WO2012107064A1 - Turbine für einen abgasturbolader sowie abgasturbolader - Google Patents

Turbine für einen abgasturbolader sowie abgasturbolader Download PDF

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WO2012107064A1
WO2012107064A1 PCT/EP2011/006093 EP2011006093W WO2012107064A1 WO 2012107064 A1 WO2012107064 A1 WO 2012107064A1 EP 2011006093 W EP2011006093 W EP 2011006093W WO 2012107064 A1 WO2012107064 A1 WO 2012107064A1
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exhaust gas
rotation
section
flow
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Torsten Hirth
Siegfried Sumser
Siegfried Weber
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    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • 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
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • 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
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • 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
    • 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 a turbine for an exhaust gas turbocharger of the type specified in the preamble of patent claim 1 and to an exhaust gas turbocharger having such a turbine according to patent claim 9.
  • an internal combustion engine for a motor vehicle with an exhaust gas turbocharger, which comprises a compressor in an intake tract of the internal combustion engine and a turbine in an exhaust gas tract of the internal combustion engine.
  • the turbine has a turbine casing which comprises a spiral duct coupled to an exhaust pipe of the exhaust gas duct and a turbine wheel which is arranged within a receiving space of the turbine casing and for driving a compressor wheel of the compressor connected to the turbine wheel via a shaft with exhaust gas routable through the spiral duct
  • Internal combustion engine can be acted upon.
  • the turbine comprises an adjusting device, by means of which a
  • Such a turbine for an exhaust gas turbocharger in particular for a
  • Internal combustion engine or a fuel cell comprising at least one turbine housing having a receiving space, which comprises at least one spiral channel through which exhaust gas can flow.
  • the spiral channel has a
  • the turbine further comprises at least one at least substantially in the circumferential direction of the receiving space, in particular about the axis of rotation of the turbine wheel, rotatable Verperrites, by means of which the flow cross-section is adjustable.
  • the VersperrAvem is additionally movable in the axial direction of the turbine wheel between at least a first and a second position, in particular displaceable.
  • the Versperranalysis is not only relative to the turbine housing in the circumferential direction of the receiving space rotatable, but also relative to the turbine housing in the axial direction of the turbine wheel movable, in particular displaceable, is.
  • Internal combustion engine which is associated with a reduced fuel consumption and reduced C0 2 emissions of the internal combustion engine.
  • Flow cross-section in the flow direction of the exhaust gas through the turbine housing upstream of the turbine wheel can be variably adjusted so that thereby the so-called flow rate parameter of the turbine and its Aufstau can be adjusted and adapted to a present operating point, in particular the internal combustion engine.
  • the turbine according to the invention is thus a variable turbine, which has a very high throughput spread, in particular in the circumferential direction of the receiving space and in the axial direction of the turbine wheel, in particular as a result of the varied adjustability of the locking body, which is accompanied by more efficient operation.
  • the turbine according to the invention can be used in internal combustion engines, which as gasoline engines, diesel engines, Diesottmotorenen or otherwise
  • the turbine according to the invention is particularly advantageous when used in gasoline engines, since
  • gasoline engines require a very large throughput spread of the turbine, as it is the case for example in diesel engines.
  • the turbine according to the invention can meet these requirements for the throughput spread, so that the turbine and thus the internal combustion engine are particularly efficient to operate.
  • the turbine according to the invention has the advantage that it has a very high
  • Versperranalysis thereby provides a relatively uncomplex, simple and robust adjustability of the turbine, so that even in particularly demanding conditions, for example in gasoline engines, in which
  • thermodynamic behavior and a high throughput spreading coefficient of max / ⁇ min which is preferably in a range of 4.5 to
  • O max designates the maximum flow rate parameter of the turbine according to the invention which can be set by turning and moving the locking body
  • O min denotes the minimum flow rate parameter of the turbine according to the invention which is achieved by turning and moving the locking body.
  • the turbine according to the invention proves to be extremely advantageous, as only a small number of actuators, which are referred to as actuators, is provided and required, which the application cost of
  • the VersperrAvem is in the axial direction only between the first position in which the Versperrköper is at least partially disposed in a turbine wheel inlet region, and the second position in which the Versperrko over the first position, in particular completely, from the Turbinenradeintritts Scheme is removed, movable.
  • Turbine housing fixed wall of the spiral channel and partially formed by the relative to the turbine housing movable (rotatable and axial direction movable) VersperrSystem or limited.
  • the particularly narrowest flow cross-section upstream of the turbine wheel can then be variably adjusted by turning the locking body, so that the turbine according to the invention is particularly demand-oriented and flexible at different operating points
  • a throughput spreading coefficient of at least substantially 4 can thus be realized.
  • a throughput spreading coefficient of at least 5 can be realized, as a result of the described mobility of the locking body.
  • Tongue slide operation of the turbine according to the invention feasible.
  • the Versperr emotionss which is formed for example as a wing-shaped tongue, can be adjusted as needed by rotating the VersperrAvems the flow cross-section of the spiral channel and adjusted to the present operating point and a boost pressure demand of the internal combustion engine.
  • the turbine has at least two flows, which are fluidically separated from one another at least in some areas and over which the exhaust gas can be led to the turbine wheel, then in the tongue-and-groove operation a flood separation is provided almost up to the turbine wheel.
  • the Versperr moments In the second position of the Versperr analyses example, from a nozzle, via which the exhaust gas flows turbine wheel substantially in the radial direction desselbigen removed so that the Versperr endeavor not and in contrast to the first position is no longer flowed around and flows around the exhaust.
  • the nozzle is, for example, an annular inflow channel upstream of the turbine wheel.
  • the flow cross-section with respect to the first position is set even larger or even greater adjustable.
  • the turbine as already described, at least the two floods, so in the second position, a fluidic connection of the individual Be given floods upstream of the turbine wheel. Due to this connection of the floods, a backup charging operation of the turbine can be set so that the exhaust gas upstream of the turbine wheel and due to the connection of the floods is first dammed or accumulated and only then flows to the turbine wheel for driving desselbigen.
  • the turbine housing has a plurality of
  • Spiral channels may have a respective flow cross section, wherein each of the flow cross sections is assigned at least one Versperrites by means of which in the first position of the respective flow cross section is variably adjustable by the corresponding Versperrites in the circumferential direction of the receiving space of the turbine wheel, and in particular about the axis of rotation samebigen, is twisted.
  • the turbine comprises two floods, wherein a flood are associated with at least two spiral channels as partial floods. This means that then this flood is fluidly connected to the two spiral channels, so that the exhaust gas from the flood can flow into the two spiral channels, whereby the flood upstream of the
  • Turbine is divided into the two spiral channels.
  • spiral channels are also referred to as segments, since they allow the turbine wheel in the circumferential direction of the turbine wheel to flow over its circumference via individual segments provided by the spiral channels. If the turbine comprises several spiral channels, i. Segments, this creates a multi-segment turbine, which allows a particularly advantageous flow against the turbine wheel and a particularly advantageous charging of the internal combustion engine.
  • the VersperrAvem is connected to a movable with the VersperrAvem adjusting part, in particular an adjusting ring, via which the Versperranalysis is rotatable in the circumferential direction and movable in the axial direction.
  • a bypass channel of the turbine via which the turbine wheel of exhaust gas is bypassed, in particular always, fluidly blocked.
  • a flow cross-section of the bypass channel at least partially fluidly releasable. In other words, the flow cross-section is fluidly blocked in the first position, so that the bypass channel does not flow through the exhaust gas and thus can not bypass the turbine wheel of exhaust gas without driving the turbine wheel.
  • the flow cross-section is at least
  • Internal combustion engine is customizable. It can be provided that the
  • Turbine also has at least two or more bypass channels, which are fluidly blocked in the first position and at least partially fluidly released in the second position or fluidly releasable.
  • the bypass channel or its flow cross section may be provided that the adjusting part, in particular the adjusting ring, has a passage opening which is bounded by walls of the adjusting part. In the first position is the
  • the passage opening of the adjustment can be moved in at least partially overlapping with the flow cross-section of the bypass channel and thus with the bypass channel, so that the exhaust gas can flow through the bypass channel and the adjustment part via the passage opening.
  • exhaust gas is branched from the spiral channel and downstream of the turbine wheel downstream of the turbine wheel in
  • Turbine housing positioned turbine wheel outlet area or turbine outlet area supplied.
  • the bypass channel for example, an inlet cross-section, through which it opens into the spiral channel.
  • the bypass channel has an outlet cross-section through which it passes in the
  • Turbine outlet region opens at least partially downstream of the turbine wheel.
  • the adjusting part in particular the adjusting ring is at least partially, in particular completely, movably received in the turbine housing relative to this, being movable to move the Versperritess between the first and the second position as the Versperranalysis in the axial direction of the turbine with the Versperranalysis ,
  • the adjusting part is rotatable in the circumferential direction of the receiving space, in particular about the axis of rotation of the turbine wheel.
  • the adjustment works, for example with an actuator, in particular a motor, together, which can rotate the adjustment. The rotation of the adjustment causes thereby due to the connection with the Versperranalysis the corresponding rotation of the Versperritess.
  • the turbine according to the invention comprises a plurality of Versperritesn, which then preferably connected to the adjustment part and movable over the adjustment part, i. are both rotatable in the circumferential direction and movable in the axial direction, are.
  • Versperritesn which then preferably connected to the adjustment part and movable over the adjustment part, i. are both rotatable in the circumferential direction and movable in the axial direction, are.
  • the flow cross-section of the bypass channel in the other of the positions, in particular in the second position adjustable by means of the adjusting part.
  • the flow cross-section can be adjusted variably by turning the adjustment part.
  • the adjusting part and thus the Versperr stresses
  • Passage opening of the adjustment in at least partially overlapping with the flow cross-section of the bypass passage, so that the bypass passage of exhaust gas can be flowed through bypassing the turbine wheel.
  • the flow cross-section is narrowed, in particular fluidically blocked, so that a small volume flow or mass flow of the exhaust gas or no exhaust gas can flow through the bypass channel.
  • the flow cross-section In the first rotational position can be provided that the flow cross-section is completely released, so that the flow cross-section or the bypass channel by the adjustment no Throttling experiences and a particularly large amount of exhaust gas can flow through the bypass channel.
  • Umgehungskanal also rotatable in at least one intermediate position between rotational positions formed as end positions, so that the flow cross-section of
  • Adjusting angle range of the adjustment can be adjusted so that successively released by turning the adjustment in a direction of rotation of the flow cross-section, for example, starting from a complete fluidic blockage of the flow cross-section and thus the flow cross-section is successively increased, for example, this maximum and especially fully released.
  • Adjustment part for example, in a second, opposite to this direction of rotation
  • This adjustability of the bypass channel provides further adjustability of the turbine to adjust its throughput parameter as needed, which particularly benefits the efficient operation of the turbine according to the invention and thus the fuel and C0 2 emission-poor operation of the internal combustion engine.
  • By-pass channel by turning the adjustment in a first direction of rotation fluidly lockable or releasable, wherein the first direction of rotation of the adjustment of a second direction of rotation of a subsequent relationship relative previous movement of Versperr stressess is opposite. That means, for example, that the opening of the By-pass channels starting from a blocked by the adjustment
  • bypass channel which is a so-called wastegate of the turbine is fluidly blocked.
  • the bypass channel is initially fluidly blocked. If the adjusting part is then rotated accordingly and the flow cross-section is fluidically released, bypassing (bypassing) of the turbine wheel takes place in the accumulation charging mode, which consequently successively increases the throughput parameter by successively releasing the flow cross-section of the bypass channel, thereby making it particularly large maximum penetration parameter can be set. This is accompanied by a particularly high throughput spread quotient.
  • a receiving part in particular a die, provided in which the VersperrAvem is at least partially received in at least one of the positions, in particular in the second position, wherein the receiving part, in particular the die, fixed in the axial direction and is rotatable in the circumferential direction of the receiving space.
  • Bypass channels can be variably adjusted. In the axial direction that is
  • the Versperr moments moves in a movement from the first to the second position relative to the die.
  • the nozzle or a supply channel via which the exhaust gas is supplied to the turbine wheel, partially limited.
  • the nozzle or the feed channel can be delimited at least in regions by an at least substantially radially extending wall of the obturator, so that it is in the
  • the turbine has at least two floods, which are at least partially separated from one another fluidically and via which the turbine wheel can be acted upon with exhaust gas.
  • the turbine is in one of the positions, in particular in the first position, in a shock charging operation, which is also referred to as impact turbine operation, operable, so that a Stoßaufladung the internal combustion engine is made possible.
  • the turbine is in one of the positions, especially in the second position, in one
  • Staudurbinen Here operable, so that a congestion charging the
  • the floods are fluidically separated from each other until shortly, in particular directly, upstream of the turbine wheel, so that the impact turbine operation is thereby achieved. If the Versperr stresses moved in the other of the positions, in particular in the second position, in the axial direction, the floods upstream of the turbine wheel are fluidly connected to each other, so that thereby a Sammeiraum is formed, in which the exhaust gas upstream of the turbine initially collected and dammed and only then the turbine wheel flows. In this case, exhaust gas from one of the flows or from corresponding segments of this flood can flow into the second flow or into corresponding segments of the second flow.
  • the turbine according to the invention thus has a particularly high flexibility with regard to the adaptability to different operating points of the internal combustion engine, in order thereby to realize an efficient, fuel-efficient and C0 2 -emission-poor operation.
  • Circulation channel is successively released and thus a successively larger mass flow or volume flow of the exhaust gas can flow through the bypass channel, resulting in a successively increasing throughput parameters
  • turbine according to the invention leads.
  • the turbine is particularly advantageous adjustable and adaptable to different operating points of the internal combustion engine.
