WO2014082613A1 - Abgasturbolader-turbine mit zwei radaustrittsquerschnitten - Google Patents

Abgasturbolader-turbine mit zwei radaustrittsquerschnitten Download PDF

Info

Publication number
WO2014082613A1
WO2014082613A1 PCT/DE2013/000568 DE2013000568W WO2014082613A1 WO 2014082613 A1 WO2014082613 A1 WO 2014082613A1 DE 2013000568 W DE2013000568 W DE 2013000568W WO 2014082613 A1 WO2014082613 A1 WO 2014082613A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
turbine
section
exhaust gas
outlet cross
turbine wheel
Prior art date
Application number
PCT/DE2013/000568
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Original Assignee
Siegfried Sumser
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siegfried Sumser filed Critical Siegfried Sumser
Publication of WO2014082613A1 publication Critical patent/WO2014082613A1/de

Links

Classifications

    • 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
    • F01D17/105—Final actuators by passing part of the fluid
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/22—Control of the pumps by varying cross-section of exhaust passages or air passages, e.g. by throttling turbine inlets or outlets or by varying effective number of guide conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/007—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in parallel, e.g. at least one pump supplying alternatively
    • 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 according to the preamble of patent claim 1.
  • Passenger cars are equipped with exhaust gas turbochargers, which is a respective
  • compressor and turbine wheels which are also referred to as wheels, relatively small impeller diameter and thus low polar mass moments of inertia.
  • Agility requirements are usually in the range between at least 40% and more than 60% of the total exhaust gas quantity irrv
  • Turbine wheels have a very good response, but also lead to very small Turbinenschluckfuren.
  • the turbines are thus on
  • DE 10 2008 063 656 A1 discloses a turbine for an internal combustion engine, with a turbine housing and with a turbine wheel which is rotatably received in the turbine housing about an axis of rotation relative to the turbine housing and which has a turbine wheel outlet region with an outlet cross section.
  • Outlet cross section the turbine wheel of exhaust gas can be flowed off. It is a first
  • Control element provided by means of which an upstream of the turbine and arranged to be supplied by the turbine exhaust gas flow-through inlet cross-section is variably adjustable. Furthermore, a second adjusting element is provided, by means of which an outlet cross section, which can be flowed through downstream of the turbine wheel and flows away from the turbine wheel, can be variably adjusted.
  • Control element is designed as a cone slide.
  • a turbine for an exhaust gas turbocharger of the type specified in the preamble of claim 1 such that the turbine has a very high agility and a very high absorption capacity, as a result of which a blow-off of exhaust gas can be avoided or at least kept very low
  • a second Turbinenradaustritts Scheme with a second, the first outlet cross-section in the axial direction opposite outlet cross-section of the turbine and at least one actuator provided, wherein by means of the actuating element, the turbine over the second outlet cross-section flowing amount of the exhaust gas is adjustable.
  • the turbine wheel has a second one
  • Turbinenradaustritts Symposium with a second outlet cross section wherein the first outlet cross-section on a first side of the turbine wheel and the second
  • Outlet cross section is disposed on one of the first side in the axial direction of the turbine opposite the second side.
  • the turbine wheel and the turbine can be subject to a particularly high amount of exhaust gas, i. be traversed by a particularly high volume flow and / or mass flow of the exhaust gas.
  • the turbine thus has a very high absorption capacity, without a blowdown is provided and required. In other words, the high absorption capacity can be achieved without that
  • Turbine wheel bypassed by exhaust gas and thus of the turbine wheel bypassing exhaust gas is not driven.
  • the turbine wheel can be made small and thus with only a small polar mass moment of inertia, so that it is a very good
  • the second outlet cross section is switched off or reduced, so that the turbine wheel is predominantly or - apart from any leakage flows - is discharged exclusively through the first outlet cross-section.
  • Shutdown of the second outlet cross-section is understood to mean that a flow through the second outlet cross-section of exhaust gas by means of the actuating element is prevented or reduced with respect to the connection.
  • Turbine variability for setting flow cross sections with very high functionality certainties can be easily developed.
  • the turbine thus makes it possible, the above-mentioned conflict of objectives, therefore, a
  • the turbine is preferably designed as a radial turbine, wherein the turbine wheel is flowed during operation in the radial direction from the outside to the inside of exhaust gas and at least substantially in the axial direction of the exhaust gas is flowed.
  • the adjusting element is arranged within at least one housing element, in particular of the turbine housing, of the exhaust gas turbocharger.
  • the actuator can also be arranged outside the turbine housing, so that the adjustment of the amount of the exhaust gas flowing through the second outlet cross section is particularly simple and inexpensive to implement.
  • the adjusting element is arranged within the turbine housing, wherein a second adjusting element for adjusting the amount of the turbine wheel flowing off via the second outlet cross-section
  • Turbine housing is arranged.
  • the second control element By means of the external relative to the turbine housing, the second control element, it is possible to fluidly obstruct the second outlet cross-section in a corresponding closed position of the second actuating element, so that it is no longer permeable by exhaust gas. In this case, any leakage flows of the exhaust gas can be kept particularly low with only very small, acting on the first actuator gas-power effects.
  • the internal, first control element furthermore, a reaction of loss-making flow disturbances in the turbine wheel can be kept particularly low.
  • the at least one actuating element i. the first and / or the second adjusting element, in the axial direction relative to the
  • Turbine housing is movable. As a result, a simple and robust adjustment of the amount of exhaust gas flowing through the second outlet cross section can be represented.
  • At least one inlet element is provided, by means of which an upstream of the turbine wheel
  • Inlet cross section is adjustable.
  • the turbine and in particular its inlet cross-section and its second outlet cross-section can thus be adapted particularly variably to different operating points and thus to different volume flows and / or mass flows of the exhaust gas of the internal combustion engine. Furthermore, it is possible to realize particularly large throughput spreads of the turbine.
  • Entry element and the at least one actuating element via a coupling device coupled together This makes it possible, for example, the inlet element and the at least one actuating element via the coupling device by means of at least one of the inlet element and the at least one actuating element common actuator adjust. This leads to only a very small number of parts, a low weight and a small space requirement of the turbine.
  • Coupling device designed so that the inlet element in a first portion of its adjustment is independent of the at least one adjusting element and in a second portion of the adjustment movable together with the at least one adjusting element.
  • a particularly advantageous adjustability of the inlet element and the at least one adjusting element is created, so that the turbine can be adapted to different operating points as needed.
  • the inlet cross section in the first subregion of the adjusting region can be influenced without influencing the second outlet cross section or the amount of exhaust gas flowing out of the turbine via the second outlet cross section.
  • Outlet cross section to a sum of the first outlet cross section and the second outlet cross section in a range of 0.25 inclusive and including 0.75.
  • the invention also includes an internal combustion engine, in particular for a motor vehicle, with at least one turbine according to the invention.
  • Internal combustion engine is particularly efficient and low fuel consumption drivable in a transient operation, as a blow, ie a circumvention of the Turbine wheel with exhaust gas can be avoided.
  • the internal combustion engine has a very good drivability when used in a motor vehicle, in particular a passenger car. This means that, for example, the so-called turbo lag can be avoided or at least kept very low.
  • Fig. 1a is a schematic representation of an internal combustion engine for a
  • a motor vehicle with a turbine which comprises a turbine housing and a turbine wheel accommodated in the turbine housing, wherein the turbine wheel has two turbine wheel outlet regions with respective, oppositely arranged outlet cross sections, via which the turbine wheel can be flowed off by exhaust gas, and wherein
  • Actuator is provided by means of which a lot of the
  • Turbine is adjustable via one of the outlet cross-sections flowing exhaust gas, shown in a closed position of the actuating element;
  • Figure 1 b is a further schematic representation of the internal combustion engine with the turbine, shown in an open position of the actuating element.
  • FIG. 2 a shows a further schematic illustration of the internal combustion engine with the turbine according to a second embodiment, in which the actuating element is arranged outside the turbine housing, shown in the closed position of the actuating element;
  • FIG. 2b shows a further schematic representation of the internal combustion engine with the turbine according to FIG. 2a, shown in the open position of the actuating element;
  • FIG. 3b shows a detail of a schematic plan view of the turbine according to FIG.
  • Fig. 3c a detail of a schematic longitudinal sectional view of the turbine
  • FIG. 3d shows a detail of a schematic plan view of the turbine according to FIG. 3c;
  • FIG. 4b shows a detail of a schematic plan view of the turbine according to FIG.
  • Fig. 5 is a diagram illustrating the effect of the turbine.
  • Fig. 6 is a schematic representation of the internal combustion engine with the
  • Rarier arranged on Ra72 compressor wheels includes.
  • Fig. 1 a and 1 b show an internal combustion engine 10 for a motor vehicle.
  • the internal combustion engine 10 is a reciprocating internal combustion engine formed and has at least one, not shown in Fig. 1 a and 1 b combustion chamber in the form of a cylinder.
  • the internal combustion engine 10 has an intake tract 12, via which the
  • Internal combustion engine 10 sucks air during its operation.
  • a compressor 14 of an exhaust gas turbocharger 16 of the internal combustion engine 10 is arranged in the intake tract 12.
  • the compressor 14 comprises a in Fig. 1 a and 1 b not shown
  • Compressor housing in which a compressor wheel 18 is rotatably received about an axis of rotation relative to the compressor housing. By means of the compressor wheel 18, the air supplied to the internal combustion engine 10 is compressed.
  • a charge air cooler 20 is arranged in the intake tract 12, by means of which the compressed and thus heated air is cooled. Downstream of the charge air cooler 20, an air dosing device is present in the intake tract 12 in the form of a throttle valve 22, by means of which one of the
  • Internal combustion engine 10 to be supplied amount of air is adjustable.
  • Internal combustion engine 10 also includes a computing device 25, which is, for example, a control device of the internal combustion engine 10.
  • a computing device 25 which is, for example, a control device of the internal combustion engine 10.
  • Computing means 25 is coupled to the throttle valve 22 and serves to control or regulate the throttle valve 22.
  • the exhaust gas which results from combustion processes of the air with fuel is discharged to the internal combustion engine 10 via an exhaust tract 24 of the same.
  • a turbine 26 of the exhaust gas turbocharger 16 is arranged in the exhaust tract 24.
  • the turbine 26 comprises a not shown in Fig. 1 a and 1 b
  • Turbine housing in which a turbine wheel 28 of the turbine 26 is rotatably received about an axis of rotation relative to the turbine housing.
  • Turbine wheel 28 coincides with the axis of rotation of the compressor 18.
  • the compressor 18 and the turbine 28 are rotatably coupled to a shaft 30 of the exhaust gas turbocharger 16.
  • the exhaust gas is the turbine wheel 28 by means of
  • Turbine housing supplied so that the exhaust gas can flow to the turbine wheel 28 and thereby drive.
  • the compressor wheel 18 is driven via the shaft 30 from the turbine wheel 28.
  • the exhaust gas is expanded by the driving of the turbine 26 and then flows to a arranged in the exhaust tract 24 and in FIG. 1 a and 1 b, not shown exhaust gas treatment device of
  • the turbine 26 comprises a very schematically shown in Fig. 1 a and 1b
  • Entry element 32 by means of which an upstream of the turbine 28 and arranged to be supplied by the turbine wheel 28 to be supplied exhaust gas flow-through inlet cross section is adjustable.
  • inlet variability is created by the inlet element 32, so that the inlet cross section can be adapted to different operating points of the internal combustion engine 10 and thus to different volume and / or mass flows of the exhaust gas.
  • this is coupled to the computing device 25, via which the inlet element 32 is regulated or controlled.
  • This entry variability may be a rotary vane or an axial slide. Alternatively, it may be a
  • tongue slider which preferably distributes a plurality of circumferentially of the turbine wheel 28 over its circumference uniformly
  • arranged blocking body preferably in the form of tongues, by means of which the inlet cross-section and advantageously a twist of the exhaust gas is variably adjustable.
  • the tongues are about the axis of rotation of the turbine wheel 28 relative to
  • tongue slider is particularly suitable for gasoline engines, as a particularly high throughput spread can be displayed.
  • the turbine wheel 28 has a first turbine wheel outlet region 34 with a first outlet cross section A2. In this case, the turbine wheel 28 is above the first
  • Outlet cross section A2 can be flowed from the exhaust.
  • the exhaust gas flows off the turbine wheel 28 via the first outlet cross section A2 and the first turbine wheel outlet region 34.
  • the turbine 26 is designed as a radial turbine, so that the exhaust gas
  • Turbine wheel 28 flows in the radial direction from outside to inside and at least substantially in the axial direction, the turbine wheel 28 flows.
  • the turbine wheel 28 now has a second turbine-wheel outlet region 36 with a second outlet cross-section A2 '.
