserung des Wirkungsgrads der Verbrennungskraftmaschine gegeben.
In weiterer Ausgestaltung hat es sich als vorteilhaft gezeigt, wenn der Spiralkanal und/oder gegebenenfalls der zumindest eine weitere Spiralkanal als Vollspirale, insbesondere mit einem Umschlingungswinkel von größer als 350°, und/oder als Teilspirale, insbesondere mit einem Umschlingungswinkel in einem Bereich von einschließlich 350° bis einschließlich 30°, und/oder als Segmentspirale und/oder symmetrisch und/oder asymmetrisch ausgebildet bzw. sind. Dies erlaubt eine besonders variable Anpassbarkeit der Turbine an unterschiedliche Betriebszustände der
Verbrennungskraftmaschine sowie an unterschiedliche Typen von
Verbrennungskraftmaschinen und damit eine einfache Optimierbarkeit des
Wirkungsgrads. Dabei können die beiden Spiralkanäle voneinander unterschiedliche Umschlingungswinkel oder auch gleiche Umschlingungswinkel aufweisen.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung mehrerer bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnungen. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen
Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
Die Zeichnungen zeigen in:
Fig. 1 eine Prinzipdarstellung einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen
Verbrennungskraftmaschine mit einem Abgasturbolader mit einer einflutigen Turbine;
Fig. 2 eine Prinzipdarstellung einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine mit einem Abgasturbolader mit einer zweiflutigen Turbine;
Fig. 3 eine schematische Querschnittsansicht einer Turbine eines Abgasturboladers welche als Turbine eines Abgasturboladers einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine einsetzbar ist;
Fig. 4 eine schematische Querschnittsansicht einer Turbine eines Abgasturboladers, welche als Turbine eines Abgasturboladers einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine einsetzbar ist;
Fig. 5 ein Durchsatz- sowie ein Wirkungsgradkennfeld der Turbine gemäß Fig. 3; Fig. 6 ein schematisches Diagramm von Flächenverläufen von
Spiraleneintrittsquerschnitten von Spiralkanälen der Turbine gemäß Fig. 3; und
Fig. 7 ein schematisches Diagramm von Flächenverläufen von
Spiraleneintrittsquerschnitten von Spiralkanälen einer alternativen
Ausführungsform der Turbine gemäß Fig. 3.
Die Fig. 1 zeigt eine Verbrennungskraftmaschine 10 mit sechs Zylindern 12. Die
Verbrennungskraftmaschine 10 saugt Luft aus der Umgebung an, welche gemäß einem Richtungspfeil 14 einen Luftfilter 16 durchströmt, durch welchen die Luft von Partikeln gereinigt wird. Weiterhin strömt die gereinigte Luft gemäß einem Richtungspfeil 18 zu einem Verdichter 20 eines Abgasturboladers 22 der Verbrennungskraftmaschine 10, wobei die Luft mittels eines Verdichterrads des Verdichters 20 verdichtet und dadurch erwärmt wird. Die so verdichtete und erwärmte Luft durchströmt einen Ladeluftkühler 24, worauf sie gegebenenfalls mittels einer Abgasrückführeinrichtung 26 mit Abgas aus einem Abgastrakt 28 der Verbrennungskraftmaschine auf eine Ansaugseite 30 derselbigen beaufschlagt wird. Anschließend strömt die gegebenenfalls mit Abgas beaufschlagte Luft in die Zylinder 12 ein, wo sie im Falle einer direkt einspritzenden
Verbrennungskraftmaschine 10 mit Kraftstoff beaufschlagt wird. Das so gebildete Luft- Kraftstoff-Gemisch wird in den Zylindern 12 verbrannt, woraus ein Expansionsarbeit resultiert, die durch in den Zylindern 12 verschiebbar aufgenommene Kolben in eine Drehung einer Kurbelwelle 32 gemäß einem Richtungspfeil 34 umgesetzt wird.