  • the bypass channel is preferably at least partially, in particular completely, integrated into the turbine housing. This means that the bypass channel at least partially, in particular completely, runs within the turbine housing and is limited by corresponding walls of the same.
  • the second aspect of the invention relates to an exhaust gas turbocharger, in particular for an internal combustion engine or for a fuel cell, with a turbine according to the invention.
  • Advantageous embodiments of the first aspect of the invention are to be regarded as advantageous embodiments of the second aspect of the invention and vice versa.
  • Exhaust gas turbocharger has, in which a shaft of the exhaust gas turbocharger is rotatably mounted.
  • This shaft is on the one hand rotationally fixed to the turbine wheel and the other rotatably connected to a compressor of a compressor of the exhaust gas turbocharger, so that the compressor wheel and thus the compressor can be driven via the shaft of the turbine wheel as a result of the impingement of this with the exhaust gas.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a turbine according to the invention of an exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine, which comprises an adjusting device which is at least partially rotatable in the circumferential direction of a turbine wheel of the turbine about a rotation axis desselbigen and in the axial direction of the turbine exclusively between two positions, wherein the Adjusting device located in a first of the positions,
  • FIG. 2 shows a schematic cross-sectional view of the turbine according to FIG. 1, with the adjusting device being in the second of the positions
  • FIG. a schematic cross-sectional view of the turbine according to FIGS. 1 and 2, wherein bypass channels of the turbine are fluidly released, so that the turbine with exhaust gas, without the turbine to drive, can be bypassed
  • FIG. 3 shows a schematic cross-sectional view of another embodiment of the turbine according to FIG to 3, where the
  • FIGS. 12a-d are each a fragmentary schematic cross-sectional view of the turbine according to FIGS. 4 to 11, wherein the adjusting device is in the second position and wherein in FIGS. 12a-d a different rotational position of the adjusting device in the second position is shown ;
  • FIGS. 13 each show a profile of a flow rate characteristic of the turbine according to FIGS.
  • FIG. 1 shows a turbine 10 for an exhaust-gas turbocharger
  • the turbine 10 includes a
  • Turbine housing 12 which has a first flood 16 and a second flood 14.
  • the first flood 16 and the second flood 14 are of exhaust gas of the
  • Internal combustion engine can be flowed through.
  • an exhaust gas is assigned to the first flow 16 through two of the cylinders, for example the first and the fourth cylinder, and flows through this first flow 16, while the exhaust gas from the other cylinder, for example the cylinder second and third cylinder, the second flood 14 is associated and the second flood 14 flows through.
  • the turbine housing 12 also has four spiral channels, a first spiral channel 18, a second spiral channel 20, a third spiral channel 22 and a fourth spiral channel 24, via which a turbine wheel 26, which is received in a receiving space 28 formed by the turbine housing 12 and about an axis of rotation 30 is rotatable, can be acted upon with exhaust gas.
  • the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 are on the one hand fluidically connected to the first flow 16, so that the exhaust gas flowing through the first flow 16 can flow into the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20.
  • the first trough 16 is divided downstream of an inlet cross section A E1 of the first trough 16 and upstream of the turbine 26 into the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 so that the first trough 16 upstream of the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 as Supply and collecting channel for the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 acts.
  • first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 open into the receiving space 28, so that the exhaust from the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 in the receiving space 28 and the turbine at least substantially in the radial direction (direction arrow 32) in rotating relative system can flow.
  • the turbine 10 is thus a radial turbine.
  • the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24 are fluidically connected to the second flow 14, so that the flow downstream of an inlet cross section A E2 and upstream of the turbine 26th is divided into the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24.
  • the second flood 14 also acts upstream of the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24 as a supply and collection channel for these two
  • the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24 open into the receiving space 28 and are thus fluidly connected to it, so that the second flood 14 and the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24th
  • outlet cross sections A of the spiral channels 18, 20, 22, 24 in the circumferential direction of the turbine wheel 26 over the circumference of the turbine wheel 26, indicated by a directional arrow 34, are distributed uniformly one behind the other
  • the outlet cross sections A are arranged at a common height.
  • the turbine 10 includes an adjusting device 38 which is designed as a tongue slider.
  • the adjusting device 38 comprises
  • each one Verperr endeavor 40 one of the spiral channels 18, 20, 22, 24 and an outlet cross-section A is assigned.
  • the Versperr stresses 40 are fixedly connected to an adjusting ring 42, not shown in FIG. 1 (shown in Fig. 4). Furthermore, the locking bodies 40 and the adjusting ring 42 are rotatable about the axis of rotation 30 of the turbine wheel 26 in the circumferential direction of the turbine wheel 26 (directional arrow 34). By turning the Versperr analyses 40 via the adjusting ring 42 which is rotatable with the Versperranalysisn 40, a narrowest Flow cross-section in the flow direction of the exhaust gas through the spiral channels 18, 20, 22, 24 upstream of the turbine 26 are set variably, since the
  • Adjusting device 38 or the adjusting ring 42 and the locking body 40 for example, in an adjustment range of at least substantially 60 ° at least in
  • adjustable flow cross-section A min of the spiral channels 18, 20, 22, 24 is set. If the locking body 40 and the adjusting ring 42 are successively rotated starting from this first end position in the circumferential direction in the direction of a directional arrow 44, this results in a successive enlargement of the narrowest flow cross section upstream of the turbine wheel 26 of the spiral channels 18, 20, 22, 24.
  • This setting of the narrowest flow cross section is possible in a first position of the adjusting device 38 relative to the axial direction of the turbine wheel 26.
  • the narrowest flow cross section is bounded on the one hand by walls fixed to spiral relative to the turbine housing 12 and the spiral channels 18, 20, 22, 24 at least in some areas and by the blocking bodies 40 in regions.
  • the first axial position of the adjusting device 38 In the first axial position of the
  • the Versperrenia 40 flows from the spiral channels 18, 20, 22, 24 flowing through exhaust gas and flows around.
  • the turbine 10 further comprises bypass channels 48, which are fluidly connected at branch points 50 to the second flow 14 and the first flow 16. To the
  • bypass channels 48 allow exhaust gas to bypass the turbine wheel 26 without urging and driving it.
  • the bypass channels 48 open at inlet points 52 (FIG. 4) in a turbine wheel outlet region 54 (FIG. 4) downstream of the turbine wheel 26.
  • valve devices 56 are arranged, by means of which a flow cross section Au of the bypass channels 48 is variably adjustable.
  • the valve devices 56 can block the flow cross-sections Au fluidically so that no exhaust gas can flow through the bypass channels 48.
  • the valve devices 56 allow the flow cross sections Au at least in regions fluidly release so that exhaust gas flow through the bypass channels 48 and thus can bypass the turbine 26.
  • the valve devices 56 are in a position obstructing the bypass channels 48, which are also referred to as bypass channels, so that no exhaust gas can flow through the bypass channels 48.
  • Flow cross-section upstream of the turbine 26 is adjustable by means of the Versperranalysis 40 is adjustable, a so-called tongue slide operation of the turbine 10 is shown.
  • Throughput parameter which is also referred to as a flow rate characteristic ⁇ , can be set variably.
  • FIG. 2 shows the turbine 10, wherein the adjusting device 38 is set in the axial direction of the turbine wheel 26, which is indicated by the directional arrow 36, in a second position.
  • the adjusting device 38 is movable exclusively between the first and the second position in the axial direction of the turbine wheel 26, in particular displaceable.
  • the blocking bodies 40 are removed from a turbine wheel inlet region 58, so that they no longer protrude above the turbine wheel 26 as in the first position into an annular nozzle 60 (FIG. 4) and no longer or only in a very large manner compared to the first position small area are flowed or flowed around by the exhaust gas.
  • Turbine housing 12 fixed walls 46 limited and no longer in areas by the Versperr stresses 40th
  • a so-called congestion turbine operation of the turbine 10 is realized, in which the internal combustion engine is charged by means of a congestion charging.
  • the floods 14, 16 or the spiral channels 18, 20, 22, 24 are no longer fluidly separated from each other as in the first position of the adjusting device 38 to immediately upstream of the turbine wheel 26, but fluidly connected to each other upstream of the turbine wheel 26 in the turbine wheel inlet region 58 ,
  • the second flood 14 is fluidly connected directly above the turbine wheel 26 with the first flood 16. This allows exhaust gas from the second flood 14 and the third spiral channel 22 and the fourth spiral channel 24, through which segments are shown, in the first flow 16 and the first spiral channel 18 and the second spiral channel 20 through which also segments are shown, flow and vice versa.
  • Flow of the exhaust gas is indicated in Fig. 2 by directional arrows 62.
  • the turbine 10 according to FIG. 3 is also operated in the congestion turbine mode, in which the floods 14, 16 are fluidically connected to one another.
  • the valve devices 56 are opened, so that the bypass channels are opened.
  • bypassing Pass bypass channels 48 and bypass the turbine wheel 26, without driving, which is referred to as bypassing.
  • bypass channels 48 are advantageously at least partially, in particular completely, integrated into the turbine housing 12 and extend within the
  • Turbine housing 12 which keeps the space requirement of the turbine 10 low.
  • the throughput parameter of the turbine 10 can be increased. If, in addition, the bypass channels 48 are fluidically released, as shown in FIG. 3, this is accompanied by a further increase in the throughput parameter (throughput characteristic value ⁇ ) of the turbine 10. In combination with the setting of the narrowest flow cross section through the
  • the turbine 10 thus has a very high throughput spread with a very high throughput coefficient ⁇ max / ⁇ , where O max denotes the maximum adjustable fürsatzkennwert and O min the smallest possible adjustable flow rate characteristic of the turbine 10.
  • the smallest possible throughput characteristic value O mjn is set, for example, when the bypass passages 48 are fluidly blocked by the valve devices 56, so that no exhaust gas can flow through the bypass passages 48, and when the adjusting ring 42 and the locking bodies 40 in the one shown in FIG first end position are.
  • the Versperr moments 40 and the adjusting ring 42 are rotatable in a formed as a further end position rotational position in the first position of the adjusting device 38, so that one with respect to the narrowest
  • the maximum possible throughput parameter of the turbine 10 is set, for example, when the adjusting device 38 is in its second position and when the
  • By-pass channels 48 are maximally released by means of the valve means 56, for example, by the maximum possible adjustable flow cross section Au the
  • Bypass channels 48 is set. This is shown with reference to FIG. 3.
  • FIG. 4 shows an alternative embodiment of the turbine 10 according to FIGS. 1 to 3 in impact turbine operation, wherein the bypass channel 48 is fluidically blocked and exhaust gas from the flow, for example, can not flow through it.
  • the adjusting ring 42 and the locking bodies 40 are integrally formed with one another.
  • Adjustment device 38 is displaceably guided on a contour sleeve 64 of the turbine 10 in the axial direction, which is indicated by the directional arrow 36.
  • the contour sleeve 64 is designed as an insert part which is separate from the turbine housing 12 and delimits an inner contour in the turbine wheel exit region 54, so that the exhaust gas can flow away from the turbine wheel 26 after it has been energized and driven.
  • the contour sleeve 64 is centered in the turbine housing 12.
  • FIG. 4 Shown schematically in FIG. 4 is an actuating part 66, via which the
  • Adjusting device 38 can be moved axially only between the first and the second position.
  • a further actuating part 68 is shown, via which the adjusting device 38 can be rotated in the circumferential direction of the turbine wheel 26 about the axis of rotation 30, which in Fig. 4 by a
  • a die 72 is provided, which also in the circumferential direction about the axis of rotation 30 with the adjusting ring 42 and the Versperranalysis 40 relative to the
  • Turbine housing 12 is rotatable. In the axial direction, however, the die 42 is fixed relative to the turbine housing 12.
  • the die 72 has openings 74, which respectively correspond to the Versperranalysisn 40 and in which the Versperr stresses 40 can be received in particular in the second position.
  • the die 72 also has a wall 76 facing the annular nozzle 60, which limits the annular nozzle in the axial direction in regions.
  • Locking body 40 in the second position although of the exhaust gas flowing through the annular nozzle 60, at least partially flowed, but not flowing around as in the first position, and are completely removed from the annular nozzle 60.
  • the contour sleeve 64 has a first passage opening 80, which to the
  • By-pass 48 in the turbine housing 12 corresponds. However, an overflow of exhaust gas flowed into the bypass channel 48 into the first passage opening 80 is prevented since a wall 82 of the adjusting ring 42 fluidly obstructs the bypass passage 48.
  • bypass channel 48 is at least partially fluidly released or in particular completely fluidly blocked, so that bypassing the turbine wheel 26 via the bypass channel 48 and the first passage opening 80 is enabled or prevented.
  • the adjusting ring 42 also has a second passage opening 84, which is bounded by the wall 82. If the adjusting device 38 is moved in the second position in the axial direction and in a corresponding rotational position in the
  • Passage opening 80 of the contour sleeve 64 are moved, so that an overflow of exhaust gas from the bypass passage 48 through the second passage opening 84 in the first passage opening 80 and from this in the turbine wheel outlet 54 is made possible, so that exhaust gas can flow into the turbine wheel outlet 54 at the point of introduction 52.
  • the bypass channel 48 variably integrated in the adjusting ring 42 of the adjusting device 38.
  • the adjusting device 48 is axially displaced in the direction of a turbine outlet 86 of the turbine 10, which is indicated by a directional arrow 88.
  • the adjusting device 38 is displaced in the axial direction opposite thereto in the direction of a bearing housing 90 of the exhaust gas turbocharger, which is indicated by a directional arrow 92.
  • FIG. 5 shows the turbine 10 according to FIG. 4, wherein the adjusting device 38 is in the second position and wherein the bypass channel 48 or the bypass channels 48 are fluidically released. This means that the exhaust gas flowing through the flood 14 partially flows against the turbine wheel 26 and drives it, which is caused by a
  • the flow cross section Au of the bypass channel 48 can be variably adjusted.