  • the exhaust gas can also flow off the turbine wheel 28 via the second outlet cross section A2 'and the second turbine wheel outlet region 36.
  • the second turbine-wheel outlet region 36 is arranged opposite the first turbine-wheel outlet region 34 in the axial direction of the turbine wheel 28, the second outlet cross-section A2 'being arranged in the axial direction of the turbine wheel 28 opposite the first outlet cross-section A2.
  • the first turbine wheel outlet region 34 and the first outlet cross section A2 are arranged on a first side 38 of the turbine wheel 28, while the second turbine wheel outlet region 36 and the second outlet cross section A2 'on one of the first side 38 in the axial direction facing away from the second side 40 of the turbine wheel 28 and so on the side of an impeller back of the turbine 28th
  • FIG. 1 a and 1 b is also a bearing housing 35 of the exhaust gas turbocharger 16 can be seen.
  • a rotor 37 of the exhaust gas turbocharger 16 the rotor 37 comprising the compressor wheel 18, the turbine wheel 28 and the shaft 30, is rotatably mounted on the bearing housing 35 relative to the bearing housing 35.
  • the second outlet cross-section A2 ' is arranged on the side of the bearing housing 35, i. aligned with the bearing housing 35.
  • the turbine 26 also includes a in Fig. 1 a and 1 b very schematically
  • the adjusting element 42 by means of which a turbine wheel over the second outlet cross-section A2 'effluent amount of the exhaust gas is adjustable.
  • the adjusting element 42 according to FIGS. 1a and 1b is translationally movable relative to the turbine housing in the axial direction, ie. displaceable.
  • the adjusting element 42 is received within a housing element of the exhaust gas turbocharger 16.
  • This housing element may be the bearing housing 35 or the turbine housing.
  • the adjusting element 42 is arranged within the turbine 26 between the second outlet cross-section A 2 'and the bearing housing 35.
  • the adjusting element 42 is displaceable between a closed position shown in Fig. 1a and at least one open position shown in Fig. 1 b. In the closed position, the second outlet cross-section A2 'is maximally blocked fluidically. It is preferably provided that the second outlet cross-section A2 '- except for any leakage currents - is no longer permeable by exhaust gas, ie, that the turbine wheel 28 in the
  • Closed position can not be discharged via the second outlet cross section A2 '.
  • the second outlet cross section A2 ' is released relative to the closed position, so that the turbine wheel 28 can be flowed off the exhaust gas via the second outlet cross section A2'.
  • the position of the adjusting element 42 is referred to as the open position, in which the second outlet cross-section A2 'is maximally enabled. This means that the turbine wheel 28 can be flowed off in the open position from a maximum adjustable amount via the second outlet cross section A2 '.
  • the actuator 42 is also adjustable in at least one intermediate position and preferably in a plurality of intermediate positions between the open position and the closed position, in which the second outlet cross-section A2 'fluidly released relative to the closed position and fluidly compared to the open position.
  • the adjusting element 42 is thus created a variability, which allows a needs-based adjustment of the second outlet cross-section A2 '.
  • the second outlet cross-section A2 'to the always released first outlet section A2 can be added as needed, so that the turbine 26 has a very high absorption capacity. This means that the turbine 26 can be traversed by a particularly high amount of exhaust gas, so that
  • Exhaust back pressures for the internal combustion engine 10 can be kept low. At the same time, no blow-off of the exhaust gas is provided in the turbine 26. In other words, it is not intended that the turbine wheel 28 is bypassed by exhaust gas.
  • Turbine wheel 28 is particularly small and thus with a small polar
  • FIGS. 2 a and 2 b show the turbine 26 according to a second embodiment.
  • Fig. 2a shows the actuator 42 in its closed position
  • Fig. 2b shows the actuator 42 in its open position.
  • the adjusting element 42 is now arranged outside the turbine housing.
  • the actuator 42 is a simple and inexpensive door. The use of simple and inexpensive valves as the actuator 42 is readily possible. For controlling or controlling the adjusting element 42 according to FIGS. 2 a and 2 b, this is in turn coupled to the computing device 25.
  • FIG. 3a-d show the turbine 26 according to a third embodiment, wherein the actuator 42 according to Fig. 3a and 3b is in its closed position and according to Fig. 3c and 3d in its open position.
  • FIGS. 3b and 3d show a cylinder section of an impeller blade 44 of the turbine wheel 28. Accordingly, a wheel segment 43 can be seen from the turbine wheel 28 in FIGS. 3b and 3d. From Fig. 3b and 3d, the design of the impeller blade 44 is particularly well recognizable.
  • the impeller blade 44 has a first wheel outlet angle ⁇ 2 toward a blade front 59 assigned to the first outlet cross section A2, and a second wheel outlet 57 assigned to the second outlet cross section A2 '
  • the respective Radaustrittswinkel ß 2 and ⁇ 2 ⁇ are based on a respective average in a range of 20 ° to 60 ° inclusive, so that based on the outlet cross-sections A2 and A2 'an advantageous
  • Flow deflection of the exhaust gas in the turbine wheel 28 can be effected.
  • the respective outflow direction of the exhaust gas from the impeller blade 44 in the absolute system is illustrated in FIGS. 3b and 3d by directional arrows 46.
  • the shape of the impeller blade 44 can be at least approximately described by means of parabolic or elliptical partial curves, the one vertex and the two end points with the
  • Have Radaustrittstangenten which include the respective Radaustrittswinkel ß 2 and ⁇ 2 ⁇ to the two blade fronts 57, 59 against the direction of rotation of the turbine wheel 28, wherein the direction of rotation of the turbine 28 in Fig. 3b and 3d is represented by a direction arrow U.
  • the blade fronts 57, 59 are blade exit fronts.
  • the impeller blade 44 thus has two exit edges, over which the impeller blade 44 is discharged from the exhaust gas.
  • a first of the outlet edges is assigned to the blade front 59 and thus to the first outlet cross section A2, while a second one of the outlet edges is assigned to the blade front 57 and thus to the second outlet cross section A2 '.
  • FIG. 3a and 3c the axis of rotation about which the turbine wheel 28 is rotatable, designated 48.
  • the actuator 42 is shown in FIG. 3a and 3c as axially displaceable
  • the maximum open position of the annular disc shown in FIG. 3c releases a collecting space 50 for the outflow of the maximum exhaust gas partial flow.
  • the collecting space 50 opens at least substantially gas-tight in a
  • Outlet piping which is at least substantially radially to the axis of rotation 48 and then axially out to an outlet piping of the first outlet cross-section A2.
  • Exhaust piping which can be flowed through by the exhaust gas flowing off the turbine wheel 28 via the second outlet cross section A2 ', is preferably upstream of the exhaust gas
  • Aftertreatment device fluidly interconnected, i.
  • a designated 52 of the tongues of the tongue slider is recognizable. Respective tongue tips of the tongues grip each one
  • the feed channels can be in the circumferential direction of the
  • Turbine wheel 28 extend over its circumference at least substantially helically and thus be formed as spiral channels.
  • One of these at least substantially spiral feed channels can be seen in FIGS. 3a-d and designated 63.
  • Flow segments of the example designed as a multi-segment turbine turbine 26 can be equipped with only a simple slider in the form of the tongue slider.
  • the number of tongues corresponds with the number of
  • Flow segments for example, spirally and accordingly as Segment spirals are configured.
  • the ring with which the tongues are rotatably connected designated 54.
  • the ring 54 is commonly referred to as a rotary ring.
  • the inlet element 32 (tongue slide) and the adjusting element 42 are coupled to each other, so that they are simultaneously, i.e. at least in a partial area of their respective adjustment areas. are simultaneously movable with each other.
  • This coupling of the tongue slider and the Varioarea takes place according to FIG. 3a-d via one or more distributed circumferentially of the turbine wheel 28 over its circumference arranged gate elements present in the form of link pins 56 which are guided by the fixed housing side by axial grooves 58.
  • the rotary ring (ring 54), on which the rotatable tongues are fastened in the nozzle area to the turbine 26, is provided with slide grooves 60, which determine the axial position and assignment of the Vario disk to the tongues during rotation of the rotary ring.
  • the guide pins 56 are guided during rotation of the ring 54 along the axial grooves 58 such that the rotational movement of the ring 54 about the rotation axis 48 in an axial displacement of the adjusting element 42 (Varioford) is converted.
  • the adjusting element 42 is set in its maximum open position.
  • a corresponding configuration of the slide grooves 60 can be adjusted so that the tongue slider is moved independently of the control element 42, starting from a closing cross section of the tongue slide which narrows the inlet cross section in the direction of its maximum open position in the first 60% of the adjustment range of the tongue slide, wherein the
  • Control element 42 is in this first 60% of the adjustment of the tongue slider in the closed position of the actuating element 42.
  • Tongue slides are moved in the first 60% of its adjustment, without it also comes to a movement of the actuating element 42.
  • a turbine wheel inlet region E is illustrated, via which the turbine wheel 28 can be flowed by the exhaust gas.
  • the turbine wheel 28 may be characterized by at least nearly elliptical delivery curves, wherein a respective apex of the generating curves may preferably lie on radials of the rotation axis 48, which are still in the turbine wheel entry region E.
  • Fig. 3a-d is the
  • Turbine housing designated 61.
  • FIGS. 4a and 4b show the turbine 26 according to a fourth embodiment. 4b shows a schematic representation of the unwound wheel segment 43.
  • the turbine 26 according to FIGS. 4a and 4b differ in particular from the turbines 26 according to FIGS. 3a-3d in that the control element 42 is designed as a diaphragm.
  • the adjusting element 42 comprises two ring elements 62, 64 which have respective through openings 66 extending in the axial direction. This means that - with a corresponding adjustment of the ring elements 62, 64 - the passage openings 66 can be flowed through in the axial direction by the exhaust gas flowing out of the turbine wheel 28.
  • the ring elements 62, 64 are arranged coaxially relative to each other with respect to the axis of rotation 48 and are rotatable relative to each other, so that, accordingly, the respective passage openings 66 are movable relative to one another.
  • the through-openings 66 of respective walls of the ring elements 62, 64 delimiting the through-openings 66 can be fluidly blocked or, in contrast, fluidly released, so that the turbine wheel 28 can be opened via the second
  • Outlet cross-section A2 'outflowing amount by rotating the ring members 62, 64 is adjustable relative to each other.
  • the respective walls are thus Verperr Schemee which obstruct the passage openings 66 in the closed position of the actuating element 42, whereas the passage openings 66 are maximally released in the open position.
  • one of the ring members 62, 64 is fixed to the housing, i. relative to that
  • Turbine housing immovable, while the other of the ring members 62, 64 is rotatable relative to the turbine housing.
  • the ring member 62 is fixed to the housing while the ring member 64 is rotatable relative to the turbine housing 61 and thus relative to the ring member 62 about the axis of rotation 48.
  • the tongue slider is associated with an actuator 21 for rotating the ring 54, while the actuator 42 and in this case the ring member 64 is assigned a separate from the actuator 21 actuator 23 for rotating the ring member 64.
  • Fig. 4b is with directional arrows 68 the
  • the turbine wheel 28 has a so-called split blading 70 with impeller blades 44 and 72.
  • the turbine wheel 28 is thus adapted to the use of both outlet cross sections A2 and A2 ', which benefits the efficiency.
  • the turbine wheel 28 thus has a double
  • Can collecting space 50 allows a backlash lossy flow disturbances in the turbine wheel 28 by the largely switched off volume effect of
  • Collection space 50 can be kept small.
  • FIG. 5 shows a diagram 74 for illustrating the dimensioning of the second outlet cross section A2 '.
  • a ratio A2 / A22 ' is illustrated, wherein A2 is the first outlet cross-section.
  • A22 ' denotes the sum of the first outlet cross-section A2 and the second outlet cross-section A2':
  • A22 ' A2 + A2'.
  • A22 ' designates a total area including the first exit section A2 and the second exit section A2'.
  • a straight line 80 entered in the diagram 74 characterizes the area distribution between the outlet cross sections A2 and A2 ', where:
  • A27A22 ' 1 - A27A22'.
  • FIG. 5 shows a design range of the turbine 26 in which a ratio of the second outlet cross section A2 'to a sum of the first outlet cross section A2 and the second outlet cross section A2 "is in a range of 0.25 to 0.75 inclusive. This means:
  • FIG. 5 diagrammatically illustrates the relationship of the total area A22 'and the flow area distribution in the form of the second outlet cross section A2' to FIG
  • Blow-off turbines with blow-off rates of 25%, 50% or 75% may be the case.
  • the turbine 26 no efficiency-damaging blow-off, but the additional, advantageous second outlet cross section A2 'with the surface portion A27A2 "of 0.25, 0.5 or 0.75 to the total area A22' is provided, whereby the objective of a
  • Fig. 6 illustrates a way to compensate for the occurrence of axial forces and associated, acting on the rotor 37 axial thrust at least partially.
  • the compressor 14 comprises two
  • Compressor wheels 18, 18 'with respective Rastructure 19, 19' wherein the compressor wheels 18, 18 'via their respective Rastructure 19, 19' are supported against each other.
  • the compressor wheels 18, 18 ' are arranged back to back.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Turbine (26) für einen Abgasturbolader (16) einer Verbrennungskraftmaschine (10), mit einem Turbinengehäuse (61) und mit einen im dem Turbinengehäuse (61) um eine Drehachse (48) relativ zu dem Turbinengehäuse (61) drehbar aufgenommenen Turbinenrad (28), welches einen Turbinenradaustrittsberelch (34) mit einem Austrittsquerschnitt (A2) aufweist, über welchen das Turbinenrad (28) von Abgas abströmbar ist, wobei ein zweiter Turbinenradaustrittsberelch (36) mit einem zweiten, dem ersten Austrittsquerschnitt (A2) in axialer Richtung gegenüberliegenden Austrittsquerschnitt (Α2') des Turbinenrads (28) und wenigstens ein Stellelement (42) vorgesehen sind, mittels welchem eine das Turbinenrad (28) über den zweiten Austrittsquerschnitt (Α2') abströmende Menge des Abgases einstellbar ist.