Durch diese Verbrennung in den Zylindern 12 entsteht in dem jeweiligen Zylinder 12 das Abgas, wobei das Abgas aller Zylinder 12 mittels entsprechender Abgasverrohrungen 36 stromauf einer Turbine 38 des Abgasturboladers 22 zusammen geführt wird. Dazu ist ein Sammelraum 40 vorgesehen, in das das Abgas aller Zylinder 12 einströmt und gesammelt wird. Wie der Fig. 1 zu entnehmen ist, ist stromauf des Sammelraums 40 eine Abzweigstelle 42 der Abgasrückführeinrichtung 26 vorgesehen, mittels welcher Abgas entnommen und über ein Abgasrückführventil 44 und einen Abgasrückführkühler 46 auf die Ansaugseite 30 rückgeführt wird.
Das in dem Sammelraum 40 gesammelte Abgas wird anschließend zu der Turbine 38 geleitet, die als einflutige, sogenannte Vario-Mehrsegment-Turbine ausgebildet ist und ein Turbinengehäuse mit einem Aufnahmeraum aufweist, in welchem ein Turbinenrad drehbar aufgenommen ist. Das Turbinenrad ist drehfest mit einer Welle 56 verbunden, mit welcher auch das Verdichterrad drehfest verbunden ist, wodurch also das Verdichterrad von dem Turbinenrad antreibbar ist. Weiterhin ist das Turbinenrad über Spiralkanäle des Turbinengehäuses der Turbine 38 mit dem Abgas der Zylinder 12 beaufschlagbar. Die Turbine 38 umfasst eine Versteileinrichtung 48, mittels welcher ein
Spiraleneintrittsquerschnitt und/oder eine Düsenquerschnitt des Spiralkanals zum
Aufnahmeraum einstellbar ist. Zur Regelung der Turbine 38 ist eine Regelungseinrichtung 50 vorgesehen. Das Abgas der Verbrennungskraftmaschine 10 treibt also das
Turbinenrad der Turbine 38 an, woraufhin es zu einer Abgasnachbehandlungseinrichtung 52 und anschließend gemäß einem Richtungspfeil 54 an die Umwelt geleitet wird.
Wie sich aus der Fig. 1 ergibt, ist die Verbrennungskraftmaschine 10 in einem
Stauaufladungsbetrieb betreibbar, da das Abgas in Strömungsrichtung des Abgases stromauf des Spiralkanals in dem Sammelraum 40 zusammengeführt und dort gesammelt wird. Dadurch und durch die Variabilität der Turbine 38 ist die Turbine 38 in einem sehr breitbandigen Spektrum an unterschiedliche Betriebspunkte der
Verbrennungskraftmaschine 10 anpassbar und weist somit einen sehr effizienten Betrieb in einem hohen Wirkungsgrad auf, der sich günstig auf den gesamten Wirkungsgrad der Verbrennungskraftmaschine 10 auswirkt. Daraus resultiert ein geringer
Kraftstoffverbrauch, geringe C02-Emissionen sowie ein sehr günstiges
Emissionsverhalten der Verbrennungskraftmaschine 10, insbesondere hinsichtlich geringer Stickoxid- und Rußemssionen. Gleichzeitig erlaubt der Abgasturbolader 22 die Darstellung einer entsprechenden Luftversorgung auf der Ansaugseite 30 der
Verbrennungskraftmaschine 10, wodurch hohe Drehmomente und Leistungen darstellbar sind, und das auch bei einem relativ geringen Hubvolumen der
Verbrennungskraftmaschine 10, wodurch ein Downsizing-Konzept effizient dargestellt ist.
Der Sammelraum 40 kann dabei stromauf der Turbine 38 außerhalb dieser oder auch innerhalb dieser, also beispielsweise in das Turbinengehäuse der Turbine 38 integriert sein. Das Turbinengehäuse weist beispielsweise hintereinander geschaltete Spiral- Einzelsegmente auf, die gleiche oder ungleiche Umschlingungswinkel haben, was in Verbindung mit einer Mechanikauslegung zur Vermeidung von zu hohen
Schaufelschwingungsbeanspruchungen steht.