  • bypass channel 48 in the first position of the adjusting device 38 (the tongue slide) always fluidly blocked and not even by rotating the adjusting ring 42 and the locking body 40 is only partially release.
  • the bypass passage 48 is in
  • Tongue slide operation of the turbine 10 always fluidly blocked and not
  • FIGS. 10 and 11 show the turbine 10, wherein the adjusting device 38 is in the second position, in which the bypass channel 48 fluidly blocked, but also at least partially fluidly released to bypass the turbine wheel (bypassing).
  • the passage opening 84 of the adjusting ring 42 by turning desselbigen in the circumferential direction (directional arrow 34) in the direction of a directional arrow 98 in the direction of the bypass channel 48 and the first Passage opening 80 moves and in at least partially, in particular complete, coverage with the
  • Bypass passage 48 and the first passage opening 80 are arranged, which is illustrated with reference to FIGS. 10 and 11. It can also be seen from FIGS. 8 to 11 that the first passage opening 80 and the bypass passage 48 are arranged at least substantially flush with one another, so that at least substantially covering the second passage opening 84 with the first passage opening 80 and the bypass passage 48 no disturbing edges for the bypass channel 48, the second passage opening 84 and the first passage opening 80 flowing through exhaust gas are given. In addition to the complete fluidic obstruction shown in FIGS. 8 and 9
  • the turbine 10 is in its reed shift operation with the adjustment device 38 in its first axial position.
  • the bypass channel 48 is always fluidly blocked.
  • the tongue shifter operation is associated with a burst turbine operation of the turbine 10 in which the turbine 10 is operable in a burst charge mode.
  • FIG. 12b shows the turbine 10 in its congested turbine operation, in which the turbine 10 is operated in a congestion charging mode and the adjusting device 38 is in its second axial position.
  • the bypass channel 48 is fluidly blocked by the adjusting ring 42 and there is no bypass of the turbine wheel 26th
  • Fig. 12c shows the turbine 10 in its Stauturbinenalaya
  • By-pass channel 48 is partially fluidly released by appropriate adjustment of the adjusting ring 42 by the second passage opening 84 is arranged in an areawise coverage with the first passage opening 80 and the bypass passage 48. It is a larger compared to the fluidic obstruction of the bypass channel 48, but against a complete fluidic release of the
  • By-pass channel 48 smaller flow cross-section A u of the bypass channel 48 set.
  • the turbine 10 is in its congestion turbine mode, in which the adjusting device 38 is set in the second axial position.
  • the bypass channel 48 is now completely fluidly released, so that a maximum adjustable amount of exhaust gas is diverted from the flood 14 and bypasses the turbine 26.
  • FIG. 13 shows a diagram 100, on the abscissa 102 of the Verstellwinkel Scheme ß of the adjusting device 38 and thus the Versperranalysis 40 and the adjusting ring 42 is shown.
  • the Verstellwinkel Scheme ß is on the one hand by a first
  • Rotary position ß min limited which represents an end position of the adjusting device 38 in the Verstellwinkel Scheme ß.
  • the Verstellwinkel Scheme ß limited by a second rotational position ß max which is another end position of the
  • Adjusting device 38 in the Verstellwinkel Colour ß represents.
  • the ordinate 104 of the diagram 100 shows the flow rate characteristic ⁇ of the turbine 10.
  • Can ß within the Verstellwinkel Schemes by shifting of the adjusting device 38 in the axial direction between the first and second position and by rotating the adjustment device 38, a smallest possible flow rate characteristic value ⁇ & min and a maximum flow rate characteristic value ⁇ t> max can be set.
  • Displacement device 38 is moved to the first position and the bypass channel 48 and the bypass channels 48 are fluidly blocked, so there is a shown in the diagram 100 curve 106 of the flow rate characteristic ⁇ .
  • the flow cross-section (neck cross section) of the spiral channels 18, 20, 22, 24 and thus the flow rate characteristic ⁇ increases successively.
  • an increase in the twist angle is accompanied by an increase in the flow rate characteristic ⁇ , wherein the bypass channel 48 is always closed.
  • ß max or this maximum angle of rotation of the adjusting device 38 in fluidly closed
  • By-pass channel 48 the maximum possible narrowest flow cross-section upstream of the turbine wheel 26 is set so that in the first axial position of the
  • Adjusting device 38 is given a relation to the first position maximum throughput ⁇ .
  • the flow rate characteristic ⁇ can be further increased by the tongue slide (the adjusting device 38) axially in the direction of the turbine outlet 86 is moved so that the Versperr stresses 40 are removed from the annular nozzle 60. If the bypass channel 48 or the bypass channels 48 are still fluidically blocked in this state (second axial position of the adjusting device 38), then a larger throughput parameter ⁇ ⁇ ⁇ than the throughput characteristic 0 2 s is shown, with the turbine 10 in its congestion turbine mode , If the rotational position, starting from the maximum rotational position ⁇ max of the adjusting device 38, is reduced again, the bypass channel 48 becomes gradually smaller with successively smaller rotational position or decreasing rotational angle of the adjusting device 38 or the bypass channels 48 are gradually released, so that a larger flow cross-section Au the bypass channels 48 is set.
  • the diagram 100 can be seen particularly well an area 108, in which the
  • Stauturbinen prepare the turbine 10 is present. Furthermore, a further area 110 can be taken from the diagram 100 in which the tongue slide operation or the impact turbine operation of the turbine 0 is present.
  • By-pass channels 48 successively closed and fluidly obstructed and then the adjusting device 38 is displaced in the axial direction in the direction of the bearing housing and reduced by reducing the rotational position or the angle of rotation of the flow rate ⁇ , until finally the smallest possible Naturalsatzkennwert ⁇ at the smallest possible rotational position ß min or the smallest possible angle of rotation is set.
  • This operating strategy allows a particularly large throughput spread coefficient ⁇ t> max / ⁇ t> m> n in the case of an inherently limited adjusting angle range ⁇ or rotational angle range of the adjusting device 38, which is for example a maximum of 60 °.
  • a large throughput spreading coefficient ⁇ bmsx / Q> min would also be achievable by first twisting the obturator 40 in a first direction of rotation and then releasing the nozzle 60 as a result of axial movement Subsequently, the adjustment part 42 as a result of a rotational movement in a second direction of rotation, which, however, corresponds to the first direction of rotation, the bypass passage 48 releases.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Turbine (10) für einen Abgasturbolader, insbesondere einer Verbrennungskraftmaschine, mit zumindest einem einen Aufnahmeraum (28) aufweisenden Turbinengehäuse (12), welches wenigstens einen von Abgas durchströmbaren Spiralkanal (18, 20, 22, 24) umfasst, der einen Strömungsquerschnitt (A) aufweist, über welchen ein zumindest bereichsweise in dem Aufnahmeraum (28) aufgenommenes und um eine Drehachse (30) drehbares Turbinenrad (26) mit dem Abgas beaufschlagbar ist, und mit wenigstens einem zumindest im Wesentlichen in Umfangsrichtung (34) des Aufnahmeraums (28) drehbaren Versperrkörper (40), mittels welchem der Strömungsquerschnitt (A) einstellbar ist, wobei der Versperrkörper (40) zusätzlich in axialer Richtung (36) des Turbinenrads (26) zwischen zumindest einer ersten und einer zweiten Stellungen bewegbar ist, sowie einen Abgasturbolader mit einer solchen Turbine (10).

Description

TURBINE FÜR EINEN ABGASTURBOLADER SOWIE ABGASTURBOLADER
Die Erfindung betrifft eine Turbine für einen Abgasturbolader der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art sowie einen Abgasturbolader mit einer solchen Turbine gemäß Patentanspruch 9.
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.
Aus der DE 10 2008 039 085 A1 ist eine Brennkraftmaschine für ein Kraftfahrzeug bekannt, mit einem Abgasturbolader, welcher einen Verdichter in einem Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine und eine Turbine in einem Abgastrakt der Brennkraftmaschine umfasst. Die Turbine weist ein Turbinengehäuse auf, das einen mit einer Abgasleitung des Abgastrakts gekoppelten Spiralkanal und ein Turbinenrad umfasst, welches innerhalb eines Aufnahmeraums des Turbinengehäuses angeordnet und zum Antreiben eines über eine Welle drehfest mit dem Turbinenrad verbundenen Verdichterrads des Verdichters mit durch den Spiralkanal führbarem Abgas der Brennkraftmaschine beaufschlagbar ist. Die Turbine umfasst eine VerStelleinrichtung, mittels welcher ein
Spiraleneintrittsquerschnitt des Spiralkanals sowie ein Düsenquerschnitt des Spiralkanals zum Aufnahmeraum gemeinsam einstellbar sind.
Um den Kraftstoffverbrauch von Verbrennungskraftmaschinen und damit ihre C02- Emissionen gering zu halten, werden die Verbrennungskraftmaschinen mit
Aufladeeinrichtungen versehen, sodass die Verbrennungskraftmaschinen mit verdichteter Luft versorgbar sind, welche mittels des Abgases der Verbrennungskraftmaschine über einen entsprechenden Abgasturbolader verdichtet wird. So können die
Verbrennungskraftmaschinen nach dem so genannten Downsizing-Prinzip ausgestaltet werden, was bedeutet, dass die Verbrennungskraftmaschinen ein relativ geringes Volumen aufweisen jedoch besonders hohe Leistungen und Drehmomente bereitstellen können. Damit weisen die Verbrennungskraftmaschinen sehr hohe spezifische
Leistungen und Drehmomente auf. Daraus resultiert auch, dass die Anforderungen an die Aufladeeinrichtungen insbesondere hinsichtlich einer Anpassbarkeit der
Aufladeeinrichtungen an unterschiedliche Betriebspunkte stetig steigen, sodass ein effizienter Betrieb der Aufladeeinrichtungen realisierbar ist.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbine für einen Abgasturbolader der eingangs genannten Art derart weiter zu entwickeln sowie einen Abgasturbolader mit einer solchen Turbine bereitzustellen, dass die Turbine effizienter betrieben werden kann.
Diese Aufgabe wird durch eine Turbine für einen Abgasturbolader mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 sowie durch einen Abgasturbolader mit einer solchen Turbine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 9 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit
zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Eine solche Turbine für einen Abgasturbolader, insbesondere für eine
Verbrennungskraftmaschine oder eine Brennstoffzelle, umfasst zumindest ein einen Aufnahmeraum aufweisendes Turbinengehäuse, welches wenigstens einen von Abgas durchströmbaren Spiralkanal umfasst. Der Spiralkanal weist dabei einen
Strömungsquerschnitt auf, über welchen ein zumindest bereichsweise in dem
Aufnahmeraum aufgenommenes und um eine Drehachse drehbares Turbinenrad mit dem Abgas beaufschlagbar ist. Die Turbine umfasst ferner wenigstens einen zumindest im Wesentlichen in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums, insbesondere um die Drehachse des Turbinenrads, drehbaren Versperrkörper, mittels welchem der Strömungsquerschnitt einstellbar ist.
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass der Versperrkörper zusätzlich in axialer Richtung des Turbinenrads zwischen zumindest einer ersten und einer zweiten Stellung bewegbar, insbesondere verschiebbar, ist. Dies bedeutet, dass der Versperrkörper nicht nur relativ zum Turbinengehäuse in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums drehbar, sondern auch relativ zu dem Turbinengehäuse in axialer Richtung des Turbinenrads bewegbar, insbesondere verschiebbar, ist. Dies stellt eine besonders umfangreiche und flexible Verstellbarkeit des Versperrkörpers dar, sodass die Turbine besonders flexibel, bedarfsgerecht und in einem besonders großen Bereich an unterschiedliche Betriebspunkte insbesondere der ihr zugeordneten Verbrennungskraftmaschine angepasst werden kann. Daraus resultiert ein effizienterer Betrieb der
erfindungsgemäßen Turbine zumindest nahezu in dem gesamten Kennfeld der
Verbrennungskraftmaschine, was mit einem reduzierten Kraftstoffverbrauch sowie mit reduzierten C02-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine einhergeht.
Der Versperrkörper ermöglicht es dabei, den insbesondere engsten
Strömungsquerschnitt in Strömungsrichtung des Abgases durch das Turbinengehäuse stromauf des Turbinenrads variabel einstellen zu können, sodass dadurch der so genannte Durchsatzparameter der Turbine sowie ihr Aufstauverhalten eingestellt und an einen vorliegenden Betriebspunkt insbesondere der Verbrennungskraftmaschine angepasst werden kann.
Die erfindungsgemäße Turbine ist somit eine variable Turbine, welche insbesondere infolge der mannigfaltigen Verstellbarkeit des Versperrkörpers sowohl in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums als auch in axialer Richtung des Turbinenrads eine sehr hohe Durchsatzspreizung aufweist, was mit einem effizienteren Betrieb einhergeht. Dabei ist die erfindungsgemäße Turbine bei Verbrennungskraftmaschinen einsetzbar, welche als Ottomotoren, Dieselmotoren, Diesottomotoren oder anderweitige
Verbrennungskraftmaschinen ausgebildet sind. Die erfindungsgemäße Turbine ist insbesondere bei der Anwendung bei Ottomotoren besonders vorteilhaft, da
insbesondere Ottomotoren eine sehr große Durchsatzspreizung der Turbine erfordern, als es beispielsweise bei Dieselmotoren der Fall ist. Die erfindungsgemäße Turbine kann dabei diesen Anforderungen an die Durchsatzspreizung genügen, sodass die Turbine und damit die Verbrennungskraftmaschine besonders effizient zu betreiben sind.