Description

Abgasturbolader-Turbine mit zwei Radaustrittsquerschnitten
Die Erfindung betrifft eine Turbine für einen Abgasturbolader gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
Heutige moderne Verbrennungskraftmaschinen für Kraftwagen, insbesondere
Personenkraftwagen, sind mit Abgasturboladern ausgestattet, die ein jeweiliges
Verdichterrad und ein jeweiliges Turbinenrad aufweisen. Zur Darstellung hoher
Anfahrmomente und sehr guter Agilitäten weisen die Verdichter- und Turbinenräder, welche auch als Laufräder bezeichnet werden, relativ kleine Laufraddurchmesser und somit geringe polare Massenträgheitsmomente auf.
Diese hochdrehenden Laufräder ermöglichen zwar die Darstellung eines sehr schnellen Ansprechverhaltens, so dass das sogenannte Turboloch vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann. Jedoch haben sie einen grundlegenden Nachteil, der sich in hohen sogenannten Abblaseraten äußert. Im Rahmen des sogenannten Abblasens bei Turbinen von Abgasturboladern wird das jeweilige Turbinenrad über wenigstens einen Umgehungskanal umgangen, so dass das den korrespondierenden Umgehungskanal durchströmende Abgas das Turbinenrad nicht antreibt. Im Abgas enthaltene Energie kann somit nicht genutzt werden.
Die Abblaseraten herkömmlicher Abgasturbolader für Ottomotoren mit hohen
Agilitätsanforderungen befinden sich üblicherweise in Bereichen zwischen mindestens 40% bis hin zu über 60% der gesamten Abgasmenge irrv Nennpunkt der
Verbrennungskraftmaschine. Somit werden z.B. für Ottomotoren mit einem Hubvolumen von 1 ,6 Litern mindestens Druck-Exergiepotentiale über 20kW ungenutzt in Wärme vernichtet. Die Rückwirkungen dieser Exergieverschwendung auf die entsprechende Turbine wie auch auf einen gesamten Abgastrakt der Verbrennungskraftmaschine sind extrem hohe Abgas- und Bauteiltemperaturen bis an jeweilige Werkstoffgrenzen von Hochtemperaturwerkstoffen in der Größenordnung von 1050°C bis 1 100°C. Häufig werden die aus einem Motorauslass der Verbrennungskraftmaschine ausströmenden Abgasmengen noch zusätzlich mit einer Kraftstoffanfettung von mehr als 20% des verbrannten Kraftstoffes zur Abgaskühlung versehen.
Neben den verbrauchserhöhenden Ladungswechselnachteilen der herkömmlichen, aufgeladenen Ottomotoren insbesondere für Personenkraftwagen infolge der sehr klein dimensionierten Turbinen werden somit auch gewichtige Kraftstoffverbrauchsnachteile nur zur Kühlung des Abgases verschwendet. Dies bedeutet, dass die kleinen
Turbinenräder zwar ein sehr gutes Ansprechverhalten aufweisen, jedoch auch zu sehr kleinen Turbinenschluckfähigkeiten führen. Die Turbinen befinden sich somit an
Werkstoff-Temperatur-Grenzen mit allen Problemen, die sich in den erschwerten mechanischen Funktionalitäten der Turbine und thermischen
Austrittskrümmerbeanspruchungen widerspiegeln.
Die DE 10 2008 063 656 A1 offenbart eine Turbine für eine Verbrennungskraftmaschine, mit einem Turbinengehäuse und mit einem in dem Turbinengehäuse um eine Drehachse relativ zu dem Turbinengehäuse drehbar aufgenommenen Turbinenrad, welches einen Turbinenradaustrittsbereich mit einem Austrittsquerschnitt aufweist. Über den
Austrittsquerschnitt ist das Turbinenrad von Abgas abströmbar. Es ist ein erstes
Stellelement vorgesehen, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads angeordneter und von dem Turbinenrad zuzuführendem Abgas durchströmbarer Eintrittsquerschnitt variabel einstellbar ist. Ferner ist ein zweites Stellelement vorgesehen, mittels welchem ein stromab des Turbinenrads angeordneter und von das Turbinenrad abströmendem Abgas durchströmbarer Austrittsquerschnitt variabel einstellbar ist. Das zweite
Stellelement ist dabei als Konusschieber ausgebildet.
Die DE 10 2006 058 102 A1 und die DE 10 2007 036 937 A1 offenbaren jeweils ebenfalls Turbinen mit Stellelementen, mittels welchen entsprechende Strömungsquerschnitte variabel einstellbar sind.
Um bei herkömmlichen Turbinen die eingangs geschilderte, sich negativ auf den
Kraftstoffverbrauch auswirkende Abblasung zu vermeiden, ist es erforderlich, auch den Eintrittsquerschnitt und in der Folge auch einen Austrittsdurchmesser eines Verdichters des Abgasturboladers hinsichtlich einer optimalen Paarung zu vergrößern, um eine hinreichende Schluckfähigkeit der Turbine zu realisieren. Dies beeinträchtigt jedoch die Schnelllläufigkeit der Turbine, so dass sie ein nur unzureichendes Ansprechverhalten sowie eine nur unzureichende Agilität aufweist. Dadurch wird die Fahrbarkeit der Verbrennungskraftmaschine unerwünschterweise beeinträchtigt. Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbine für einen Abgasturbolader der eingangs genannten Art zu schaffen, welche eine sehr hohe Agilität sowie gleichzeitig eine sehr hohe Schluckfähigkeit aufweist, so dass eine Abblasung vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann.
Diese Aufgabe wird durch eine Turbine für einen Abgasturbolader mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nichttrivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Um eine Turbine für einen Abgasturbolader der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art derart weiterzuentwickeln, dass die Turbine eine sehr hohe Agilität sowie eine sehr hohe Schluckfähigkeit aufweist, infolge derer eine Abblasung von Abgas vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann, sind erfindungsgemäß ein zweiter Turbinenradaustrittsbereich mit einem zweiten, dem ersten Austrittsquerschnitt in axialer Richtung gegenüberliegenden Austrittsquerschnitt des Turbinenrads und wenigstens ein Stellelement vorgesehen, wobei mittels des Stellelements eine das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmende Menge des Abgases einstellbar ist. Mit anderen Worten weist das Turbinenrad einen zweiten
Turbinenradaustrittsbereich mit einem zweiten Austrittsquerschnitt auf, wobei der erste Austrittsquerschnitt auf einer ersten Seite des Turbinenrads und der zweite
Austrittsquerschnitt auf einer der ersten Seite in axialer Richtung des Turbinenrads gegenüberliegenden, zweiten Seite angeordnet ist. Mittels des Stellelements ist eine bedarfsgerechte Einstellung der Menge des Abgases möglich, welches das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmt. Durch die bedarfsgerechte Einstellung dieser Menge, wobei beispielsweise der zweite Austrittsquerschnitt selbst eingestellt wird, ermöglicht die Darstellung eines sehr großen Gesamtquerschnitts, welcher die
Austrittsquerschnitte umfasst und über welchen das Turbinenrad vom Abgas abströmbar ist.
Wird der zweite Austrittsquerschnitt beispielsweise zu dem ersten Austrittsquerschnitt zugeschaltet bzw. vergrößert, so können das Turbinenrad und die Turbine von einer besonders hohen Menge an Abgas, d.h. von einem besonders hohen Volumenstrom und/oder Massenstrom des Abgases durchströmt werden. Die Turbine weist somit eine sehr hohe Schluckfähigkeit auf, ohne dass eine Abblasung vorgesehen und erforderlich ist. Mit anderen Worten ist die hohe Schluckfähigkeit realisierbar, ohne dass das
Turbinenrad von Abgas umgangen und somit von dem das Turbinenrad umgehenden Abgas nicht angetrieben wird. Gleichzeitig kann das Turbinenrad klein und somit mit einem nur geringen polaren Massenträgheitsmoment ausgestaltet werden, so dass es ein sehr gutes
Ansprechverhalten und somit eine sehr gute Agilität aufweist. Um das Turbinenrad schnell zu beschleunigen, wird beispielsweise der zweite Austrittsquerschnitt abgeschaltet bzw. verkleinert, so dass das Turbinenrad überwiegend oder - abgesehen von etwaigen Leckageströmen - ausschließlich über den ersten Austrittsquerschnitt abgeströmt wird. Unter Abschaltung des zweiten Austrittsquerschnitts ist dabei zu verstehen, dass ein Durchströmen des zweiten Austrittsquerschnitts von Abgas mittels des Stellelements verhindert oder gegenüber der Zuschaltung verringert ist.
Bei der Turbine ist es somit möglich, kleine und für die Agilität der Turbine vorteilhafte Durchmesser sowohl des Turbinenrads als auch eines Verdichterrads eines Verdichters des Abgasturboladers zumindest im Wesentlichen unverändert beizubehalten und dennoch die Schluckfähigkeit der Turbine so weit zu steigern, dass eine Abblasung von Abgas nicht mehr notwendig ist und dass der sich einstellende Turbinenwirkungsgrad der als Volldurchsatz-Turbine ausgebildeten Turbine, bezogen auf die Gesamtabgasmenge, besonders bei hohen Abgasdurchsätzen gegenüber Abblaseturbinen, bei denen ein Abblasung durchgeführt wird, höher ist. Als Folge dieser realisierten Volldurchsatz- Turbine können Austrittsdrücke an einem Abgasauslass der Verbrennungskraftmaschine sowie Austrittstemperaturen des Abgases bei zumindest im Wesentlichen
gleichbleibenden spezifischen Leistungen und/oder Drehmomenten der
Verbrennungskraftmaschine abgesenkt werden, wodurch vorteilhafte