Die Fig. 2 zeigt eine weitere Ausführungsform der Verbrennungskraftmaschine 10, wobei das zur Verbrennungskraftmaschine 10 gemäß Fig. 1 Ausgeführte analog auf die
Verbrennungskraftmaschine 10 gemäß Fig. 2 zutrifft. Der Unterschied besteht nun darin, dass die Turbine 38 nun als zweiflutige, sogenannte Vario-Mehrsegment-Turbine ausgebildet ist, die somit die Form einer beidseitig segmentierten Zwillingsstromturbine aufweist. Die Erhöhung der Anzahl der Einzelsegmente erhöht die
Durchsatzspreitzung/Verstellwinkel nahezu proportional oder gegebenenfalls sogar überproportional dazu. Hier bietet die Zwillingsstromturbine vielfältige Möglichkeiten eine große Anzahl von Spiral-Segmenten beidseitig zu kombinieren, um groß
Durchsatzspreizungen zu erlangen und gute Wirkungsgrad der Turbine 38 zu realisieren.
An dieser Stelle sei angemerkt, dass die Verbrennungskraftmaschine 10 bei einem Personenkraftwagen sowie bei einem Lastkraftwagen eingesetzt werden sowie als Diesel- , Otto-Motor ausgebildet sein kann. Gleiches gilt für die Verbrennungskraftmaschine 10 gemäß Fig. 1.
Die Fig. 3 zeigt die Turbine 38 gemäß Fig. 1 in einer schematischen Querschnittsansicht, wobei die Turbine 38 einen ersten, als Teilspirale ausgebildeten Spiralkanal 58a sowie einen zweiten, ebenfalls als Teilspirale ausgebildeten Spiralkanal 58b aufweist. Die zwei drallbestimmenden Spiralkanäle 58a, 58b umfassen dabei nebeneinander angeordnete und gasdicht gegeneinander abgedichtete Anschlussflansche 60a und 60b. Der
Anschlussflansch 60b und ein Zuführkanal 62 des Spiralkanals 58b verlaufen im
Wesentlichen in Blickrichtung unterhalb des Spiralkanals 58a, wobei das Ende des
Zuführkanals 62 in der Zeichenebene vor einem Spiraleintrittsquerschnitt ASO,AGR und einer stationären Gehäusezunge 64 zu Tage kommt. Die Spiralkanäle 58a, 58b sind als hintereinander geschaltete Spiralkanäle 58a, 58b ausgebildet. Wie der Fig. 3 zu entnehmen ist, sind die Spiralkanäle 58a, 58b jeweils als Teilspiralen ausgebildet und besitzen jeweils einen Umschlingungswinkel φ8 von etwa 135° wie ebenfalls in der Fig. 1 dargestellt, ist in einem Turbinengehäuse 66 der Turbine 38 ein Turbinenrad 68 in einen Aufnahmeraum 70 aufgenommen.