Ferner birgt die erfindungsgemäße Turbine den Vorteil, dass sie eine sehr hohe
Betriebszuverlässigkeit insbesondere hinsichtlich eines Verstellverhaltens des
Versperrkörpers aufweist. Der Versperrkörper stellt dabei eine relativ unkomplexe, einfache und robuste Einstellbarkeit der Turbine bereit, sodass auch bei besonders anspruchsvollen Randbedingungen, beispielsweise bei Ottomotoren, bei welchen
Abgastemperaturen von bis zu 1050°C vorliegen, die Verdrehbarkeit in Umfangsrichtung sowie die axiale Bewegung des Versperrkörpers auch über eine hohe Lebensdauer der Turbine hinweg und bei hohen Belastungen gegeben ist.
Die erfindungsgemäße Turbine weist somit ein besonders vorteilhaftes
thermodynamisches Verhalten sowie einen hohen Durchsatzspreizungskoeffizienten von max / ^min auf, welcher bevorzugt in einem Bereich von einschließlich 4,5 bis
einschließlich 6 liegt. Dabei bezeichnet Omax den durch Drehen und Bewegen des Versperrkörpers maximal einstellbaren Durchsatzparameter der erfindungsgemäßen Turbine, während Omin den durch Drehen und Bewegen des Versperrkörpers minimal einstellbaren Durchsatzparameter der erfindungsgemäßen Turbine bezeichnet.
Darüber hinaus erweist sich die erfindungsgemäße Turbine insofern als äußerst vorteilhaft, als nur eine geringe Zahl an Stellgliedern, welche als Aktoren bezeichnet werden, vorgesehen und vonnöten ist, was den Applikationsaufwand der
erfindungsgemäßen Turbine und damit ihre Kosten gering hält. Ferner weist die Turbine mit dem Versperrkörper einen nur sehr geringen Bauraumaufwand sowie ein geringes Gewicht auf, was dem effizienten Betrieb der Turbine sowie der ihr zugeordneten
Verbrennungskraftmaschine weiterhin zugute kommt.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist der Versperrkörper in axialer Richtung lediglich zwischen der ersten Stellung, in welcher der Versperrköper zumindest bereichsweise in einem Turbinenradeintrittsbereich angeordnet ist, und der zweiten Stellung, in welcher der Versperrkörper gegenüber der ersten Stellung, insbesondere vollständig, aus dem Turbinenradeintrittsbereich entfernt ist, bewegbar. Dies bedeutet, dass in der ersten Stellung der insbesondere engste Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads mittels des Versperrköpers einstellbar ist, wobei der insbesondere engste Strömungsquerschnitt beispielsweise bereichsweise von einer relativ zum
Turbinengehäuse festen Wandung des Spiralkanals und bereichsweise von dem relativ zum Turbinengehäuse bewegbaren (drehbaren und axialer Richtung bewegbaren) Versperrkörper gebildet bzw. begrenzt ist. In der ersten Stellung kann dann durch Drehen des Versperrkörpers der insbesondere engste Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads variabel eingestellt werden, um so die erfindungsgemäße Turbine besonders bedarfsgerecht und flexibel an unterschiedliche Betriebspunkte der
Verbrennungskraftmaschine anpassen zu können.
In der zweiten Stellung ist der Versperrkörper insbesondere vollständig aus dem
Turbinenradeintrittsbereich entfernt, sodass der insbesondere engste
Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads insbesondere ausschließlich von relativ zum Turbinengehäuse festen Wandungen des Spiralkanals gebildet bzw. begrenzt ist. Dadurch kann eine besonders hohe Durchsatzspreizung der erfindungsgemäßen Turbine mit einem sehr großen maximal einstellbaren Durchsatzparameter (Omax) sowie mit einem demgegenüber besonders geringen kleinsten Durchsatzparameter ( min) realisiert werden in Kombination mit einer Beeinflussung einer vorteilhaften und passenden
Wirkungscharakteristik, insbesondere bei herkömmlichen Verstellwegen des
entsprechenden Stellglieds, für den Bedarf der Verbrennungskraftmaschine. Bei dieselmotorischen Anwendungen lässt sich somit ein Durchsatzspreizungskoeffizient von zumindest im Wesentlichen 4 realisieren. Für ottomotorische Anwendungen ist dabei ein Durchsatzspreizungskoeffizient von mindestens 5 realisierbar, infolge der geschilderten Bewegbarkeit des Versperrkörpers. So kann die erfindungsgemäße Turbine auch bei sehr hohen Abgasmassenströmen, wie sie insbesondere bei Ottomotoren vorkommen, eingesetzt werden, und einen effizienten und energieverbrauchsarmen Betrieb
gewährleisten.
Dies ist dabei auf besonders einfache und kostengünstige Art und Weise realisiert, da der Versperrkörper lediglich, das bedeutet ausschließlich, zwischen der ersten und der zweiten Stellung in axialer Richtung bewegbar ist. Dies hält den Steuerungs- bzw.
Regelungsaufwand und damit den Applikationsaufwand der erfindungsgemäßen Turbine gering, was mit geringen Kosten einhergeht.
In der ersten Stellung des Versperrkörpers ist dabei ein so genannter
Zungenschieberbetrieb der erfindungsgemäßen Turbine durchführbar. In der ersten Stellung des Versperrkörpers, welcher beispielsweise als tragflächenförmige Zunge ausgebildet ist, kann durch Verdrehen des Versperrkörpers der Strömungsquerschnitt des Spiralkanals bedarfsgerecht eingestellt und auf den vorliegenden Betriebspunkt sowie einen Ladedruckbedarf der Verbrennungskraftmaschine eingestellt werden.
Weist die Turbine zumindest zwei Fluten auf, welche zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennt sind und über welche das Abgas zum Turbinenrad führbar ist, so ist in dem Zungenschieberbetrieb eine Flutentrennung bis nahezu bis zum Turbinenrad gegeben.
In der zweiten Stellung ist der Versperrkörper beispielsweise aus einer Düse, über welche das Abgas das Turbinenrad im Wesentlichen in radialer Richtung desselbigen anströmt, entfernt, sodass der Versperrkörper nicht und im Gegensatz zur ersten Stellung nicht mehr von dem Abgas angeströmt und umströmt wird. Bei der Düse handelt es sich beispielsweise um einen ringförmigen Zuströmkanal stromauf des Turbinenrads. Dadurch ist der Strömungsquerschnitt gegenüber der ersten Stellung noch größer eingestellt bzw. noch größer einstellbar. Weist die Turbine, wie bereits geschildert, wenigstens die zwei Fluten auf, so kann in der zweiten Stellung eine fluidische Verbindung der einzelnen Fluten stromauf des Turbinenrads gegeben sein. Aufgrund dieser Verbindung der Fluten kann ein Stauaufladebetrieb der Turbine eingestellt sein, sodass das Abgas stromauf des Turbinenrads und infolge der Verbindung der Fluten zunächst aufgestaut bzw. gesammelt wird und erst dann das Turbinenrad zum Antreiben desselbigen anströmt.
An dieser Stelle sei angemerkt, dass das Turbinengehäuse eine Mehrzahl von
Spiralkanälen mit einem jeweiligen Strömungsquerschnitt aufweisen kann, wobei in vorteilhafter Weise jedem der Strömungsquerschnitte zumindest ein Versperrkörper zugeordnet ist, mittels welchem in der ersten Stellung der jeweilige Strömungsquerschnitt variabel einstellbar ist, indem der entsprechende Versperrkörper in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums des Turbinenrads, und insbesondere um die Drehachse desselbigen, verdreht wird.
Dabei kann vorgesehen sein, dass die Turbine zwei Fluten umfasst, wobei einer Flut wenigstens zwei Spiralkanäle als Teilfluten zugeordnet sind. Dies bedeutet, dass dann diese Flut mit den zwei Spiralkanälen fluidisch verbunden ist, sodass das Abgas aus der Flut in die zwei Spiralkanäle einströmen kann, wodurch die Flut stromauf des
Turbinenrads in die zwei Spiralkanäle aufgeteilt ist.
Die Spiralkanäle werden auch als Segmente bezeichnet, da durch sie ermöglicht ist, das Turbinenrad in Umfangsrichtung des Turbinenrads über dessen Umfang über durch die Spiralkanäle bereitgestellte einzelne Segmente anzuströmen. Umfasst die Turbine mehrere Spiralkanäle, d.h. Segmente, so ist dadurch eine Mehrsegmentturbine geschaffen, welche ein besonders vorteilhaftes Anströmen des Turbinenrads sowie eine besonders vorteilhafte Aufladung der Verbrennungskraftmaschine ermöglicht.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist der Versperrkörper mit einem mit dem Versperrkörper bewegbaren Verstellteil, insbesondere einem Verstellring, verbunden, über welches der Versperrkörper in Umfangsrichtung drehbar und in axialer Richtung bewegbar ist. Dabei ist mittels des Verstellteils in einer der Stellungen, insbesondere in der ersten Stellung, ein Umgehungskanal der Turbine, über welchen das Turbinenrad von Abgas umgehbar ist, insbesondere stets, fluidisch versperrt. Ferner ist mittels des Verstellteils in der anderen der Stellungen, insbesondere in der zweiten Stellung, ein Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals zumindest bereichsweise fluidisch freigebbar. Mit anderen Worten ist der Strömungsquerschnitt in der ersten Stellung fluidisch versperrt, sodass der Umgehungskanal nicht von Abgas durchströmt und somit nicht das Turbinenrad von Abgas, ohne das Turbinenrad anzutreiben, umgangen werden kann.
In der zweiten Stellung, in welcher der zumindest eine Versperrkörper aus der Düse insbesondere vollständig entfernt ist, ist der Strömungsquerschnitt zumindest
bereichsweise freigegeben bzw. freigebbar, sodass es in der zweiten Stellung möglich ist, dass Abgas den Umgehungskanal durchströmt und somit dieses Abgas das Turbinenrad, ohne dieses anzutreiben, umgeht. Dadurch ist eine so genannte Bypassierung des Turbinenrads realisiert, wodurch ein besonders großer Durchsatzparameter einstellbar ist. Dies geht einher mit der Darstellung einer besonders hohen Durchsatzspreizung der erfindungsgemäßen Turbine, welches beispielsweise als Radialturbine ausgebildet ist, sodass diese zumindest nahezu in dem gesamten Kennfeld der
Verbrennungskraftmaschine bedarfsgerecht an Betriebspunkte der
Verbrennungskraftmaschine anpassbar ist. Dabei kann vorgesehen sein, dass die
Turbine auch wenigstens zwei oder mehr Umgehungskanäle aufweist, welche in der ersten Stellung fluidisch versperrt und in der zweiten Stellung zumindest bereichsweise fluidisch freigegeben bzw. fluidisch freigebbar sind.
Zum fluidischen Versperren oder fluidischen Freigeben des zumindest einen
Umgehungskanals bzw. dessen Strömungsquerschnitts kann vorgesehen sein, dass das Verstellteil, insbesondere der Verstellring, eine Durchtrittsöffnung aufweist, welche von Wandungen des Verstellteils begrenzt ist. In der ersten Stellung ist der
Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals von den Wandungen des Verstellteils insbesondere vollständig abgedeckt und dadurch fluidisch versperrt. Zum Freigeben des Strömungsquerschnitts bzw. des Umgehungskanals in der zweiten Stellung kann die Durchtrittsöffnung des Verstellteils in zumindest bereichsweise Überdeckung mit dem Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals und damit mit dem Umgehungskanal bewegt werden, sodass das Abgas den Umgehungskanal sowie das Verstellteil über dessen Durchtrittsöffnung durchströmen kann.
Bei dieser Umgehung des Turbinenrads wird beispielsweise Abgas aus dem Spiralkanal abgezweigt und stromab des Turbinenrads einem stromab des Turbinenrades im
Turbinengehäuse positionierten Turbinenradaustrittsbereich oder Turbinenaustrittsbereich zugeführt. Dazu weist der Umgehungskanal beispielsweise einen Eintrittsquerschnitt auf, über welchen er in den Spiralkanal mündet. Ferner kann vorgesehen sein, dass der Umgehungskanal einen Austrittsquerschnitt aufweist, über welchen er in dem
Turbinenaustrittsbereich zumindest bereichsweise stromab des Turbinenrads mündet. Dabei kann das Abgas aus dem Spiralkanal über den Eintrittsquerschnitt in den
Umgehungskanal einströmen und über den Austrittsquerschnitt aus diesem ausströmen.
Das Verstellteil, insbesondere der Verstellring, ist zumindest bereichsweise, insbesondere vollständig, in dem Turbinengehäuse relativ zu diesem bewegbar aufgenommen, wobei es zum Bewegen des Versperrkörpers zwischen der ersten und der zweiten Stellung wie der Versperrkörper in axialer Richtung des Turbinenrads mit dem Versperrkörper mit bewegbar ist. Zum Drehen des Versperrkörpers ist das Verstellteil in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums, insbesondere um die Drehachse des Turbinenrads, drehbar. Dazu wirkt das Verstellteil beispielsweise mit einem Stellglied, insbesondere einem Motor, zusammen, welcher das Verstellteil drehen kann. Die Drehung des Verstellteils bewirkt dabei infolge der Verbindung mit dem Versperrkörper die entsprechende Drehung des Versperrkörpers. Dies ist insbesondere dann von Vorteil, wenn die erfindungsgemäße Turbine eine Mehrzahl von Versperrkörpern umfasst, welche dann bevorzugt mit dem Verstellteil verbunden und über das Verstellteil bewegbar, d.h. sowohl in Umfangsrichtung drehbar als auch in axialer Richtung bewegbar, sind. So muss lediglich das Verstellteil mit dem Stellglied zusammenwirken und lediglich das Verstellteil bewegt werden, was eine Bewegung aller Versperrkörper mit dem Verstellteil mit bewirkt.