Turbinenvariabilitäten zum Einstellen von Strömungsquerschnitten mit sehr hohen Funktionalitätssicherheiten besonders leicht entwickelt werden können. Die Turbine ermöglicht es somit, den eingangs erwähnten Zielkonflikt, demzufolge sich eine
Steigerung der Schluckfähigkeit nur durch eine unerwünschte Vergrößerung des
Turbinenrads realisierbar ist, gelöst werden.
Zur Realisierung eines besonders geringen Bauraumbedarfs ist die Turbine vorzugsweise als Radialturbine ausgebildet, wobei das Turbinenrad im Betrieb in radialer Richtung von außen nach innen von Abgas angeströmt und zumindest im Wesentlichen in axialer Richtung von dem Abgas abgeströmt wird.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist das Stellelement innerhalb wenigstens eines Gehäuseelements, insbesondere des Turbinengehäuses, des Abgasturboladers angeordnet. Dadurch kann ein besonders geringer Bauraumbedarf der Turbine realisiert werden. Darüber hinaus ist ein besonders wirkungsgradgünstiger Betrieb darstellbar. Das Stellelement kann jedoch auch außerhalb des Turbinengehäuses angeordnet werden, so dass die Einstellung der Menge des den zweiten Austrittsquerschnitt durchströmenden Abgases besonders einfach und kostengünstig realisierbar ist.
Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn das Stellelement innerhalb des Turbinengehäuses angeordnet ist, wobei ein zweites Stellelement zum Einstellen der Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden
Abgases vorgesehen ist, und wobei das zweite Stellelement außerhalb des
Turbinengehäuses angeordnet ist. Mittels des bezüglich des Turbinengehäuses externen, zweiten Stellelements ist es möglich, in einer entsprechenden Schließposition des zweiten Stellelements den zweiten Austrittsquerschnitt fluidisch zu versperren, so dass er nicht mehr von Abgas durchströmbar ist. Dabei können etwaige Leckageströme des Abgases bei nur sehr geringen, auf das erste Stellelement wirkenden Gaskrafteffekten besonders gering gehalten werden. Mittels des internen, ersten Stellelements kann ferner eine Rückwirkung verlustträchtiger Strömungsstörungen im Turbinenrad besonders gering gehalten werden.
Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn das wenigstens eine Stellelement, d.h. das erste und/oder das zweite Stellelement, in axialer Richtung relativ zu dem
Turbinengehäuse bewegbar ist. Hierdurch ist eine einfache und robuste Einstellung der Menge des den zweiten Austrittsquerschnitt durchströmenden Abgases darstellbar.
Zur Realisierung eines besonders effizienten Betriebs der Turbine ist wenigstens ein Eintrittselement vorgesehen, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads
angeordneter und von dem Turbinenrad zuzuführendem Abgas durchströmbarer
Eintrittsquerschnitt einstellbar ist. Die Turbine und insbesondere ihr Eintrittsquerschnitt und ihr zweiter Austrittsquerschnitt kann somit besonders variabel an unterschiedliche Betriebspunkte und somit an unterschiedliche Volumenströme und/oder Massenströme des Abgases der Verbrennungskraftmaschine angepasst werden. Ferner ist es möglich, besonders große Durchsatzspreizungen der Turbine zu realisieren.
Bei einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung sind das
Eintrittselement und das wenigstens eine Stellelement über eine Kopplungseinrichtung miteinander gekoppelt. Dadurch ist es beispielsweise möglich, das Eintrittselement und das wenigstens eine Stellelement über die Kopplungseinrichtung mittels wenigstens eines dem Eintrittselement und dem wenigstens einen Stellelement gemeinsamen Stellglieds zu verstellen. Dies führt zu einer nur sehr geringen Teileanzahl, einem geringen Gewicht sowie einem geringen Bauraumbedarf der Turbine.
In weiterer besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist die
Kopplungseinrichtung dazu ausgelegt, dass das Eintrittselement in einem ersten Teilbereich seines Verstellbereichs unabhängig von dem wenigstens einen Stellelement und in einem zweiten Teilbereich des Verstellbereichs zusammen mit dem wenigstens einen Stellelement bewegbar ist. Hierdurch ist eine besonders vorteilhafte Verstellbarkeit des Eintrittselements und des wenigstens einen Stellelements geschaffen, so dass die Turbine bedarfsgerecht an unterschiedliche Betriebspunkte angepasst werden kann. Dabei ist es möglich, im ersten Teilbereich des Verstellbereichs den Eintrittsquerschnitt einzustellen, d.h. zu verändern, ohne dass damit eine Einstellung, d.h. Veränderung des zweiten Austrittsquerschnitts, insbesondere der Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden Abgases, einhergeht.
Mit anderen Worten kann - trotz der Kopplung des wenigstens einen Stellelements mit dem Eintrittselement - im ersten Teilbereich des Verstellbereichs der Eintrittsquerschnitt beeinflusst werden, ohne den zweiten Austrittsquerschnitt bzw. die Menge des das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt abströmenden Abgases zu beeinflussen.
Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn ein Verhältnis des zweiten
Austrittsquerschnitts zu einer Summe aus dem ersten Austrittsquerschnitt und dem zweiten Austrittsquerschnitt in einem Bereich von einschließlich 0,25 bis einschließlich 0,75 liegt. Hierdurch kann einerseits eine besonders hohe Schluckfähigkeit und andererseits eine sehr hohe Agilität der Turbine realisiert werden.
Schließlich hat es sich als besonders vorteilhaft gezeigt, wenn das Turbinenrad erste Laufradschaufeln, welche beiden Austrittsquerschnitten zugeordnet sind, und zweite Laufradschaufeln, welche bezogen auf die Austrittsquerschnitte lediglich dem zweiten Austrittsquerschnitt zugeordnet sind, aufweist. Mittels dieser Laufradschaufeln kann das Abgas sehr gut geführt werden, so dass das Turbinenrad effizient antreibbar ist.
Zur Erfindung gehört auch eine Verbrennungskraftmaschine, insbesondere für einen Kraftwagen, mit wenigstens einer erfindungsgemäßen Turbine. Die
Verbrennungskraftmaschine ist auch in einem instationären Betrieb besonders effizient und kraftstoffverbrauchsarm antreibbar, da eine Abblasung, d.h. eine Umgehung des Turbinenrads mit Abgas vermieden werden kann. Gleichzeitig weist die Verbrennungskraftmaschine eine sehr gute Fahrbarkeit bei einem Einsatz in einem Kraftwagen, insbesondere einem Personenkraftwagen, auf. Dies bedeutet, dass beispielsweise das sogenannte Turboloch vermieden oder zumindest sehr gering gehalten werden kann.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele 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.
Die Zeichnung zeigt in:
Fig. 1a eine schematische Darstellung einer Verbrennungskraftmaschine für einen
Kraftwagen mit einer Turbine, welche ein Turbinengehäuse und ein in dem Turbinengehäuse aufgenommenes Turbinenrad umfasst, wobei das Turbinenrad zwei Turbinenradaustrittsbereiche mit jeweiligen, einander gegenüberliegend angeordneten Austrittsquerschnitten aufweist, über welche das Turbinenrad von Abgas abströmbar ist, und wobei ein
Stellelement vorgesehen ist, mittels welchem eine Menge von das
Turbinenrad über einen der Austrittsquerschnitte abströmendem Abgas einstellbar ist, gezeigt in einer Schließstellung des Stellelements;
Fig. 1 b eine weitere schematische Darstellung der Verbrennungskraftmaschine mit der Turbine, gezeigt in einer Offenstellung des Stellelements;
Fig. 2a eine weitere schematische Darstellung der Verbrennungskraftmaschine mit der Turbine gemäß einer zweiten Ausführungsform, bei welcher das Stellelement außerhalb des Turbinengehäuses angeordnet ist, gezeigt in der Schließstellung des Stellelements; Fig. 2b eine weitere schematische Darstellung der Verbrennungskraftmaschine mit der Turbine gemäß Fig. 2a, gezeigt in der Offenstellung des Stellelements;
Fig. 3a ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine
gemäß einer dritten Ausführungsform, gezeigt in der Schließstellung des Stellelements;
Fig. 3b ausschnittsweise eine schematische Draufsicht der Turbine gemäß Fig.
3a;
Fig. 3c ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine
gemäß der dritten Ausführungsform, gezeigt in der Offenstellung des Stellelements;
Fig. 3d ausschnittsweise eine schematische Draufsicht der Turbine gemäß Fig. 3c;
Fig. 4a ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht der Turbine
gemäß einer vierten Ausführungsform;
Fig. 4b ausschnittsweise eine schematische Draufsicht der Turbine gemäß Fig.
4a;
Fig. 5 ein Diagramm zur Veranschaulichung der Wirkung der Turbine; und
Fig. 6 eine schematische Darstellung der Verbrennungskraftmaschine mit der
Turbine gemäß Fig. 1a und 1 b, wobei ein von der Turbine antreibbarer Verdichter eines die Turbine umfassenden Abgasturboladers zwei
Radrücken an Radrücken angeordnete Verdichterräder umfasst.
In den Figuren sind gleiche oder funktionsgleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Fig. 1 a und 1 b zeigen eine Verbrennungskraftmaschine 10 für einen Kraftwagen. Die Verbrennungskraftmaschine 10 ist als Hubkolben-Verbrennungskraftmaschine ausgebildet und weist wenigstens einen, in Fig. 1 a und 1 b nicht dargestellten Brennraum in Form eines Zylinders auf.