Der erste, als sogenannte AGR-Spirale ausgebildete Spiralkanal 58a dient zum Aufstauen des Abgases, sodass mittels der Abgasrückführungseinrichtung 26 Abgas vom Abgastrakt 28 auf die Ansaugseite 30 rückgeführt werden kann. Der zweite, als sogenannte λ-Spirale ausgebildeter Spiralkanal 58b sorgt mittels seiner Aufstaufähigkeit für ein erforderliches Luft-Kraftstoff- Verhältnis der Verbrennungskraftmaschine 10. Um eine
Wirkungsgradverbesserung in einem größeren Betriebsbereich unter Beibehaltung kostengünstiger Herstellverfahren zu ermöglichen, umfasst die Turbine 38 die
VerStelleinrichtung 48, mittels welcher Spiraleneintrittsquerschnitte Α5>λ, AS,AGR
der Spiralkanäle 58a, 58b gemeinsam mit radialen offenen, für den Radeinströmvorgang dienenden Düsenquerschnitte AR,A, AR. AGR der Spiralkanäle 58a, 58b zu dem
Aufnahmeraum 70 hin, in welchem das Turbinenrad 68 aufgenommen ist, einstellbar sind. Die Versteileinrichtung 48 weist dabei einen konzentrisch zu einer Drehachse D des Turbinenrads 68 im Turbinengehäuse 66 angeordneten Verstellring auf, welcher mit zwei, im Bereich der Düsenquerschnitt AR, , AR, AGR' angeordneten Versperrkörpern 72a, 72b verbunden ist. Die vorliegend im Querschnitt tragflächenförmig ausgebildeten
Versperrkörper 72a, 72b können durch rotatorisches Bewegen des Verstellrings gemäß Doppelpfeil II um die Drehachse D zwischen einer die Spiraleneintrittsquerschnitte Α8 λ, AS,AGR sowie die Düsenquerschnitte ÄR A, AR, agr verringernden und einer die
Spiraleneintrittsquerschnitte Α8,λ, AS,AGR sowie die Düsenquerschnitte AR,A, AR, AGR vergrößernden Stellung bewegt werden. Die Versperrkörper 72a, 72b sind dabei gemeinsam um einen Winkel ε2 aus einer Ausgangsstellung verdreht, so dass die
Spiraleeintrittsquerschnitte Α5 λ, AS AGR gegenüber den in der Ausgangsstellung maximalen Spiraleneintrittsquerschnitten ASO,A. ASO, AGR entsprechend verringert sind. Gleichzeitig werden durch die Versperrkörper 72a, 72b auch die Düsenquerschnitte ΑΚ λ, AR, AGR entsprechend verringert. Mithilfe der Versteileinrichtung 48 können somit beide
Turbinenseiten - AGR - und λ - Seite - entsprechend der geometrischen Auslegung der Spiralkanäle 58a, 58b und der Versperrkörper 72a, 72b simultan zueinander geregelt bzw. gesteuert werden. Durch unterschiedliche geometrische Gestaltungen der Spiralverläufe im gesamten Verstellwinkelbereich ε der Versperrkörper 72a, 72b lassen sich
mannigfache Kombinationen erzeugen.
Innerhalb des Verstellwinkelbereichs ε kann somit die angestrebte AGR-Fähigkeit der Turbine 38 zusammen mit dem angestrebten Luftmengentransport des Verdichters 20 für ein geeignetes Luft-Kraftstoff- Verhältnis λ zur Erzeugung eines gewünschten
Betriebsverhaltens der Verbrennungskraftmaschine 10 hinsichtlich Verbrauch und
Stickoxid-/Partikel-Emissionen konstruktiv einfach und kostengünstig veränderlich eingestellt werden. Der Verstellwinkelbereich ε im Zusammenhang mit der Änderung der charakteristischen Spiraleneintrittsquerschnitte As A, AS,AGR erlaubt die Einwirkung auf das Aufstauverhalten des Abgases bzw. auf die Drallerzeugung der Turbine 38.
Die Fig. 4 zeigt eine weitere Ausführungsform der Turbine 38 gemäß Fig. 3, wobei das zu der Turbine 38 gemäß Fig. 3 Ausgeführte analog auf die Turbine 38 gemäß Fig. 4 zutrifft. Die Turbine 38 gemäß Fig. 4 weist nun drei weitere, als λ-Spiralsegmente mit jeweiligem Umschlingungswinkeln cps von etwa 120° ausgebildete Spiralkanäle 58b-d. Die
Spiralkanäle 58b-d sind gegenüber dem Spiralkanal 58a parallel zum Aufnahmeraum 70 angeordnet. Die Fig. 5 zeigt eine Durchsatz- sowie ein Wirkungsgradkennfeld der Turbine 38 gemäß Fig. 3. Bei einem Durchsatzparameter von ca. 1 ,4 ^■ erreicht die Turbine 38 einen
Spitzenwirkungsgrad von nahe 73 %, was als außergewöhnlich hoch zu bezeichnen ist. Hierbei sind auch noch mechanische Verluste von Lagerungen mit abgebildet. Der reine Turbinenwirkungsgrad dürfte daher über einen Wert von 75 % liegen. Die
Durchsatzspreitzung ist bei der Turbine 38 noch relativ gering, was jedoch durch eine verstärkte Flächenänderung/Verstellwinkel im Verlauf der Spiralenquerschnitte um den Umschlingungswinkel <ps (Fig. 6) noch vergrößerbar ist. Da bei dem
Stauaufladungsprinzip die Freiheiten bei der Festlegung der Segmente frei von der Anzahl der Zylinder 12 der Verbrennungskraftmaschine 10 gegeben sind, wird man die Anzahl der Segmente und den Spiralenflächenverlauf der Einzelsegmente in Abhängigkeit von einer geforderten Durchsatzspreitzung festlegen.