Bevorzugt ist der Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals in der anderen der Stellungen, insbesondere in der zweiten Stellung, mittels des Verstellteils einstellbar. Wird das Verstellteil beispielsweise gedreht, so kann durch Drehen des Verstellteils der Strömungsquerschnitt variabel eingestellt werden. Dabei kann vorgesehen sein, dass das Verstellteil (und damit die Versperrkörper) in der anderen der Stellungen, insbesondere in der zweiten Stellung, zwischen einer ersten als Endstellung eines Verstellwinkelbereichs des Verstellteils ausgebildeten Drehstellung desselbigen und einer weiteren als weitere Endstellung des Verstellwinkelbereichs ausgebildeten Drehstellung bewegt, insbesondere verdreht, werden kann. In einer dieser Drehstellungen befindet sich dabei die
Durchtrittsöffnung des Verstellteils in zumindest bereichsweiser Überdeckung mit dem Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals, sodass der Umgehungskanal von Abgas unter Umgehung des Turbinenrads durchströmt werden kann. In der weiteren
Drehstellung ist der Strömungsquerschnitt demgegenüber verengt, insbesondere fluidisch versperrt, sodass ein geringer Volumenstrom bzw. Massenstrom des Abgases bzw. kein Abgas mehr den Umgehungskanal durchströmen kann. In der ersten Drehstellung kann dabei vorgesehen sein, dass der Strömungsquerschnitt vollständig freigegeben ist, sodass der Strömungsquerschnitt bzw. der Umgehungskanal durch das Verstellteil keine Drosselung erfährt und eine besonders große Menge an Abgas den Umgehungskanal durchströmen kann.
Bevorzugt ist das Verstellteil zum Einstellen des Strömungsquerschnitts des
Umgehungskanals auch in zumindest eine Zwischenstellung zwischen als Endstellungen ausgebildeten Drehstellungen drehbar, sodass der Strömungsquerschnitt des
Umgehungskanals besonders bedarfsgerecht eingestellt werden kann. Besonders vorteilhaft kann der Strömungsquerschnitt zumindest nahezu stufenlos und/oder zumindest nahezu kontinuierlich zwischen den Endstellungen in dem
Verstellwinkelbereich des Verstellteils eingestellt werden, sodass durch Drehen des Verstellteils in eine Drehrichtung der Strömungsquerschnitt, beispielsweise ausgehend von einem vollständigen fluidischen Versperren des Strömungsquerschnitts, sukzessive freigegeben und somit der Strömungsquerschnitt sukzessive vergrößert wird, bis dieser beispielsweise maximal und insbesondere vollständig freigegeben ist. Wird das
Verstellteil beispielsweise in eine zweite, dieser Drehrichtung entgegengesetzte,
Drehrichtung gedreht, so wird der Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals, ausgehend von einem insbesondere vollständigen Freigeben des Strömungsquerschnitts, sukzessive verengt und damit verringert, bis der Strömungsquerschnitt beispielsweise fluidisch vollständig versperrt ist, sodass kein Abgas (mehr) den Umgehungskanal durchströmen kann.
Diese Einstellbarkeit des Umgehungskanals birgt eine weitere Einstellbarkeit der Turbine zur bedarfsgerechten Einstellung ihres Durchsatzparameters, was dem effizienten Betrieb der erfindungsgemäßen Turbine und damit dem kraftstoff- und C02-emissionsarmen Betrieb der Verbrennungskraftmaschine besonders zugute kommt.
Wird das Verstellteil in der zweiten Stellung, in welcher der Versperrkörper aus dem Turbinenradeintrittsbereich entfernt ist, gedreht, so geht damit eine Drehung des
Versperrkörpers einher. Da dieser jedoch aus dem Turbinenradeintrittsbereich entfernt ist, bewirkt das Drehen des Verstellteils keine Verstellung des insbesondere engsten Strömungsquerschnitts des Spiralkanals stromauf des Turbinenrads.
Besonders vorteilhaft zur Erzielung eines kleinen Verstellwinkelbereichs ist der
Umgehungskanal durch Verdrehen des Verstellteils in eine erste Drehrichtung fluidisch versperrbar oder freigebbar, wobei die erste Drehrichtung des Verstellteils einer zweiten Drehrichtung einer anschließenden beziehunsgweise vorangegangenen Bewegung des Versperrkörpers entgegengesetzt ist. Das heißt, dass beispielweise zur Öffnung des Umgehungskanals ausgehend von einem durch das Verstellteil versperrten
Umgehungskanal und einem in der Düse positionierten Versperrkörper zuerst der Versperrkörper in eine erste Drehrichtung maximal verdreht wird. Daran anschließend wird der Versperrkörper axial verschoben, so dass die Düse vollständig geöffnet ist. An diesen Vorgang schließt sich eine Verdrehung des Verstellteils in eine zweite
Drehrichtung an und zwar ist dabei die zweite Drehrichtung der ersten Drehrichtung entgegengesetzt, so dass zur Erzielung eines großen Durchsatzspreizungskoeffizienten ein kleiner Verstellwinkelbereich ausreichend ist. Dies ermöglicht geringe Verstellwege, welche wiederum einen geringeren Verschleiß zur Folge haben.
Bezogen auf den oben genannten Zungenschieberbetrieb der erfindungsgemäßen Turbine kann vorgesehen sein, dass der Umgehungskanal, welcher ein so genanntes Wastegate der Turbine darstellt, fluidisch versperrt ist. In dem Stauaufladebetrieb kann dabei vorgesehen sein, dass der Umgehungskanal zunächst fluidisch versperrt ist. Wird dann das Verstellteil entsprechend gedreht und der Strömungsquerschnitt fluidisch freigegeben, so erfolgt in dem Stauaufladebetrieb, welcher auch als Stauturbinenbetrieb bezeichnet wird, eine Umgehung (eine Bypassierung) des Turbinenrads, sodass der Durchsatzparameter durch sukzessives Freigeben des Strömungsquerschnitts des Umgehungskanals sukzessive erhöht und dadurch ein besonders großer maximaler Durchtrittsparameter eingestellt werden kann. Dies geht mit einem besonders großen Durchsatzspreizungsquotienten einher.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist ein Aufnahmeteil, insbesondere eine Matrize, vorgesehen, in welchem der Versperrkörper zumindest in einer der Stellungen, insbesondere in der zweiten Stellung, zumindest bereichsweise aufgenommen ist, wobei das Aufnahmeteil, insbesondere die Matrize, in axialer Richtung fest und in Umfangsrichtung des Aufnahmeraums drehbar ist. Zum einen ermöglicht es die Matrize, den Versperrkörper in der zweiten Stellung aufzunehmen und dadurch Wirbelbildungen oder dergleichen Strömungsverluste zu minimieren oder zu vermeiden, sodass das Abgas das Turbinenrad beispielsweise über die Düse besonders
strömungsgünstig anströmen kann. Darüber hinaus ermöglicht es die Matrize bzw. das Aufnahmeteil das Drehen des Versperrkörpers insbesondere in der zweiten Stellung und damit das Drehen des Verstellteils, sodass der Strömungsquerschnitt des
Umgehungskanals variabel eingestellt werden kann. In axialer Richtung ist das
Aufnahmeteil fest, sodass sich der Versperrkörper bei einer Bewegung von der ersten in die zweite Stellung relativ zu der Matrize bewegt. Dabei ist beispielsweise durch eine Wandung, welche zumindest im Wesentlichen radial zum Turbinenrad verläuft, die Düse bzw. ein Zuführungskanal, über welchen das Abgas dem Turbinenrad zugeführt wird, bereichsweise begrenzt. Ferner kann die Düse bzw. der Zuführkanal zumindest bereichsweise von einer zumindest im Wesentlichen radial verlaufenden Wandung des Versperrkörpers begrenzt sein, sodass es im
Turbinenradeintrittsbereich nicht zu einer unerwünschten Wirbelbildung oder
anderweitigen Strömungsverlusten kommt und das Turbinenrad insbesondere in der zweiten Stellung des Versperrkörpers strömungsgünstig angeströmt werden kann.
Dadurch sind auch Leckage-Strömungen des Abgases vermieden.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung weist die Turbine zumindest zwei Fluten auf, welche zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennt sind und über welche das Turbinenrad mit Abgas beaufschlagbar ist. Die Turbine ist dabei in einer der Stellungen, insbesondere in der ersten Stellung, in einem Stoßaufladebetrieb, der auch als Stoßturbinenbetrieb bezeichnet wird, betreibbar, sodass eine Stoßaufladung der Verbrennungskraftmaschine ermöglicht ist. In der anderen der Stellungen, insbesondere in der zweiten Stellung, ist die Turbine in einem
Stauturbinenbetrieb betreibbar, sodass eine Stauaufladung der
Verbrennungskraftmaschine ermöglicht ist. In der einen der Stellungen, insbesondere in der ersten Stellung, sind die Fluten bis kurz, insbesondere unmittelbar, stromauf des Turbinenrads fluidisch voneinander getrennt, sodass dadurch der Stoßturbinenbetrieb gegeben ist. Wird der Versperrkörper in die andere der Stellungen, insbesondere in die zweite Stellung, in axialer Richtung bewegt, so sind die Fluten stromauf des Turbinenrads fluidisch miteinander verbunden, sodass dadurch sozusagen ein Sammeiraum gebildet ist, in welchem das Abgas stromauf des Turbinenrads zunächst gesammelt und aufgestaut wird und erst anschließend das Turbinenrad anströmt. Dabei kann Abgas aus einer der Fluten bzw. aus entsprechenden Segmenten dieser Flut in die zweite Flut bzw. in entsprechende Segmente der zweiten Flut überströmen. Die erfindungsgemäße Turbine weist dadurch eine besonders hohe Flexibilität hinsichtlich der Anpassbarkeit an unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine, um dadurch einen effizienten, kraftstoffverbrauchsarmen und C02-emissionsarmen Betrieb zu realisieren.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform ist vorgesehen, dass im
Stoßturbinenbetrieb durch eine Drehung des Versperrkörpers in eine Drehrichtung ein mit der Drehung ansteigender Durchsatzparameter der Turbine einstellbar ist, wobei im Stauturbinenbetrieb durch die Drehung des Versperrkörpers in diese Drehrichtung ein mit der Drehung sinkender Durchsatzparameter der Turbine einstellbar ist. Befindet sich der Versperrkörper beispielsweise in der ersten Stellung und wird der Versperrkörper in diese Drehrichtung gedreht, so wird dadurch beispielsweise der Strömungsquerschnitt des Spiralkanals sukzessive freigegeben, sodass der
Durchsatzparameter der Turbine sukzessive ansteigt.
Befindet sich der Versperrkörper in der zweiten Stellung und wird der Versperrkörper und damit das Verstellteil in diese Drehrichtung gedreht, so wird beispielsweise dadurch der Strömungsquerschnitt des Umgehungskanals ausgehend von einem fluidischen
Freigeben desselben sukzessive verkleinert, sodass mit der Drehung in diese
Drehrichtung der Durchsatzparameter der erfindungsgemäßen Turbine abgesenkt wird, da sukzessive ein geringerer assenstrom bzw. Volumenstrom des Abgases den Umgehungskanal durchströmen kann, bis der Umgehungskanal beispielsweise vollständig fluidisch versperrt wird. Umgekehrt ausgedrückt bedeutet dies, dass in der zweiten Stellung des Versperrkörpers ein Drehen des Versperrkörpers und damit des Verstellteils in eine der oben genannten Drehrichtung entgegengesetzte Drehrichtung ebenso zu einem mit der Drehung ansteigenden Durchsatzparameter der Turbine führt, da beim Drehen des Versperrkörpers und des Verstellteils in diese weitere, der ersten Drehrichtung entgegengesetzte Drehrichtung der Strömungsquerschnitt des
Umgehungskanals sukzessive freigegeben wird und somit ein sukzessive größerer Massenstrom bzw. Volumenstrom des Abgases den Umgehungskanal durchströmen kann, was zu einem sukzessive größer werdenden Durchsatzparameter der
erfindungsgemäßen Turbine führt. Dadurch ist die Turbine besonders vorteilhaft einstellbar und an unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine anpassbar.
Der Umgehungskanal ist dabei bevorzugt zumindest bereichsweise, insbesondere vollständig, in das Turbinengehäuse integriert. Dies bedeutet, dass der Umgehungskanal zumindest bereichsweise, insbesondere vollständig, innerhalb des Turbinengehäuses verläuft und durch entsprechende Wandungen desselben begrenzt wird.
Der zweite Aspekt der Erfindung betrifft einen Abgasturbolader, insbesondere für eine Verbrennungskraftmaschine oder für eine Brennstoffzelle, mit einer erfindungsgemäßen Turbine. Vorteilhafte Ausgestaltungen des ersten Aspekts der Erfindung sind als vorteilhafte Ausgestaltungen des zweiten Aspekts der Erfindung anzusehen und umgekehrt. Zum Bewegen des Versperrkörpers und damit des Verstellteils von der ersten in die zweite Stellung kann dabei vorgesehen sein, dass der Versperrkörper und das Verstellteil in Richtung eines Turbinenaustritts der Turbine in axialer Richtung des Turbinenrads bewegt, insbesondere verschoben, werden. Dementsprechend werden der Versperrkörper und das Verstellteil beim Bewegen von der zweiten Stellung in die erste Stellung in eine dem entgegengesetzte Richtung bewegt, insbesondere verschoben, wobei diese Richtung beispielsweise in Richtung eines Lagergehäuses des
Abgasturboladers weist, in welchem eine Welle des Abgasturboladers drehbar gelagert ist.