Die Verbrennungskraftmaschine 10 weist einen Ansaugtrakt 12 auf, über den die
Verbrennungskraftmaschine 10 während ihres Betriebs Luft ansaugt. Im Ansaugtrakt 12 ist ein Verdichter 14 eines Abgasturboladers 16 der Verbrennungskraftmaschine 10 angeordnet. Der Verdichter 14 umfasst ein in Fig. 1 a und 1 b nicht dargestelltes
Verdichtergehäuse, in welchem ein Verdichterrad 18 um eine Drehachse relativ zu dem Verdichtergehäuse drehbar aufgenommen ist. Mittels des Verdichterrads 18 wird die der Verbrennungskraftmaschine 10 zuzuführende Luft verdichtet.
Stromab des Verdichters 14 ist im Ansaugtrakt 12 ein Ladeluftkühler 20 angeordnet, mittels welchem die verdichtete und dadurch erwärmte Luft gekühlt wird. Stromab des Ladeluftkühlers 20 ist im Ansaugtrakt 12 eine Luftdosierungsvorrichtung vorliegend in Form einer Drosselklappe 22 angeordnet, mittels welcher eine der
Verbrennungskraftmaschine 10 zuzuführende Menge der Luft einstellbar ist. Die
Verbrennungskraftmaschine 10 umfasst auch eine Recheneinrichtung 25, welche beispielsweise ein Steuergerät der Verbrennungskraftmaschine 10 ist. Die
Recheneinrichtung 25 ist mit der Drosselklappe 22 gekoppelt und dient zum Steuern oder Regeln der Drosselklappe 22.
Zum Verdichten der Luft wird in einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine 10 enthaltene Energie genutzt. Das Abgas, welches aus Verbrennungsvorgängen der Luft mit Kraftstoff resultiert, wird der Verbrennungskraftmaschine 10 über einen Abgastrakt 24 dieser abgeführt. Im Abgastrakt 24 ist eine Turbine 26 des Abgasturboladers 16 angeordnet. Die Turbine 26 umfasst ein in Fig. 1 a und 1 b nicht dargestelltes
Turbinengehäuse, in welchem ein Turbinenrad 28 der Turbine 26 um eine Drehachse relativ zum Turbinengehäuse drehbar aufgenommen ist. Die Drehachse des
Turbinenrads 28 fällt dabei mit der Drehachse des Verdichterrads 18 zusammen. Das Verdichterrad 18 und das Turbinenrad 28 sind mit einer Welle 30 des Abgasturboladers 16 drehfest gekoppelt. Das Abgas wird dem Turbinenrad 28 mittels des
Turbinengehäuses zugeführt, so dass das Abgas das Turbinenrad 28 anströmen und dadurch antreiben kann. Infolge der drehfesten Verbindung des Verdichterrads 18 und des Turbinenrads 28 mit der Welle 30 wird das Verdichterrad 18 über die Welle 30 vom Turbinenrad 28 angetrieben. Das Abgas wird durch das Antreiben der Turbine 26 expandiert und strömt anschließend zu einer im Abgastrakt 24 angeordneten und in Fig. 1 a und 1 b nicht dargestellten Abgasnachbehandlungseinrichtung der
Verbrennungskraftmaschine 10.
Die Turbine 26 umfasst ein in Fig. 1 a und 1b sehr schematisch dargestelltes
Eintrittselement 32, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads 28 angeordneter und von dem dem Turbinenrad 28 zuzuführenden Abgas durchströmbarer Eintrittsquerschnitt einstellbar ist. Durch das Eintrittselement 32 ist somit eine sogenannte Eintrittsvariabilität geschaffen, so dass der Eintrittsquerschnitt an unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine 10 und somit an unterschiedliche Volumen- und/oder Massenströme des Abgases angepasst werden kann. Hierdurch ist ein besonders effizienter Betrieb der Turbine 26 realisierbar. Zum Einstellen des Eintrittselements 32 ist dieses mit der Recheneinrichtung 25 gekoppelt, über die das Eintrittselement 32 geregelt oder gesteuert wird.
Bei dieser Eintrittsvariabilität (Eintrittselement 32) kann es sich um einen Drehschaufler oder um einen Axialschieber handeln. Alternativ dazu kann es sich um einen
sogenannten Zungenschieber handeln, welcher eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung des Turbinenrads 28 über dessen Umfang vorzugsweise gleichmäßig verteilt
angeordnete Sperrkörper vorzugsweise in Form von Zungen umfasst, mittels welchen der Eintrittsquerschnitt sowie vorteilhafterweise ein Drall des Abgases variabel einstellbar ist. Die Zungen sind dabei um die Drehachse des Turbinenrads 28 relativ zum
Turbinengehäuse drehbar, wodurch der Eintrittsquerschnitt eingestellt wird. Zur
Realisierung einer einfachen Betätigung der Zungen sind diese mit einem den Zungen gemeinsamen Ring gekoppelt, welcher um die Drehachse des Turbinenrads 28 drehbar ist, wobei die Zungen mit dem Ring mitdrehbar sind. Der Zungenschieber eignet sich besonders gut für Ottomotoren, da eine besonders hohe Durchsatzspreizung darstellbar ist.
Das Turbinenrad 28 weist einen ersten Turbinenradaustrittsbereich 34 mit einem ersten Austrittsquerschnitt A2 auf. Dabei ist das Turbinenrad 28 über den ersten
Austrittsquerschnitt A2 von dem Abgas abströmbar. Mit anderen Worten strömt das Abgas das Turbinenrad 28, nachdem das Abgas das Turbinenrad 28 angetrieben hat, über den ersten Austrittsquerschnitt A2 und den ersten Turbinenradaustrittsbereich 34 ab. Die Turbine 26 ist dabei als Radialturbine ausgebildet, so dass das Abgas das
Turbinenrad 28 in radialer Richtung von außen nach innen anströmt und zumindest im Wesentlichen in axialer Richtung das Turbinenrad 28 abströmt. Wie in Zusammenschau mit Fig. 1b erkennbar ist, weist das Turbinenrad 28 nun einen zweiten Turbinenradaustrittsbereich 36 mit einem zweiten Austrittsquerschnitt A2' auf. Das Abgas kann - je nach Einstellung der Turbine 26 und wie im Folgenden noch erläutert wird - das Turbinenrad 28 auch über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' und den zweiten Turbinenradaustrittsbereich 36 abströmen.
Wie aus Fig. 1a und 1b zu erkennen ist, ist der zweite Turbinenradaustrittsbereich 36 in axialer Richtung des Turbinenrads 28 dem ersten Turbinenradaustrittsbereich 34 gegenüberliegend angeordnet, wobei auch der zweite Austrittsquerschnitt A2' in axialer Richtung des Turbinenrads 28 dem ersten Austrittsquerschnitt A2 gegenüberliegend angeordnet ist. Mit anderen Worten sind der erste Turbinenradaustrittsbereich 34 und der erste Austrittsquerschnitt A2 auf einer ersten Seite 38 des Turbinenrads 28 angeordnet, während der zweite Turbinenradaustrittsbereich 36 und der zweite Austrittsquerschnitt A2' auf einer der ersten Seite 38 in axialer Richtung abgewandten, zweiten Seite 40 des Turbinenrads 28 und so auf Seiten eines Laufradrückens des Turbinenrads 28
angeordnet sind.
Aus Fig. 1 a und 1 b ist auch ein Lagergehäuse 35 des Abgasturboladers 16 erkennbar. Ein Rotor 37 des Abgasturboladers 16, wobei der Rotor 37 das Verdichterrad 18, das Turbinenrad 28 und die Welle 30 umfasst, ist dabei am Lagergehäuse 35 relativ zum Lagergehäuse 35 drehbar gelagert. Der zweite Austrittsquerschnitt A2' ist dabei auf Seiten des Lagergehäuses 35 angeordnet, d.h. zum Lagergehäuse 35 hin ausgerichtet.
Die Turbine 26 umfasst darüber hinaus ein in Fig. 1 a und 1 b sehr schematisch
dargestelltes Stellelement 42, mittels welchem eine das Turbinenrad über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' abströmende Menge des Abgases einstellbar ist. Um diese Menge des den zweiten Austrittsquerschnitt A2' durchströmenden Abgases, d.h. des das Turbinenrad 28 über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' abströmenden Abgases einzustellen, ist das Stellelement 42 gemäß Fig. 1 a und 1b relativ zum Turbinengehäuse in axialer Richtung translatorisch bewegbar, d.h. verschiebbar.
Gemäß Fig. 1a und 1 b ist das Stellelement 42 innerhalb eines Gehäuseelements des Abgasturboladers 16 aufgenommen. Bei diesem Gehäuseelement kann es sich um das Lagergehäuse 35 oder um das Turbinengehäuse handeln. Gemäß Fig. 1a und 1 b ist das Stellelement 42 innerhalb der Turbine 26 zwischen dem zweiten Austrittsquerschnitt A2' und dem Lagergehäuse 35 angeordnet. Das Stellelement 42 ist zwischen einer in Fig. 1a gezeigten Schließstellung und wenigstens einer in Fig. 1 b gezeigten Offenstellung verschiebbar. In der Schließstellung ist der zweite Austrittsquerschnitt A2' fluidisch maximal versperrt. Dabei ist vorzugsweise vorgesehen, dass der zweite Austrittsquerschnitt A2' - bis auf etwaige Leckageströme - nicht mehr von Abgas durchströmbar ist, d.h. dass das Turbinenrad 28 in der
Schließstellung nicht über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' abgeströmt werden kann. In der Offenstellung ist der zweite Austrittsquerschnitt A2' gegenüber der Schließstellung freigegeben, so dass das Turbinenrad 28 über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' von Abgas abgeströmt werden kann. Im Folgenden wird als die Offenstellung die Stellung des Stellelements 42 bezeichnet, in der der zweite Austrittsquerschnitt A2' maximal freigegeben ist. Dies bedeutet, dass das Turbinenrad 28 in der Offenstellung von einer maximal einstellbaren Menge über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' abströmbar ist.