Als äußerst interessanter Parameter bietet der Flächenverlauf der Spirale gemäß Fig. 6 und Fig. 7 die Möglichkeit, die Strömungswinkeländerung/Verstellwinkel direkt zu beeinflussen. So führt die Abweichung vom linearen spiralen Flächenverlauf quasi zur Simulation einer Drehschaufelturbine und das ohne Leitschaufeln. Das Festhalten am Grenzfall des linearen Spiralflächenverlaufs in Abhängigkeit vom Umschlingungswinkel führt hingegen bei der Drehung der Absperrkörper 72a-d, welche auch als
Zungenschieber zu bezeichnen sind, zum Verhalten einer reinen Axialschieberturbine mit konstantem unverändertem Strömungswinkel, wobei auch hier kein Axialschieber vorliegt. Die Absolutgeschwindigkeit in der Düse vor dem Turbinenrad 68 hat also fest gekoppelte absolute Geschwindigkeitskomponenten in Umfangsrichtung Cu und radialer Richtung cr. Es kommt bei der Verdrehung der Sperrkörper 72a-d also zur Veränderung der absoluten Düsengeschwindigkeit bei festgehaltenem Strömungswinkel, genau wie bei einem festen Leitschaufelring, der über ein axial bewegliches Element eine Schaufelhöhenvariation erfährt. Da die spezifische Turbinenleistung au gemäß der allgemeinen Formel au ~ cu - 1/As
proportional zur Umfangskomponente cu ist, lässt sich also über die Flächenbeeinflussung der Spiraleneintrittsquerschnitte As die spezifische und absolute Turbinenleistung regeln.
Die Fig. 6 zeigt also ein schematisches Diagramm der Flächenverläufe der
Spiraleneintrittsquerschnitte Αδλ, AR, AGR der hintereinander geschalteten Spiralkanäle 58a, 58b der Turbine 38 in Abhängigkeit des Umschlingungswinkels cps und der Winkelstellung der VerStelleinrichtung 48 bzw. der Versperrkörper 72a, 72b. Im jeweiligen Spiralkanal 58a, 58b wird die Strömung durch eine Flächenverkleinerung längs der
Strömungsrichtung beschleunigt. Der jeweilige Basis-, Spiraleneintrittsquerschnitt bedeutet ASOA. ASO, AG für die Strömung maximal verfügbaren Spiralenquerschnitt As. Über das gemeinsame Verdrehen der Versperrkörper 72a, 72b um den Winkel ε wird eine Spiralflächenverkleinerung um AAS, , AAS,AGR auf Asx, AR, AGR im verfügbaren
Drehwinkelbereich der Versteilvorrichtung 48 ermöglicht. Gleichzeitig werden dadurch auch die Düsenquerschnitte AR AR. AGR entsprechend verkleinert.