Diese Welle ist dabei einerseits drehfest mit dem Turbinenrad und andererseits drehfest mit einem Verdichterrad eines Verdichters des Abgasturboladers verbunden, sodass das Verdichterrad und damit der Verdichter über die Welle von dem Turbinenrad infolge des Beaufschlagens dieses mit dem Abgas angetrieben werden kann. Dadurch ist es ermöglicht, die im Abgas der Verbrennungskraftmaschine bzw. der Brennstoffzelle enthaltene Energie zu nutzen, um der Verbrennungskraftmaschine bzw. der
Brennstoffzelle zuzuführende Luft effizient zu verdichten, sodass besonders hohe spezifische Leistungen und Drehmomente der Verbrennungskraftmaschine bzw. der Brennstoffzelle darstellbar sind.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels sowie anhand der Zeichnung. 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. Dabei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Querschnittsansicht einer erfindungsgemäßen Turbine eines Abgasturboladers für eine Verbrennungskraftmaschine, welche eine VerStelleinrichtung umfasst, die zumindest teilweise in Umfangsrichtung eines Turbinenrads der Turbine um eine Drehachse desselbigen verdrehbar sowie in axialer Richtung des Turbinenrad ausschließlich zwischen zwei Stellungen verschiebbar ist, wobei sich die Versteileinrichtung in einer ersten der Stellungen befindet,
Fig. 2 eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß Fig. 1 , wobei sich die Versteileinrichtung in der zweiten der Stellungen befindet, eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß den Fig. 1 und 2, wobei Umgehungskanäle der Turbine fluidisch freigegeben sind, sodass das Turbinenrad mit Abgas, ohne das Turbinenrad anzutreiben, umgangen werden kann, ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht einer weiteren Ausführungsform der Turbine gemäß den Fig. 1 bis 3, wobei sich die
Versteileinrichtung in der ersten Stellung befindet, ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine gemäß Fig. 4, wobei sich die Versteileinrichtung in der zweiten Stellung befindet, ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine gemäß den Fig. 4 und 5, wobei sich die Versteileinrichtung in der ersten Stellung befindet, ausschnittsweise eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß Fig. 6 entlang einer Schnittlinie A-A in der Fig. 6, ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine gemäß den Fig. 4 bis 7, wobei sich die Versteileinrichtung in der zweiten Stellung befindet und wobei ein Umgehungskanal der Turbine fluidisch versperrt ist, ausschnittsweise eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß Fig. 8 entlang einer Schnittlinie A-A in der Fig. 8; ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine gemäß den Fig. 4 bis 9, wobei sich die VerStelleinrichtung in der zweiten Stellung befindet und wobei der Umgehungskanal fluidisch freigegeben ist; ausschnittsweise eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß Fig. 10 entlang einer Schnittlinie A-A in der Fig. 10; Fig. 12a-d jeweils ausschnittsweise eine schematische Querschnittsansicht der Turbine gemäß den Fig. 4 bis 11 , wobei sich die Versteileinrichtung in der zweiten Stellung befindet und wobei in den Fig. 12a-d jeweils eine unterschiedliche Drehstellung der VerStelleinrichtung in der zweiten Stellung dargestellt ist; und
Fig. 13 jeweils einen Verlauf eines Durchsatzkennwerts der Turbine gemäß den Fig.
1 bis 12 über einem Verdrehwinkel des Zungenschiebers in der ersten Stellung und in der zweiten Stellung der Versteileinrichtung.
Die Fig. 1 zeigt eine Turbine 10 für einen Abgasturbolader einer
Verbrennungskraftmaschine, welche beispielsweise als Hubkolbenmaschine und beispielsweise als Ottomotor ausgebildet ist. Die Turbine 10 umfasst ein
Turbinengehäuse 12, welches eine erste Flut 16 und eine zweite Flut 14 aufweist. Die erste Flut 16 und die zweite Flut 14 sind dabei von Abgas der
Verbrennungskraftmaschine durchströmbar. Weist die Verbrennungskraftmaschine beispielsweise vier Zylinder auf, in welchen Verbrennungsvorgänge ablaufen, so ist ein Abgas zweier der Zylinder, beispielweise des ersten und des vierten Zylinders, der ersten Flut 16 zugeordnet und durchströmt diese erste Flut 16, während Abgas der anderen der Zylinder, beispielsweise des zweiten und des dritten Zylinders, der zweiten Flut 14 zugeordnet ist und die zweite Flut 14 durchströmt. Das Turbinengehäuse 12 weist ferner vier Spiralkanäle, einen ersten Spiralkanal 18, einen zweiten Spiralkanal 20, einen dritten Spiralkanal 22 und einen vierten Spiralkanal 24 auf, über welche ein Turbinenrad 26, welches in einem durch das Turbinengehäuse 12 gebildeten Aufnahmeraum 28 aufgenommen und um eine Drehachse 30 drehbar ist, mit Abgas beaufschlagbar ist. Dazu sind der erste Spiralkanal 18 und der zweite Spiralkanal 20 einerseits mit der ersten Flut 16 fluidisch verbunden, sodass das die erste Flut 16 durchströmende Abgas in den ersten Spiralkanal 18 und den zweiten Spiralkanal 20 überströmen kann. Mit anderen Worten ist die erste Flut 16 stromab eines Eintrittsquerschnitts AE1 der ersten Flut 16 und stromauf des Turbinenrads 26 in den ersten Spiralkanal 18 und den zweiten Spiralkanal 20 aufgeteilt, sodass die erste Flut 16 stromauf des ersten Spiralkanals 18 und des zweiten Spiralkanals 20 als Zuführ- und Sammelkanal für den ersten Spiralkanal 18 und den zweiten Spiralkanal 20 fungiert. Andererseits münden der erste Spiralkanal 18 und der zweite Spiralkanal 20 in den Aufnahmeraum 28, sodass das Abgas von dem ersten Spiralkanal 18 und dem zweiten Spiralkanal 20 in den Aufnahmeraum 28 ein- und das Turbinenrad zumindest im Wesentlichen in radialer Richtung (Richtungspfeil 32) im drehenden Relativsystem anströmen kann. Bei der Turbine 10 handelt es sich somit um eine Radialturbine.
Analoges gilt für die zweite Flut 14 und den dritten Spiralkanal 22 bzw. vierten Spiralkanal 24. Einerseits sind der dritte Spiralkanal 22 und der vierte Spiralkanal 24 fluidisch mit der zweiten Flut 14 verbunden, sodass die Flut stromab eines Eintrittsquerschnitts AE2 und stromauf des Turbinenrads 26 in den dritten Spiralkanal 22 und den vierten Spiralkanal 24 aufgeteilt ist. Somit fungiert auch die zweite Flut 14 stromauf des dritten Spiralkanals 22 und des vierten Spiralkanals 24 als Zuführ- und Sammelkanal für diese beiden
Spiralkanäle. Andererseits münden der dritte Spiralkanal 22 und der vierte Spiralkanal 24 in den Aufnahmeraum 28 und sind somit mit diesem fluidisch verbunden, sodass das die zweite Flut 14 und den dritten Spiralkanal 22 bzw. den vierten Spiralkanal 24
durchströmende Abgas in den Aufnahmeraum 28 einströmen und so das Turbinenrad 26 zumindest im Wesentlichen im drehenden Relativsystem in radialer Richtung anströmen und antreiben kann.
Wie der Fig. 1 zu entnehmen ist, sind Austrittsquerschnitte A der Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 in Umfangsrichtung des Turbinenrads 26 über dem Umfang des Turbinenrads 26, durch einen Richtungspfeil 34 angedeutet, gleichmäßig verteilt hintereinander
angeordnet. In axialer Richtung des Turbinenrads 26, welche durch einen Richtungspfeil 36 angedeutet ist, sind die Austrittsquerschnitte A auf einer gemeinsamen Höhe angeordnet.
Um die Turbine 10, insbesondere vor dem Hintergrund eines ausgeprägten
Instationärverhaltens des Ottomotors, bedarfsgerecht und flexibel an unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine anpassen zu können und um somit zumindest nahezu stets in dem gesamten Kennfeld der Verbrennungskraftmaschine effizient betrieben werden zu können, umfasst die Turbine 10 eine Versteileinrichtung 38, welche als Zungenschieber ausgebildet ist. Die VerStelleinrichtung 38 umfasst
tragflächenförmige und als Zungen bezeichnete Versperrkörper 40, wobei jeweils ein Versperrkörper 40 einem der Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 bzw. einem Austrittsquerschnitt A zugeordnet ist.
Die Versperrkörper 40 sind mit einem in der Fig. 1 nicht dargestellten Verstellring 42 (in Fig. 4 dargestellt) fest verbunden. Ferner sind die Versperrkörper 40 und der Verstellring 42 in Umfangsrichtung des Turbinenrads 26 (Richtungspfeil 34) um die Drehachse 30 des Turbinenrads 26 drehbar. Durch Verdrehen der Versperrkörper 40 über den Verstellring 42, der mit den Versperrkörpern 40 mit drehbar ist, kann ein engster Strömungsquerschnitt in Strömungsrichtung des Abgases durch die Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 stromauf des Turbinenrads 26 variabel eingestellt werden, da die
VerStelleinrichtung 38 bzw. der Verstellring 42 und die Versperrkörper 40 beispielweise in einem Verstellwinkelbereich von zumindest im Wesentlichen 60° zumindest im
Wesentlichen kontinuierlich und stufenlos verdrehbar sind.
In der Fig. 1 befinden sich die Versperrkörper 40 in einer als erste Endstellung
ausgebildeten Drehstellung des Verstellwinkelbereichs, in welcher ein minimal
einstellbarer Strömungsquerschnitt Amin der Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 eingestellt ist. Werden die Versperrkörper 40 und der Verstellring 42 ausgehend von dieser ersten Endstellung in Umfangsrichtung in Richtung eines Richtungspfeils 44 sukzessive gedreht, so geht damit eine sukzessive Vergrößerung des engsten Strömungsquerschnitts stromauf des Turbinenrads 26 der Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 einher.
Diese Einstellung des engsten Strömungsquerschnitts ist dabei in einer bezogen auf die axiale Richtung des Turbinenrads 26 ersten Stellung der Versteileinrichtung 38 möglich. In dieser ersten Stellung der Versteileinrichtung 38 ist der engste Strömungsquerschnitt einerseits durch relativ zum Turbinengehäuse 12 feste und die Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 zumindest bereichsweise begrenzende Wandungen 46 und bereichsweise durch die Versperrkörper 40 begrenzt. Dabei werden in der ersten axialen Stellung der
Versteileinrichtung 38 die Versperrkörper 40 von dem die Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 durchströmenden Abgas angeströmt und umströmt.
Die Turbine 10 umfasst ferner Umgehungskanäle 48, welche an Abzweigstellen 50 fluidisch mit der zweiten Flut 14 und der ersten Flut 16 verbunden sind. An den
Abzweigstellen 50 kann Abgas aus den Fluten 14, 16 in die Umgehungskanäle 48 einströmen, wodurch Abgas aus den Fluten 14, 16 stromauf des Turbinenrads 26 abgezweigt wird. Die Umgehungskanäle 48 ermöglichen es, dass Abgas das Turbinenrad 26, ohne dieses zu beaufschlagen und anzutreiben, umgehen kann. Dazu münden die Umgehungskanäle 48 an Einleitstellen 52 (Fig. 4) in einem Turbinenradaustrittsbereich 54 (Fig. 4) stromab des Turbinenrads 26.
In den Umgehungskanälen 48 sind Ventileinrichtungen 56 angeordnet, mittels welchen ein Strömungsquerschnitt Au der Umgehungskanäle 48 variabel einstellbar ist. Die Ventileinrichtungen 56 können dabei die Strömungsquerschnitte Au fluidisch versperren, sodass kein Abgas die Umgehungskanäle 48 durchströmen kann. Ebenso ermöglichen es die Ventileinrichtungen 56, die Strömungsquerschnitte Au zumindest bereichsweise fluidisch freizugeben, sodass Abgas die Umgehungskanäle 48 durchströmen und somit das Turbinenrad 26 umgehen kann. Wie der Fig. 1 zu entnehmen ist, befinden sich die Ventileinrichtungen 56 in einer die Umgehungskanäle 48, welche auch als Bypass-Kanäle bezeichnet werden, versperrenden Stellung, sodass kein Abgas die Umgehungskanäle 48 durchströmen kann.
In der ersten Stellung der Versteileinrichtung 38, in welcher der engste
Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads 26 variabel mittels der Versperrkörper 40 einstellbar ist, ist ein so genannter Zungenschieberbetrieb der Turbine 10 dargestellt. Durch Verdrehen des Verstellrings 42 und der Verstellkörper 40 kann somit ein
Durchsatzparameter, welcher auch als Durchsatzkennwert Φ bezeichnet wird, variabel eingestellt werden.
Die Fig.2 zeigt die Turbine 10, wobei die Versteileinrichtung 38 in axialer Richtung des Turbinenrads 26, welche durch den Richtungspfeil 36 angedeutet ist, in eine zweite Stellung eingestellt ist. Dabei ist die VerStelleinrichtung 38 ausschließlich zwischen der ersten und der zweiten Stellung in axialer Richtung des Turbinenrads 26 bewegbar, insbesondere verschiebbar. In der zweiten Stellung sind die Versperrkörper 40 aus einem Turbinenradeintrittsbereich 58 entfernt, sodass sie nicht mehr wie in der ersten Stellung in eine Ringdüse 60 (Fig. 4) über dem Turbinenrad 26 hineinragen und im Vergleich zur ersten Stellung nicht mehr oder nur in einem sehr geringen Bereich von dem Abgas angeströmt oder umströmt werden. Der Verstellring 42 und die Versperrkörper 40 sind zwar weiterhin auch in der zweiten Stellung in Umfangsrichtung um die Drehachse 30 verdrehbar, jedoch bewirkt diese Verdrehung nicht bzw. nicht mehr eine Veränderung des engsten Strömungsquerschnitts stromauf des Turbinenrads 26. In der Fig. 2 ist der engste Strömungsquerschnitt mit AF bezeichnet und ist durch die relativ zum
Turbinengehäuse 12 festen Wandungen 46 begrenzt und nicht mehr bereichsweise durch die Versperrkörper 40.