Vorzugsweise ist das Stellelement 42 auch in wenigstens eine Zwischenstellung und vorzugsweise in mehrere Zwischenstellungen zwischen der Offenstellung und der Schließstellung einstellbar, in denen der zweite Austrittsquerschnitt A2' gegenüber der Schließstellung fluidisch freigegeben und gegenüber der Offenstellung fluidisch verengt ist. Durch das Stellelement 42 ist somit eine Variabilität geschaffen, welche eine bedarfsgerechte Einstellung des zweiten Austrittsquerschnitts A2' ermöglicht.
Mittels des bewegbaren Stellelements 42 ist der zweite Austrittsquerschnitt A2' zu dem stets freigegeben ersten Austrittsquerschnitt A2 bedarfsgerecht zuschaltbar, so dass die Turbine 26 eine sehr hohe Schluckfähigkeit aufweist. Dies bedeutet, dass die Turbine 26 von einer besonders hohen Menge an Abgas durchströmt werden kann, so dass
Abgasgegendrücke für die Verbrennungskraftmaschine 10 gering gehalten werden können. Gleichzeitig ist bei der Turbine 26 keine Abblasung des Abgases vorgesehen. Mit anderen Worten ist es nicht vorgesehen, dass das Turbinenrad 28 von Abgas umgangen wird. Durch den zuschaltbaren, d.h. fluidisch freigebbaren, und abschaltbaren, d.h.
fluidisch versperrbaren, zweiten Austrittsquerschnitt A2' ist es ferner möglich, das
Turbinenrad 28 besonders klein und somit mit einem geringen polaren
Massenträgheitsmoment auszugestalten, so dass die Turbine 26 eine sehr hohe Agilität aufweist.
Fig. 2a und 2b zeigen die Turbine 26 gemäß einer zweiten Ausführungsform. Fig. 2a zeigt das Stellelement 42 in seiner Schließstellung, während Fig. 2b das Stellelement 42 in seiner Offenstellung zeigt. Wie aus Fig. 2a und 2b erkennbar ist, ist das Stellelement 42 nun außerhalb des Turbinengehäuses angeordnet. Bei dem Stellelement 42 handelt es sich um eine einfache und kostengünstige Klappe. Auch die Verwendung von einfachen und kostengünstigen Ventilen als das Stellelement 42 ist ohne weiteres möglich. Zum Regeln oder Steuern des Stellelements 42 gemäß Fig. 2a und 2b ist dieses wiederum mit der Recheneinrichtung 25 gekoppelt.
Fig. 3a-d zeigen die Turbine 26 gemäß einer dritten Ausführungsform, wobei sich das Stellelement 42 gemäß Fig. 3a und 3b in seiner Schließstellung und gemäß Fig. 3c und 3d in seiner Offenstellung befindet.
Fig. 3b und 3d zeigen einen Zylinderschnitt einer Laufradschaufel 44 des Turbinenrads 28. Dementsprechend ist vom Turbinenrad 28 in Fig. 3b und 3d ein Radsegment 43 erkennbar. Aus Fig. 3b und 3d ist besonders gut die Gestaltung der Laufradschaufel 44 erkennbar. Die Laufradschaufel 44 weist zu einer dem ersten Austrittsquerschnitt A2 zugeordneten Schaufelfront 59 hin einen ersten Radaustrittswinkel ß2 und zu einer dem zweiten Austrittsquerschnitt A2' zugeordneten Schaufelfront 57 hin einen zweiten
Radaustrittswinkel β2· auf. Die jeweiligen Radaustrittswinkel ß2 und β2· liegen bezogen auf einen jeweiligen Mittelwert in einem Bereich von einschließlich 20° bis einschließlich 60°, so dass bezogen auf die Austrittsquerschnitte A2 und A2' eine vorteilhafte
Strömungsumlenkung des Abgases im Turbinenrad 28 bewirkt werden kann. Die jeweilige Abströmrichtung des Abgases von der Laufradschaufel 44 im Absolutsystem ist in Fig. 3b und 3d durch Richtungspfeile 46 veranschaulicht. Die Form der Laufradschaufel 44 lässt sich zumindest näherungsweise mittels Parabel- bzw. Ellipsenteilkurven beschreiben, die einen Scheitelpunkt und die beiden Endpunkte mit den
Radaustrittstangenten besitzen, welche die jeweiligen Radaustrittswinkel ß2 und β2· zu den beiden Schaufelfronten 57, 59 entgegen der Drehrichtung des Turbinenrads 28 einschließen, wobei die Drehrichtung des Turbinenrads 28 in Fig. 3b und 3d durch einen Richtungspfeil U dargestellt ist. Die Schaufelfronten 57, 59 sind Schaufelaustrittsfronten.
Die Laufradschaufel 44 weist somit zwei Austrittskanten auf, über die die Laufradschaufel 44 vom Abgas abgeströmt wird. Eine erste der Austrittskanten ist der Schaufelfront 59 und somit dem ersten Austrittsquerschnitt A2 zugeordnet, während eine zweite der Austrittskanten der Schaufelfront 57 und somit dem zweiten Austrittsquerschnitt A2' zugeordnet ist.
In Fig. 3a und 3c ist die Drehachse, um die das Turbinenrad 28 drehbar ist, mit 48 bezeichnet. Das Stellelement 42 ist gemäß Fig. 3a und 3c als axial verschiebbare
Ringscheibe ausgebildet, welche auch als Varioscheibe bezeichnet wird. Gemäß Fig. 3a befindet sich die Varioscheibe in ihrer Schließstellung, wodurch der gesamte
Abgasmassenstrom nur durch den herkömmlichen, ersten Austrittsquerschnitt A2 ausströmen kann.
Die in Fig. 3c gezeigte maximale Offenstellung der Ringscheibe gibt einen Sammelraum 50 für das Ausströmen des maximalen Abgasteilstroms frei. Zwischen diesen beiden Extrempositionen in Form der Schließstellung und der Offenstellung sind beliebig viele Zwischenstellungen möglich, die die temporäre Gesamtdurchsatzkapazität und die Aufteilung des ausströmenden Abgasmassenstroms durch die beiden
Austrittsquerschnitte A2' und A2 der Turbine 26 zur nachfolgenden
Abgasnachbehandlungseinrichtung festlegt.
Der Sammelraum 50 mündet zumindest im Wesentlichen gasdicht in eine
Austrittsverrohrung, die zumindest weitgehend radial zur Drehachse 48 und dann axial hin zu einer Austrittsverrohrung des ersten Austrittsquerschnitts A2 geführt wird. Die dem ersten Austrittsquerschnitt A2 zugeordnete Abgasverrohrung, welche vom das
Turbinenrad 28 über den ersten Austrittsquerschnitt A2 abströmenden Abgas
durchströmbar ist, und die dem zweiten Austrittsquerschnitt A2' zugeordnete
Abgasverrohrung, die vom das Turbinenrad 28 über den zweiten Austrittsquerschnitt A2' abströmenden Abgas durchströmbar ist, sind vorzugsweise stromauf der
Abgasnachbehandlungseinrichtung fluidisch miteinander verbunden, d.h.
zusammengeführt.
In Fig. 3a und 3c ist auch eine mit 52 bezeichnete der Zungen des Zungenschiebers erkennbar. Jeweilige Zungenspitzen der Zungen greifen hierbei jeweilige
Strömungsflächen von jeweils zugeordneten Zuführkanälen des Turbinengehäuses so weit ab, dass der Radeintrittsdrall und eine effektive Radzuströmfläche bedarfsgerecht beeinflussbar sind. Die Zuführkanäle können sich dabei in Umfangsrichtung des
Turbinenrads 28 über dessen Umfang zumindest im Wesentlichen spiralförmig erstrecken und somit als Spiralkanäle ausgebildet sein. Einer dieser zumindest im Wesentlichen spiralförmigen Zuführkanäle ist in Fig. 3a-d erkennbar und mit 63 bezeichnet.
Die Verwendung des Zungenschiebers ist auch insofern vorteilhaft, als mehrere
Strömungssegmente der beispielsweise als Mehrsegment-Turbine ausgebildeten Turbine 26 mit nur einem einfachen Schieber in Form des Zungenschiebers ausgestattet werden können. Dabei korrespondiert die Anzahl der Zungen mit der Anzahl der
Strömungssegmente, welche beispielsweise spiralförmig und entsprechend als Segmentspiralen ausgestaltet sind. In Fig. 3a und 3c ist der Ring, mit dem die Zungen drehfest verbunden sind, mit 54 bezeichnet. Der Ring 54 wird üblicherweise auch als Drehring bezeichnet.
Vorliegend sind das Eintrittselement 32 (Zungenschieber) und das Stellelement 42 miteinander gekoppelt, so dass sie zumindest in einem Teilbereich ihrer jeweiligen Verstellbereiche simultan, d.h. gleichzeitig miteinander bewegbar sind. Diese Kopplung des Zungenschiebers und der Varioscheibe erfolgt gemäß Fig. 3a-d über ein oder mehrere in Umfangsrichtung des Turbinenrads 28 über dessen Umfang verteilt angeordnete Kulissenelemente vorliegend in Form von Kulissenstiften 56, die von der festen Gehäuseseite durch Axialnuten 58 geführt werden. Der Drehring (Ring 54), an dem die drehbaren Zungen im Düsenbereich zur Turbine 26 befestigt sind, ist mit Kulissennuten 60 versehen, die bei der Drehung des Drehrings die axiale Position und Zuordnung der Varioscheibe zu den Zungen bestimmen. Mit anderen Worten werden die Kulissenstifte 56 beim Drehen des Rings 54 entlang der Axialnuten 58 derart geführt, dass die Drehbewegung des Rings 54 um die Drehachse 48 in eine axialen Verschiebung des Stellelements 42 (Varioscheibe) umgewandelt wird.
Vorzugsweise ist bei einer maximalen Öffnung des Zungenschiebers, d.h. bei einer Einstellung des maximalen Werts des Eintrittsquerschnitts, auch das Stellelement 42 in seiner maximalen Offenstellung eingestellt. Eine entsprechende Ausgestaltung der Kulissennuten 60 kann so eingestellt werden, dass der Zungenschieber ausgehend von einer den Eintrittsquerschnitt maximal verengenden Schließstellung des Zungenschiebers in Richtung seiner maximalen Offenstellung in den ersten 60% des Verstellbereichs des Zungenschiebers unabhängig vom Stellelement 42 bewegt wird, wobei sich das
Stellelement 42 in diesen ersten 60% des Verstellbereichs des Zungenschiebers in der Schließstellung des Stellelements 42 befindet. Mit anderen Worten kann der
Zungenschieber in den ersten 60% seines Verstellbereichs bewegt werden, ohne dass es auch zu einer Bewegung des Stellelements 42 kommt.