Die Fig. 7 zeigt ein schematisches Diagramm der Flächenverläufe der
Spiraleneintrittsquerschnitte Asx, AR AGR von Spiralkanälen gemäß den Spiralkanälen 58a, 58b der Turbine 38 gemäß Fig. 3, wobei sich die Flächenverläufe auf Spiralkanäle gemäß den Spiralkanälen 58a und 58b beziehen, die nicht hintereinander angeordnet, also seriell geschaltet, sondern nebeneinander angeordnet, also parallel geschaltet, sind. Die Flächenverläufe werden dabei wiederum in Abhängigkeit von dem Umschlingungswinkel q>s und der Winkelstellung der VerStelleinrichtung 48 bzw. der Versperrkörper 72a, 72b gezeigt. Die Spiraleneintrittsquerschnitte ASA, AR, AGR im Verstellwinkelbereich ε des Versperrkörpers 72a nimmt in diesem Beispiel kontinuierlich ab, wodurch eine hohe Sensibilität der Drallveränderung der Abgasströmung bewirkbar ist.
Im Mittelpunkt der Spiralenauslegung steht hier nicht die Realisierung eines konstanten Düsen-Austrittswinkels der Strömung, sondern die Erzeugung einer Variabilität mit einer breiten Spreizung von ΔΑ3,λ, AAS,AGR zur Beeinflussung einer großen Variabilität in der Aufstaufähigkeit und der Turbinenleistung für die Gewährleistung der Bereitstellung des Luftbedarfs der Verbrennungskraftmaschine 10.

Claims

Patentansprüche
Verbrennungskraftmaschine ( 0) für einen Kraftwagen, mit wenigstens zwei Brennräumen (12), insbesondere Zylindern (12), und mit wenigstens einem
Abgasturbolader (22), welcher eine in einem Abgastrakt (28) der
Verbrennungskraftmaschine (10) angeordnete Turbine (38) mit einem
Turbinengehäuse (66) mit einem Aufnahmeraum (70) umfasst, in welchem ein Turbinenrad (68) drehbar aufgenommen ist, welches über wenigstens einen Spiralkanal (58a-d) des Turbinengehäuses (66) mit Abgas aus zumindest einem der Brennräume (12), insbesondere Zylinder (12), beaufschlagbar ist, wobei die Turbine (38) eine Versteileinrichtung (48) umfasst, mittels welcher ein
Spiraleneintrittsquerschnitt (As) und/oder ein Düsenquerschnitt (AR) des wenigstens einen Spiralkanals (58a-d) zum Aufnahmeraum (70) einstellbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verbrennungskraftmaschine (10) in einem Stauaufladungsbetrieb betreibbar ist.
Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Abgas aller Brennräume (12) stromauf des Turbinenrads (68) mittels zumindest einer Abgasverrohrung (36) zusammenführbar ist.
Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Abgas aller Brennräume(12) stromauf des Turbinenrads (68) mittels zumindest einer Abgasverrohrung (36) in einen allen Brennräumen (12) gemeinsamen
Sammelraum (40) führbar ist.
Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Sammelraum (40) stromauf und außerhalb des Turbinengehäuses (66), insbesondere in einem Krümmer der Verbrennungskraftmaschine (10) angeordnet ist.
5. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Sammelraum (40) innerhalb des Turbinengehäuses (66), insbesondere in einem dem wenigstens einen Spiralkanal (58a-d) zugeordneten Zuführkanal (62) angeordnet ist.
6. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
das Turbinengehäuse (66) zumindest einen weiteren Spiralkanal (58a-d) aufweist, über welchen das Turbinenrad (68) mit Abgas beaufschlagbar ist.
7. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Düsenquerschnitte (AR) des wenigstens einen Spiralkanals (58a-d) und des zumindest einen weiteren Spiralkanals (58a-d) entlang der Drehachse (D) des Turbinenrads (68) nebeneinander und/oder um die Drehachse (D) über einen Umfang des Turbinenrads (68) verteilt angeordnet sind.
8. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
der wenigstens eine Spiralkanal (58a-d) und/oder der zumindest eine weitere Spiralkanal (58a-d) als Vollspirale, insbesondere mit einem Umschlingungswinkel ( q>s ) von >350 Grad, und/oder als Teilspirale, insbesondere mit einem
Umschlingungswinkel ( q>s ) in einem Bereich von einschließlich 350 Grad bis einschließlich 30 Grad, und/oder als Segmentspirale und/oder symmetrisch und/oder asymmetrisch ausgebildet ist bzw. sind.
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