In der zweiten Stellung der VerStelleinrichtung 38 ist ein so genannter Stauturbinenbetrieb der Turbine 10 realisiert, in welchem die Verbrennungskraftmaschine mittels einer Stauaufladung aufgeladen wird. Die Fluten 14, 16 bzw. die Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 sind nun nicht mehr wie in der ersten Stellung der Versteileinrichtung 38 bis unmittelbar stromauf des Turbinenrads 26 fluidisch voneinander getrennt, sondern stromauf des Turbinenrads 26 in dem Turbinenradeintrittsbereich 58 fluidisch miteinander verbunden. Mit anderen Worten ist die zweite Flut 14 direkt über dem Turbinenrad 26 mit der ersten Flut 16 fluidisch verbunden. Dadurch kann Abgas von der zweiten Flut 14 bzw. dem dritten Spiralkanal 22 und dem vierten Spiralkanal 24, durch welche Segmente dargestellt sind, in die erste Flut 16 bzw. den ersten Spiralkanal 18 und den zweiten Spiralkanal 20, durch welche ebenso Segmente dargestellt sind, strömen und umgekehrt. Diese
Strömung des Abgases ist in der Fig. 2 durch Richtungspfeile 62 angedeutet.
Die Turbine 10 gemäß Fig. 3 wird ebenso in dem Stauturbinenbetrieb betrieben, in welchem die Fluten 14, 16 fluidisch miteinander verbunden sind. Im Gegensatz zu einem Stoßturbinenbetrieb gemäß Fig. 2 sind jedoch die Ventileinrichtungen 56 geöffnet, sodass die Umgehungskanäle geöffnet sind. So kann Abgas aus den Fluten 14, 16 in die
Umgehungskanäle 48 einströmen und das Turbinenrad 26, ohne dieses anzutreiben, umgehen, was mit Bypassierung bezeichnet wird.
Die Umgehungskanäle 48 sind vorteilhafterweise zumindest bereichsweise, insbesondere vollständig, in das Turbinengehäuse 12 integriert und verlaufen innerhalb des
Turbinengehäuses 12, was den Bauraumbedarf der Turbine 10 gering hält.
Durch das Verschieben der VerStelleinrichtung 38 von der in der Fig. 1 gezeigten ersten Stellung in die in den Fig. 2 und 3 gezeigte zweite Stellung kann der Durchsatzparameter der Turbine 10 vergrößert werden. Werden zusätzlich noch die Umgehungskanäle 48 fluidisch freigegeben, was in der Fig. 3 dargestellt ist, so geht dies mit einer weiteren Erhöhung des Durchsatzparameters (Durchsatzkennwerts Φ) der Turbine 10 einher. In Kombination mit der Einstellung des engsten Strömungsquerschnitts durch die
Versperrkörper 40 in der ersten Stellung der VerStelleinrichtung 38 weist die Turbine 10 somit eine sehr hohe Durchsatzspreizung mit einem sehr hohen Durchsatzkoeffizienten ^max / Φπιίη auf, wobei Omax den maximal einstellbaren Durchsatzkennwert und Omin den kleinstmöglich einstellbaren Durchsatzkennwert der Turbine 10 bezeichnet.
Der kleinstmöglich einstellbare Durchsatzkennwert Omjn ist beispielsweise dann eingestellt, wenn die Umgehungskanäle 48 mittels der Ventileinrichtungen 56 fluidisch versperrt sind, sodass kein Abgas die Umgehungskanäle 48 durchströmen kann, und wenn sich der Verstellring 42 und die Versperrkörper 40 in der in der Fig. 1 gezeigten ersten Endstellung befinden.
Ausgehend von dieser ersten Endstellung sind die Versperrkörper 40 und der Verstellring 42 in eine als weitere Endstellung ausgebildete Drehstellung in der ersten Stellung der Versteileinrichtung 38 drehbar, sodass ein gegenüber dem engsten
Strömungsquerschnitt Amin größerer Querschnitt eingestellt ist. Bei diesem Querschnitt handelt es sich dann um den größtmöglich einstellbaren engsten Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads 26 in der ersten Stellung der VerStelleinrichtung 38. In dieser Endstellung weist die Turbine 10 gegenüber der ersten Endstellung einen größeren Durchsatzparameter auf.
Dieser Durchsatzparameter lässt sich jedoch noch weiter steigern. Der größtmöglich einstellbare Durchsatzparameter der Turbine 10 ist beispielsweise dann eingestellt, wenn sich die VerStelleinrichtung 38 in ihrer zweiten Stellung befindet und wenn die
Umgehungskanäle 48 mittels der Ventileinrichtungen 56 maximal freigegeben sind, indem beispielsweise der maximal möglich einstellbare Strömungsquerschnitt Au der
Umgehungskanäle 48 eingestellt ist. Dies ist anhand der Fig. 3 gezeigt.
Die Fig. 4 zeigt eine alternative Ausführungsform der Turbine 10 gemäß den Fig. 1 bis 3 im Stoßturbinenbetrieb, wobei der Umgehungskanal 48 fluidisch versperrt ist und nicht von Abgas beispielsweise aus der Flut 14 durchströmt werden kann.
Wie der Fig. 4 zu entnehmen ist, sind der Verstellring 42 und die Versperrkörper 40 einstückig miteinander ausgebildet. Die als Zungenschieber bezeichnete
Versteileinrichtung 38 ist dabei auf einer Konturhülse 64 der Turbine 10 in axialer Richtung verschiebbar geführt, was durch den Richtungspfeil 36 angedeutet ist. Die Konturhülse 64 ist dabei als zu dem Turbinengehäuse 12 separates Einsatzteil ausgebildet und begrenzt eine Innenkontur in dem Turbinenradaustrittsbereich 54, sodass das Abgas nach dem Beaufschlagen und Antreiben des Turbinenrads 26 strömungsgünstig von diesem abströmen kann. Die Konturhülse 64 wird dabei in dem Turbinegehäuse 12 zentriert.
In der Fig. 4 schematisch dargestellt ist ein Betätigungsteil 66, über welches die
Versteileinrichtung 38 axial ausschließlich zwischen der ersten und der zweiten Stellung verschoben werden kann. Darüber hinaus ist in der Fig. 4 ein weiteres Betätigungsteil 68 dargestellt, über welches die Versteileinrichtung 38 in Umfangsrichtung des Turbinenrads 26 um die Drehachse 30 verdreht werden kann, was in der Fig. 4 durch einen
Richtungspfeil 70 angedeutet ist.
Ferner ist eine Matrize 72 vorgesehen, welche ebenso in Umfangsrichtung um die Drehachse 30 mit dem Verstellring 42 und dem Versperrkörper 40 relativ zu dem
Turbinengehäuse 12 mit drehbar ist. In axialer Richtung ist die Matrize 42 jedoch relativ zu dem Turbinengehäuse 12 fest. Die Matrize 72 weist Öffnungen 74 auf, welche jeweilig zu den Versperrkörpern 40 korrespondieren und in welchen die Versperrkörper 40 insbesondere in der zweiten Stellung aufgenommen werden können. Die Matrize 72 weist zudem eine der Ringdüse 60 zugewandte Wandung 76 auf, welche die Ringdüse in axialer Richtung bereichsweise begrenzt.
In der zweiten Stellung, welche beispielsweise in der Fig. 5 dargestellt ist, wird die Ringdüse 60 in axialer Richtung auch durch eine stirnseitige Wandung 78 des
Versperrkörpers 40 bzw. der Versperrkörper 40 begrenzt. Dadurch werden die
Versperrkörper 40 in der zweiten Stellung zwar von dem Abgas, welches die Ringdüse 60 durchströmt, zumindest bereichsweise angeströmt, jedoch nicht wie in der ersten Stellung umströmt, und sind vollständig aus der Ringdüse 60 entfernt.
Die Konturhülse 64 weist eine erste Durchtrittsöffnung 80 auf, welche zu dem
Umgehungskanal 48 in dem Turbinengehäuse 12 korrespondiert. Ein Überströmen von in den Umgehungskanal 48 eingeströmtem Abgas in die erste Durchtrittsöffnung 80 ist jedoch verhindert, da eine Wandung 82 des Verstellrings 42 den Umgehungskanal 48 fluidisch versperrt.
Je nach Stellung der VerStelleinrichtung 38 in axialer Richtung und Verdrehwinkel des Verstellrings 42 wird der Umgehungskanal 48 zumindest bereichsweise fluidisch freigegeben oder demgegenüber insbesondere vollständig fluidisch versperrt, sodass eine Umgehung des Turbinenrads 26 über den Umgehungskanal 48 und die erste Durchtrittsöffnung 80 ermöglicht oder verhindert ist.
Dazu weist der Verstellring 42 ebenso eine zweite Durchtrittsöffnung 84 auf, welche durch die Wandung 82 begrenzt ist. Wird die Versteileinrichtung 38 in die zweite Stellung in axialer Richtung bewegt und in eine entsprechende Drehstellung in dem
Verstellwinkelbereich verdreht, so kann die zweite Durchtrittsöffnung 84 in zumindest bereichsweise Überdeckung mit dem Umgehungskanal 48 und mit der ersten
Durchtrittsöffnung 80 der Konturhülse 64 bewegt werden, sodass ein Überströmen von Abgas aus dem Umgehungskanal 48 über die zweite Durchtrittsöffnung 84 in die erste Durchtrittsöffnung 80 und aus dieser in den Turbinenradaustrittsbereich 54 ermöglicht ist, sodass Abgas an der Einleitstelle 52 in den Turbinenradaustrittsbereich 54 einströmen kann. Dadurch ist die Ventilfunktionalität, den Strömungsquerschnitt Au des
Umgehungskanals 48 variabel einzustellen in den Verstellring 42 der VerStelleinrichtung 38 integriert. Zum Bewegen der VerStelleinrichtung 38 von der in der Fig. 4 gezeigten ersten Stellung in die beispielsweise in der Fig. 5 gezeigte zweite Stellung wird die VerStelleinrichtung 48 in Richtung eines Turbinenaustritts 86 der Turbine 10 axial verschoben, was durch einen Richtungspfeil 88 angedeutet ist. Zum Bewegen der Versteileinrichtung 38 von der zweiten in die erste Stellung wird die Versteileinrichtung 38 dazu entgegengesetzt in Richtung eines Lagergehäuses 90 des Abgasturboladers in axialer Richtung verschoben, was durch einen Richtungspfeil 92 angedeutet ist.
Die Fig. 5 zeigt die Turbine 10 gemäß Fig. 4, wobei sich die VerStelleinrichtung 38 in der zweiten Stellung befindet und wobei der Umgehungskanal 48 bzw. die Umgehungskanäle 48 fluidisch freigegeben sind. Das bedeutet, dass das die Flut 14 durchströmende Abgas teilweise das Turbinenrad 26 anströmt und dieses antreibt, was durch einen
Richtungspfeil 94 angedeutet ist. Ein Teil des Abgases strömt auch durch den
Umgehungskanal 48, die zweite Durchtrittsöffnung 84 und die erste Durchtrittsöffnung 80 in den Turbinenradaustrittsbereich 54, was durch einen Richtungspfeil 96 angedeutet ist.
Durch Verdrehen der VerStelleinrichtung 38 bzw. des Verstellrings 42 und damit der Versperrkörper 40 in die in der Fig. 5 gezeigte zweite Stellung der VerStelleinrichtung 38 kann der Strömungsquerschnitt Au des Umgehungskanals 48 variabel eingestellt werden.
Die Fig. 6 und 7 zeigen nochmals, dass der Umgehungskanal 48 in der ersten Stellung der Versteileinrichtung 38 (des Zungenschiebers) stets fluidisch versperrt und auch nicht durch Drehen des Verstellrings 42 und der Versperrkörper 40 auch nur bereichsweise freizugeben ist. Mit anderen Worten ist der Umgehungskanal 48 im
Zungenschieberbetrieb der Turbine 10 stets fluidisch versperrt und auch nicht
freizugeben.
Die Fig. 8 und 9 zeigen die Turbine 10, wobei sich die VerStelleinrichtung 38 in der zweiten Stellung befindet, in welcher der Umgehungskanal 48 fluidisch versperrt, jedoch auch zumindest bereichsweise fluidisch freigegeben werden kann, um das Turbinenrad zu umgehen (bypassieren). Wie den Fig. 8 und 9 in Zusammenschau mit den Fig. 10 und 1 1 zu entnehmen ist, kann die Durchtrittsöffnung 84 des Verstellrings 42 durch Drehen desselbigen in Umfangsrichtung (Richtungspfeil 34) in Richtung eines Richtungspfeil 98 in Richtung des Umgehungskanals 48 und der ersten Durchtrittsöffnung 80 bewegt und in zumindest bereichsweiser, insbesondere vollständiger, Überdeckung mit dem
Umgehungskanal 48 und der ersten Durchtrittsöffnung 80 angeordnet werden, was anhand der Fig. 10 und 11 dargestellt ist. Den Fig. 8 bis 1 1 ebenfalls zu entnehmen ist, dass die erste Durchtrittsöffnung 80 und der Umgehungskanal 48 zumindest im Wesentlichen fluchtend zueinander angeordnet sind, sodass bei der vollständigen Überdeckung der zweiten Durchtrittsöffnung 84 mit der ersten Durchtrittsöffnung 80 und dem Umgehungskanal 48 zumindest im Wesentlichen keine störenden Kanten für das den Umgehungskanal 48, die zweite Durchtrittsöffnung 84 und die erste Durchtrittsöffnung 80 durchströmende Abgas gegeben sind. Zusätzlich zu der in den Fig. 8 und 9 gezeigten vollständigen fluidischen Versperrung des
Umgehungskanals 48 und dem vollständigen fluidischen Freigeben desselbigen kann der Verstellring und damit die zweite Durchtrittsöffnung 84 in Zwischenstellungen gedreht werden, sodass die zweite Durchtrittsöffnung 84 lediglich in bereichsweiser Überdeckung mit der ersten Durchtrittsöffnung 80 und dem Umgehungskanal 48 angeordnet ist und der Umgehungskanal 48 und die erste Durchtrittsöffnung 80 bereichsweise von der Wandung des Verstellrings 42 überdeckt sind. Dies ist anhand der Fig. 12a-d dargestellt.