Erst bei einem Öffnungsgrad des Zungenschiebers von mehr als 60% wird dann auch die Varioscheibe aus ihrer Schließstellung in Richtung ihrer Offenstellung bewegt, so dass eine Öffnung des zweiten Austrittsquerschnitts A2' simultan zur weiteren Öffnung des beispielsweise mit A1 bezeichneten variablen Eintrittsquerschnitts durchgeführt wird. Hierdurch kann eine sehr hohe Durchsatzkapazität der Turbine 26 mit sehr guten Turbinenwirkungsgraden realisiert werden. Selbstverständlich ist auch eine getrennte und voneinander unabhängige Bewegung, insbesondere Steuerung und/oder Regelung mittels zweier separater Aktoren in beliebigen Kombinationen zueinander möglich und gegebenenfalls entsprechend der zu befriedigenden Betriebspunkte sinnvoll.
In Fig. 3a und 3b ist auch ein Turbinenradeintrittsbereich E veranschaulicht, über den das Turbinenrad 28 vom Abgas anströmbar ist. Das Turbinenrad 28 kann dabei durch zumindest nahezu elliptischer Zeugungskurven gekennzeichnet sein, wobei ein jeweiliger Scheitel der Zeugungskurven vorzugsweise auf Radialen der Drehachse 48 liegen kann, die sich noch im Turbinenradeintrittsbereich E befinden. In Fig. 3a-d ist das
Turbinengehäuse mit 61 bezeichnet.
Fig. 4a und 4b zeigen die Turbine 26 gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel. Dabei zeigt Fig. 4b in einer schematischen Darstellung das abgewickelte Radsegment 43. Die Turbine 26 gemäß Fig. 4a und 4b unterscheiden sich insbesondere dahingehend von den Turbinen 26 gemäß Fig. 3a-3d, dass das Stellelement 42 als Blende ausgebildet ist. Das Stellelement 42 umfasst zwei Ringelemente 62, 64, welche jeweilige und sich in axialer Richtung erstreckende Durchgangsöffnungen 66 aufweisen. Dies bedeutet, dass - bei einer entsprechenden Einstellung der Ringelemente 62, 64 - die Durchgangsöffnungen 66 in axialer Richtung von dem das Turbinenrad 28 abströmenden Abgas durchströmbar sind.
Die Ringelemente 62, 64 sind bezogen auf die Drehachse 48 koaxial zueinander angeordnet und relativ zueinander drehbar, so dass demzufolge auch die jeweiligen Durchgangsöffnungen 66 relativ zueinander bewegbar sind. Hierdurch können die Durchgangsöffnungen 66 von jeweiligen, die Durchgangsöffnungen 66 begrenzenden Wandungen der Ringelemente 62, 64 fluidisch versperrt oder demgegenüber fluidisch freigegeben werden, so dass die das Turbinenrad 28 über den zweiten
Austrittsquerschnitt A2' abströmende Menge durch Drehen der Ringelemente 62, 64 relativ zueinander einstellbar ist. Die jeweiligen Wandungen sind somit Versperrbereiche, die in der Schließstellung des Stellelements 42 die Durchgangsöffnungen 66 versperren, wohingegen die Durchgangsöffnungen 66 in der Offenstellung maximal freigegeben sind.
Vorzugsweise ist eines der Ringelemente 62, 64 gehäusefest, d.h. relativ zu dem
Turbinengehäuse unbewegbar, während das andere der Ringelemente 62, 64 relativ zum Turbinengehäuse drehbar ist. Vorliegend ist das Ringelement 62 gehäusefest, während das Ringelement 64 relativ zum Turbinengehäuse 61 und somit relativ zum Ringelement 62 um die Drehachse 48 drehbar ist.
Aus Fig. 4a und 4b geht auch die oben genannte, voneinander unabhängige Verstellung des Eintrittselemente 32 und des Stellelements 42 hervor. Dem Zungenschieber ist ein Aktor 21 zum Drehen des Rings 54 zugeordnet, während dem Stellelement 42 und vorliegend dem Ringelement 64 ein vom Aktor 21 separater Aktor 23 zum Drehen des Ringelements 64 zugeordnet ist. In Fig. 4b ist mit Richtungspfeilen 68 die
Abströmrichtung des Abgases vom Turbinenrad 28 im Relativsystem veranschaulicht.
Wie aus Fig. 4b ferner zu erkennen ist, weist das Turbinenrad 28 eine sogenannte Splitbeschaufelung 70 mit Laufradschaufeln 44 und 72 auf. Das Turbinenrad 28 ist somit an die Verwendung von beiden Austrittsquerschnitten A2 und A2' angepasst, was dem Wirkungsgrad zugute kommt. Das Turbinenrad 28 weist somit eine doppelte
Schaufelanzahl für den Abgasteilstrom auf, der hierdurch auf kurzem Wege eine
Strömungsumlenkung im drehenden Relativsystem mit reduzierter wirkungsgradgünstiger Minderumlenkung erfährt.
Es existieren Anwendungsfälle, bei denen es vorteilhaft ist, das interne Stellelement 42 gemäß Fig. 1 a und 1 b mit dem externen Stellelement 42 gemäß Fig. 2a und 2b zu kombinieren. Mittels der externen Variabilität beispielsweise in Form der Klappe können in der Schließposition der internen Variabilität beispielsweise in Form der Varioscheibe Abgas-Leckagen ohne größere Gaskräfte an der Varioscheibe minimiert werden. Mittels der internen Variabilität, die eine gewisse kleine Leckage mit Druckaufbau im
Sammelraum 50 zulässt, kann eine Rückwirkung verlustträchtiger Strömungsstörungen im Turbinenrad 28 durch den weitgehend abgeschalteten Volumeneffekt des
Sammelraums 50 klein gehalten werden.
Fig. 5 zeigt ein Diagramm 74 zur Veranschaulichung die Dimensionierung des zweiten Austrittsquerschnitts A2'. Auf der Abszisse 76 des Diagramms ist ein Verhältnis A2/A22' veranschaulicht, wobei mit A2 der erste Austrittsquerschnitt bezeichnet ist. Mit A22' ist die Summe aus dem ersten Austrittsquerschnitt A2 und dem zweiten Austrittsquerschnitt A2' bezeichnet:
A22' = A2 + A2'. Somit bezeichnet A22' eine Gesamtfläche, welche den ersten Austrittsquerschnitt A2 und den zweiten Austrittsquerschnitt A2' umfasst.
Auf der Ordinate 78 des Diagramms 74 ist ein Verhältnis des zweiten
Austrittsquerschnitts A2' zur Gesamtfläche A2" aufgetragen. Die Abszisse 76
charakterisiert somit die herkömmliche relative Austrittsfläche, während die Ordinate 78 die relative Austrittsfläche am Radrücken des Turbinenrads 28 charakterisiert. Eine in das Diagramm 74 eingetragene Gerade 80 charakterisiert dabei die Flächenaufteilung zwischen den Austrittsquerschnitten A2 und A2', wobei gilt:
A27A22' = 1 - A27A22'.
Aus dem Diagramm 74 ist ein sinnvoller Dimensionierungsbereich des zweiten
Austrittsquerschnitts A2' als Radzusatzströmungsquerschnitt zusätzlich zum ersten Austrittsquerschnitt A2 erkennbar, um ggf. ein Abblasen von Abgas zu vermeiden. In Fig. 5 ist ein Auslegungsbereich der Turbine 26 eingezeichnet, bei welchem ein Verhältnis des zweiten Austrittsquerschnitts A2' zu einer Summe aus dem ersten Austrittsquerschnitt A2 und dem zweiten Austrittsquerschnitt A2" in einem Bereich von einschließlich 0,25 bis einschließlich 0,75 liegt. Dies bedeutet:
0,25 < A27A22' < 0,75.
Durch einen Richtungspfeil 82 im Diagramm 74 ist die realisierbare Agilitätssteigerung bei entsprechender Auslegung der Turbine 26 veranschaulicht. Mit anderen Worten verdeutlich Fig. 5 in Diagrammform den Zusammenhang der Gesamtfläche A22' und der Strömungsflächenaufteilung in Form des zweiten Austrittsquerschnitts A2' zum
herkömmlichen Austrittsquerschnitt A2 der Turbine 26 hinsichtlich der
Auslegungsmöglichkeit in Richtung einer Agilitätserhöhung der
Verbrennungskraftmaschine 10. Mit den drei veranschaulichten Beispielauslegungen A2/A22' von 0,75, 0,5 und 0,25 des herkömmlichen, ersten Austrittsquerschnitts A2 wird in dieser Reihenfolge die Agilitätseigenschaft sehr stark gesteigert, wie es bei
Abblaseturbinen mit Abblaseraten von 25%, 50% oder 75% der Fall sein kann. Bei der Turbine 26 jedoch ist kein wirkungsgradschädliches Abblasen, sondern der zusätzliche, vorteilhafte zweite Austrittsquerschnitt A2' mit dem Flächenanteil A27A2" von 0,25, 0,5 oder 0,75 zur Gesamtfläche A22' vorgesehen, wodurch die Zielsetzung einer
Motorgegendruck-Absenkung mit simultaner Turbineneintrittstemperatur-Absenkung bei guten Kraftstoffverbräuchen der Verbrennungskraftmaschine 10 erreicht werden kann. Anhand von Fig. 6 ist eine Möglichkeit veranschaulicht, das Auftreten von Axialkräften und damit einhergehendem, auf den Rotor 37 wirkendem Axialschub zumindest teilweise zu kompensieren. Wie aus Fig. 6 erkennbar ist, umfasst der Verdichter 14 zwei
Verdichterräder 18, 18' mit jeweiligen Radrücken 19, 19', wobei die Verdichterräder 18, 18' über ihre jeweiligen Radrücken 19, 19' aneinander abgestützt sind. Mit anderen Worten sind die Verdichterräder 18, 18' Rücken an Rücken angeordnet.
Bezugszeichenliste
10 Verbrennungskraftmaschine
12 Ansaugtrakt
14 Verdichter
16 Abgasturbolader
18, 18' Verdichterrad
19, 19' Radrücken
20 Ladeluftkühler
21 Aktor
22 Drosselklappe
23 Aktor
24 Abgastrakt
25 Recheneinrichtung
26 Turbine
28 Turbinenrad
30 Welle
32 Eintrittselement
34 erster Turbinenradaustrittsbereich
35 Lagergehäuse
36 zweiter Turbinenradaustrittsbereich
37 Rotor
38 erste Seite
40 zweite Seite
42 Stellelement
43 Radsegment
44 Laufradschaufel
46 Richtungspfeil
48 Drehachse
50 Sammelraum
52 Zunge
54 Ring
56 Kulissenstift
57 Schaufelfront
58 Axialnut
59 Schaufelfront
60 Kulissennut 61 Turbinengehäuse
62 Ringelement
63 Zuführkanal
64 Ringelement
66 Durchgangsöffnungen
68 Richtungspfeil
70 Splitbeschaufelung
72 Laufradschaufel
74 Diagramm
76 Abszisse
78 Ordinate
80 Gerade
82 Richtungspfeil
A2 erster Austrittsquerschnitt
A2' zweiter Austrittsquerschnitt
A22' Gesamtfläche
E Eintrittsbereich
U Richtungspfeil
ß2 Radaustrittswinkel ßz Radaustrittswinkel