Gemäß Darstellung 12a befindet sich die Turbine 10 in ihrem Zungenschieberbetrieb, wobei sich die VerStelleinrichtung 38 in ihrer ersten axialen Stellung befindet. Der Umgehungskanal 48 ist dabei stets fluidisch versperrt. Der Zungenschieberbetrieb geht einher mit einem Stoßturbinenbetrieb der Turbine 10, in welchem die Turbine 10 in einem Stoßaufladungsbetrieb betreibbar ist.
Die Fig. 12b zeigt die Turbine 10 in ihrem Stauturbinenbetrieb, in welchem die Turbine 10 in einem Stauaufladebetrieb betrieben wird und sich die Versteileinrichtung 38 in ihrer zweiten axialen Stellung befindet. Der Umgehungskanal 48 ist jedoch fluidisch durch den Verstellring 42 versperrt und es erfolgt keine Umgehung des Turbinenrads 26.
Die Fig. 12c zeigt die Turbine 10 in ihrem Stauturbinenbetrieb, wobei der
Umgehungskanal 48 durch entsprechende Einstellung des Verstellrings 42 bereichsweise fluidisch freigegeben ist, indem die zweite Durchtrittsöffnung 84 in bereichsweiser Überdeckung mit der ersten Durchtrittsöffnung 80 und dem Umgehungskanal 48 angeordnet ist. Es ist ein gegenüber dem fluidischen Versperren des Umgehungskanals 48 größerer, jedoch gegenüber einem vollständigen fluidischen Freigeben des
Umgehungskanals 48 kleinerer Strömungsquerschnitt Au des Umgehungskanals 48 eingestellt.
Gemäß der Fig. 12d befindet sich die Turbine 10 in ihrem Stauturbinenbetrieb, bei welchem die Versteileinrichtung 38 in die zweite axiale Stellung eingestellt ist. Der Umgehungskanal 48 ist nun fluidisch vollständig freigegeben, sodass eine maximal einstellbare Menge von Abgas aus der Flut 14 abgezweigt wird und das Turbinenrad 26 umgeht.
Die Fig. 13 zeigt ein Diagramm 100, auf dessen Abszisse 102 der Verstellwinkelbereich ß der Versteileinrichtung 38 und damit der Versperrkörper 40 und des Verstellrings 42 dargestellt ist. Der Verstellwinkelbereich ß ist dabei einerseits durch eine erste
Drehstellung ßmin begrenzt, welche eine Endstellung der Versteileinrichtung 38 in dem Verstellwinkelbereich ß darstellt. Andererseits wird der Verstellwinkelbereich ß von einer zweiten Drehstellung ßmax begrenzt, welche eine weitere Endstellung der
VerStelleinrichtung 38 in dem Verstellwinkelbereich ß darstellt. Mit anderen Worten ist die Versteileinrichtung 38 in Umfangsrichtung zwischen den Drehstellungen ßmin und ßmax verdrehbar, wobei auch zumindest nahezu jedwede Drehstellung des
Verstellwinkelbereichs ß zwischen den Endstellungen einstellbar ist.
Auf der Ordinate 104 des Diagramms 100 ist der Durchsatzkennwert Φ der Turbine 10 dargestellt. Durch Verschieben der VerStelleinrichtung 38 in axialer Richtung zwischen der ersten und der zweiten Stellung sowie durch Verdrehen der Versteileinrichtung 38 innerhalb des Verstellwinkelbereichs ß kann ein kleinstmöglicher Durchsatzkennwert <&min sowie ein größtmöglicher Durchsatzkennwert <t>max eingestellt werden.
Befindet sich die Turbine 10 in ihrem Zungenschieberbetrieb, wobei also die
VerStelleinrichtung 38 in die erste Stellung verschoben und der Umgehungskanal 48 bzw. die Umgehungskanäle 48 fluidisch versperrt sind, so ergibt sich ein in dem Diagramm 100 dargestellter Verlauf 106 des Durchsatzkennwerts Φ. Ausgehend von einer kleinen Drehstellung bzw. einem kleinen Verdrehwinkel der VerStelleinrichtung 38 hin zu einer demgegenüber größeren Drehstellung bzw. Verdrehwinkel der Versteileinrichtung 38 steigt der Strömungsquerschnitt (Halsquerschnitt) der Spiralkanäle 18, 20, 22, 24 und somit der Durchsatzkennwert Φ sukzessive an. Mit anderen Worten geht mit einem Vergrößern des Verdrehwinkels eine Erhöhung des Durchsatzkennwerts Φ einher, wobei der Umgehungskanal 48 stets geschlossen ist. Bei der Drehstellung ßmax bzw. diesem maximalen Verdrehwinkel der Versteileinrichtung 38 bei fluidisch geschlossenem
Umgehungskanal 48 ist der maximal mögliche engste Strömungsquerschnitt stromauf des Turbinenrads 26 eingestellt, sodass in der ersten axialen Stellung der
Versteileinrichtung 38 ein bezogen auf die erste Stellung maximaler Durchsatzkennwert Φζε gegeben ist.
Davon ausgehend kann der Durchsatzkennwert Φ weiter vergrößert werden, indem der Zungenschieber (die VerStelleinrichtung 38) in Richtung des Turbinenaustritts 86 axial verschoben wird, sodass die Versperrkörper 40 aus der Ringdüse 60 entfernt werden. Ist der Umgehungskanal 48 bzw. sind die Umgehungskanäle 48 in diesem Zustand (zweite axiale Stellung der VerStelleinrichtung 38) noch fluidisch versperrt, so ist ein gegenüber dem Durchsatzkennwert 02s größerer Durchsatzparameter Φδτ dargestellt, wobei sich die Turbine 10 in ihrem Stauturbinenbetrieb befindet. Wird die Drehstellung ausgehend von der maximalen Drehstellung ßmax der Versteileinrichtung 38 wieder verkleinert, so wird mit sukzessive kleiner werdender Drehstellung bzw. kleiner werdendem Drehwinkel der VerStelleinrichtung 38 der Umgehungskanal 48 bzw. werden die Umgehungskanäle 48 nach und nach freigegeben, sodass ein größer werdender Strömungsquerschnitt Au der Umgehungskanäle 48 eingestellt wird. Dies geht mit einer weiteren Erhöhung des Durchsatzkennwerts Φ einher, bis schließlich bei der minimalen Drehstellung ßmin der Umgehungskanal 48 bzw. die Umgehungskanäle 48 fluidisch maximal freigegeben sind und der maximal mögliche Durchsatzkennwert Omax der Turbine 10 eingestellt ist. Dem Diagramm 100 besonders gut zu entnehmen ist ein Bereich 108, in welchem der
Stauturbinenbetrieb der Turbine 10 vorliegt. Ferner ist dem Diagramm 100 besonders gut ein weiterer Bereich 110 zu entnehmen, in welchem der Zungenschieberbetrieb bzw. der Stoßturbinenbetrieb der Turbine 0 vorliegt.
Soll der Durchsatzkennwert Φ ausgehend von dem maximal möglichen
Durchsatzkennwert Omax verkleinert werden, so erfolgt dies analog zu dem vorher Geschilderten. Zunächst wird durch Vergrößern der Drehstellung bzw. des
Verdrehwinkels der VerStelleinrichtung 38 der Umgehungskanal 48 bzw. die
Umgehungskanäle 48 sukzessive geschlossen und fluidisch versperrt und anschließend wird die VerStelleinrichtung 38 in Richtung des Lagergehäuses in axialer Richtung verschoben und durch Verkleinern der Drehstellung bzw. des Verdrehwinkels der Durchsatzkennwert Φ reduziert, bis schließlich der kleinstmögliche Durchsatzkennwert Φπϋη bei der kleinstmöglichen Drehstellung ßmin bzw. dem kleinstmöglichen Drehwinkel eingestellt ist.
Diese Betriebsstrategie ermöglicht bei prinzipbedingt begrenztem Versteilwinkelbereich ß bzw. Drehwinkelbereich der Versteileinrichtung 38, welcher beispielsweise maximal 60° beträgt, einen besonders großen Durchsatzspreizungskoeffizienten <t>max / <t>m>n-
Ebenso würde ein großer Durchsatzspreizkoeffizient <bmsx / Q>min auch dadurch erzielt werden können, indem der Versperrkörper 40 zuerst in eine erste Drehrichtung verdreht wird und anschließend infolge einer axialen Bewegung die Düse 60 freigibt und daran anschließend das Verstellteil 42 infolge einer Drehbewegung in eine zweite Drehrichtung, welche allerdings der ersten Drehrichtung entspricht, den Umgehungskanal 48 freigibt.

Claims

Daimler AG
Patentansprüche
Turbine (10) für einen Abgasturbolader, insbesondere einer
Verbrennungskraftmaschine, mit zumindest einem einen Aufnahmeraum (28) aufweisenden Turbinengehäuse (12), welches wenigstens einen von Abgas durchströmbaren Spiralkanal (18, 20, 22, 24) umfasst, der einen
Strömungsquerschnitt (A) aufweist, über welchen ein zumindest bereichsweise in dem Aufnahmeraum (28) aufgenommenes und um eine Drehachse (30) drehbares Turbinenrad (26) mit dem Abgas beaufschlagbar ist, und mit wenigstens einem zumindest im Wesentlichen in Umfangsrichtung (34) des Aufnahmeraums (28) drehbaren Versperrkörper (40), mittels welchem der Strömungsquerschnitt (A) einstellbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Versperrkörper (40) zusätzlich in axialer Richtung (36) des Turbinenrads (26) zwischen zumindest einer ersten Stellung und einer zweiten Stellung bewegbar ist.
Turbine (10) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Versperrkörper (40) in axialer Richtung (36) lediglich zwischen der ersten Stellung, in welcher der Versperrkörper (40) zumindest bereichsweise in einem Turbinenradeintrittsbereich (58) angeordnet ist, und der zweiten Stellung, in welcher er gegenüber der ersten Stellung, insbesondere vollständig, aus dem
Turbinenradeintrittsbereich (58) entfernt ist, bewegbar ist.
3. Turbine (10) nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Versperrkörper (40) zum Bewegen von der ersten in die zweite Stellung in Richtung (88) eines Turbinenaustritts (86) der Turbine (10) und zum Bewegen von der zweiten in die ersten Stellung in eine dazu entgegengesetzte Richtung (92) bewegbar, insbesondere verschiebbar, ist.
4. Turbine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Versperrkörper (40) mit einem mit dem Versperrkörper (40) mitbewegbaren Verstellteil (42) verbunden ist, über welches der Versperrkörper (40) drehbar und bewegbar ist, wobei mittels des Verstellteils (42) in einer der Stellungen ein Umgehungskanal (48) der Turbine (10), über welchen das Turbinenrad (26) von Abgas umgehbar ist, fluidisch versperrt ist, und wobei mittels des Verstellteils (42) in der anderen der Stellungen ein Strömungsquerschnitt (Au) des
Umgehungskanals (48) zumindest bereichsweise fluidisch freigebbar ist.
5. Turbine (10) nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Strömungsquerschnitt (Au) des Umgehungskanals (48) in der anderen der Stellungen mittels des Verstellteils (42) variabel einstellbar ist.
6. Turbine (10) nach einem der Ansprüche 4 oder 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Umgehungskanal (48) durch Verdrehen des Verstellteils (42) in eine erste Drehrichtung fluidisch versperrbar oder freigebbar ist, wobei die erste Drehrichtung des Verstellteils (42) einer zweiten Drehrichtung einer anschließenden
beziehunsgweise vorangegangenen Bewegung des Versperrkörpers (40) entgegengesetzt ist.
7. Turbine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Aufnahmeteil (72), insbesondere eine Matrize (72), vorgesehen ist, in welchem der Versperrkörper (40) zumindest in einer der Stellungen zumindest bereichsweise aufgenommen ist, wobei das Aufnahmeteii (72) in axialer Richtung (36) fest und in Umfangsrichtung (24) des Aufnahmeraums (28) drehbar ist.
8. Turbine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Turbine (10) zumindest zwei Fluten (14, 16) aufweist, über welche das
Turbinenrad (26) mit Abgas beaufschlagbar ist, wobei die Turbine (10) in einer der Stellungen in einem Stoßturbinenbetrieb und in der anderen der Stellungen in einem Stauturbinenbetrieb betreibbar ist.
9. Turbine (10) nach Anspruch 8,
dadurch gekennzeichnet, dass
im Stoßturbinenbetrieb durch eine Drehung des Versperrkörpers (40) in eine Drehrichtung ein mit der Drehung ansteigender Durchsatzparameter ( Φ ) der Turbine (10) einstellbar ist, wobei im Stauturbinenbetrieb durch die Drehung des Versperrkörpers (40) in diese Drehrichtung ein mit der Drehung sinkender
Durchsatzparameter (Φ ) der Turbine (10) einstellbar ist.
10. Abgasturbolader, insbesondere für eine Verbrennungskraftmaschine, mit einer Turbine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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