Claims

Patentansprüche
1. Turbine (26) für einen Abgasturbolader (16) einer Verbrennungskraftmaschine (10), mit einem Turbinengehäuse (61 ) und mit einen in dem Turbinengehäuse (61 ) um eine Drehachse (48) relativ zu dem Turbinengehäuse (61 ) drehbar aufgenommenen Turbinenrad (28), welches einen Turbinenradaustrittsbereich (34) mit einem
Austrittsquerschnitt (A2) aufweist, über welchen das Turbinenrad (28) von Abgas abströmbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein zweiter Turbinenradaustrittsbereich (36) mit einem zweiten, dem ersten
Austrittsquerschnitt (A2) in axialer Richtung gegenüberliegenden
Austrittsquerschnitt (Α2') des Turbinenrads (28) mit einem Radaustrittswinkel β2· und wenigstens ein Stellelement (42) vorgesehen sind, mittels welchem eine das Turbinenrad (28) über den zweiten Austrittsquerschnitt (Α2') abströmende Menge des Abgases einstellbar ist.
2. Turbine (26) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Stellelement (42) innerhalb wenigstens eines Gehäuseelements (61 ) des Abgasturboladers, insbesondere innerhalb des Turbinengehäuses (61 ), angeordnet ist.
3. Turbine (26) nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein zweites Stellelement (42) zum Einstellen der das Turbinenrad (28) über den zweiten Austrittsquerschnitt (Α2') abströmenden Menge des Abgases vorgesehen ist, welches außerhalb des Turbinengehäuses (61 ) angeordnet ist.
4. Turbine (26) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das wenigstens eine Stellelement (42) in axialer Richtung relativ zum
Turbinengehäuse (61) bewegbar ist.
5. Turbine (26) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
wenigstens ein Eintrittsstellelement (32) vorgesehen ist, mittels welchem ein stromauf des Turbinenrads (28) angeordneter und von dem Turbinenrad (28) zuzuführendem Abgas durchströmbarer Eintrittsquerschnitt einstellbar ist.
6. Turbine (26) nach Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Eintrittselement (32) und das wenigstens eine Stellelement (42) über eine Kopplungseinrichtung (56, 60) miteinander gekoppelt sind.
7. Turbine (26) nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Kopplungseinrichtung (56, 60) dazu ausgelegt ist, dass das Eintrittselement (32) in einem ersten Teilbereich seines Verstellbereichs unabhängig vom wenigstens einen Stellelement (42) und in einem zweiten Teilbereich des Verstellbereichs zusammen mit dem wenigstens einen Stellelement (42) bewegbar ist.
8. Turbine (26) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Verhältnis des zweiten Austrittsquerschnitts (Α2') zu einer Summe aus dem ersten Austrittsquerschnitt (A2) und dem zweiten Austrittsquerschnitt (Α2') in einem Bereich von einschließlich 0,25 bis einschließlich 0,75 liegt.
9. Turbine (26) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Turbinenrad (28) erste Laufradschaufeln (44), welche beiden
Austrittsquerschnitten (A2, A2') zugeordnet sind, und zweite Laufradschaufeln (72), welche bezogen auf die Austrittsquerschnitte (A2, A2') lediglich dem zweiten Austrittsquerschnitt (Α2') zugeordnet sind, aufweist. Turbine (26) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Radaustrittswinkel β2· zur Schaufelfront (57) entgegen der Drehrichtung des Turbinenrades (28) bezogen auf einen jeweiligen Mittelwert in einem Bereich von einschließlich 20° bis einschließlich 60° liegt.
PCT/DE2013/000568 2012-11-30 2013-09-29 Abgasturbolader-turbine mit zwei radaustrittsquerschnitten WO2014082613A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102012023408.2A DE102012023408B4 (de) 2012-11-30 2012-11-30 Turbine für einen Abgasturbolader und Verbrennungsmaschine, insbesondere für Kraftwagen
DE102012023408.2 2012-11-30

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014082613A1 true WO2014082613A1 (de) 2014-06-05

Family

ID=49765219

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE2013/000568 WO2014082613A1 (de) 2012-11-30 2013-09-29 Abgasturbolader-turbine mit zwei radaustrittsquerschnitten

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102012023408B4 (de)
WO (1) WO2014082613A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014012980A1 (de) 2014-09-01 2016-03-03 Edeltraud Bosch-Sumser Variable Abgasturbolader-Turbine

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102016013149A1 (de) 2016-10-21 2018-04-26 Siegfried Sumser Variable Turbine, im Besonderen für die Anwendung im Kraftfahrzeug
DE102018004713A1 (de) 2018-06-10 2018-12-20 Siegfried Sumser Variable Turbine mit axialer Düsenbewegung
DE102019000252A1 (de) 2019-01-13 2019-03-07 Siegfried Sumser Axialschieber-Turbine mit axial verschiebbarem Leitgitterträger

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0129174A2 (de) * 1983-06-16 1984-12-27 Judson S. Dr. Swearingen Zusammensetzung einer Turbine
DE4445489A1 (de) * 1994-12-20 1996-06-27 Audi Ag Abgasturbolader
DE102006058102A1 (de) 2006-12-09 2008-06-12 Daimler Ag Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader
DE102007036937A1 (de) 2007-08-04 2009-02-05 Daimler Ag Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine
DE102008063656A1 (de) 2008-12-18 2010-06-24 Daimler Ag Abgasturbolader
DE102009018583A1 (de) * 2009-04-23 2010-10-28 Daimler Ag Verbrennungskraftmaschine sowie Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine
DE102011014458A1 (de) * 2011-03-19 2012-09-20 Daimler Ag Turbine für einen Abgasturbolader

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0129174A2 (de) * 1983-06-16 1984-12-27 Judson S. Dr. Swearingen Zusammensetzung einer Turbine
DE4445489A1 (de) * 1994-12-20 1996-06-27 Audi Ag Abgasturbolader
DE102006058102A1 (de) 2006-12-09 2008-06-12 Daimler Ag Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader
DE102007036937A1 (de) 2007-08-04 2009-02-05 Daimler Ag Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine
DE102008063656A1 (de) 2008-12-18 2010-06-24 Daimler Ag Abgasturbolader
DE102009018583A1 (de) * 2009-04-23 2010-10-28 Daimler Ag Verbrennungskraftmaschine sowie Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine
DE102011014458A1 (de) * 2011-03-19 2012-09-20 Daimler Ag Turbine für einen Abgasturbolader

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014012980A1 (de) 2014-09-01 2016-03-03 Edeltraud Bosch-Sumser Variable Abgasturbolader-Turbine

Also Published As

Publication number Publication date
DE102012023408A1 (de) 2014-06-05
DE102012023408B4 (de) 2016-12-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1766209B1 (de) Brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader
EP2025896B1 (de) Radialverdichter für einen Turbolader
DE19924228C2 (de) Mehrflutiger, regelbarer Abgasturbolader
EP1939427B1 (de) Abgasturbolader
WO2012107064A1 (de) Turbine für einen abgasturbolader sowie abgasturbolader
DE112015006103T5 (de) Drehbares umleitventil
WO2002027164A1 (de) Abgasturbolader, aufgeladene brennkraftmaschine und verfahren hierzu
WO2010040437A2 (de) Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine
EP3026238B1 (de) Brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader
DE3833906C2 (de)
WO2012076095A1 (de) Turbine für einen abgasturbolader
EP1530671B1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
EP1570161A1 (de) Brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader
DE102012023408B4 (de) Turbine für einen Abgasturbolader und Verbrennungsmaschine, insbesondere für Kraftwagen
DE10132672A1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
DE102011120167A1 (de) Verdichter für einen Abgasturbolader,insbesondere eines Kraftwagens
DE102011120880A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader
WO2012065675A1 (de) Turbine für einen abgasturbolader einer verbrennungskraftmaschine
DE102016011838A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine
DE102014005744A1 (de) Aufladeeinrichtung für eine Verbrennungskraftmaschine, insbesondere eines Kraftwagens
DE102019000252A1 (de) Axialschieber-Turbine mit axial verschiebbarem Leitgitterträger
WO2016169635A1 (de) Verdichter für einen abgasturbolader
DE102012022510A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader sowie Verfahren zum Betreiben einer solchen Turbine
DE102013014905A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine
DE102013017145A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13805234

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 13805234

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1