WO2019015906A1 - Verdichtervorrichtung für einen turbolader - Google Patents

Verdichtervorrichtung für einen turbolader Download PDF

Info

Publication number
WO2019015906A1
WO2019015906A1 PCT/EP2018/066331 EP2018066331W WO2019015906A1 WO 2019015906 A1 WO2019015906 A1 WO 2019015906A1 EP 2018066331 W EP2018066331 W EP 2018066331W WO 2019015906 A1 WO2019015906 A1 WO 2019015906A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
compressor
flow body
turbocharger
pressure
gas
Prior art date
Application number
PCT/EP2018/066331
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Matthias Hamann
Johannes PENNER
Original Assignee
Daimler Ag
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 Daimler Ag filed Critical Daimler Ag
Publication of WO2019015906A1 publication Critical patent/WO2019015906A1/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
    • F01D17/12—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
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
    • F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
    • F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/68—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers
    • F04D29/681—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/685—Inducing localised fluid recirculation in the stator-rotor interface
    • 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
    • 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
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/50—Kinematic linkage, i.e. transmission of position
    • F05D2260/52—Kinematic linkage, i.e. transmission of position involving springs
    • 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
    • F05D2270/00—Control
    • F05D2270/01—Purpose of the control system
    • F05D2270/10—Purpose of the control system to cope with, or avoid, compressor flow instabilities
    • F05D2270/101—Compressor surge or stall
    • 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
    • F05D2270/00—Control
    • F05D2270/30—Control parameters, e.g. input parameters
    • F05D2270/301—Pressure
    • F05D2270/3015—Pressure differential pressure

Definitions

  • the invention relates to a compressor device for a turbocharger according to the
  • turbochargers for short
  • the operating behavior of turbocharger compressors can be greatly influenced by a so-called “trim variation.”
  • an additional adjusting element for example an electric motor, and a corresponding control are provided for this purpose have to.
  • a secondary channel is formed, which leads from a compressor to a spiral channel of the compressor and upstream of a diffuser duct of the compressor air from substantially an additional channel, bypassing the diffuser channel in the spiral channel redirects.
  • the compressor has a locking device in the form of an axially displaceable slide, by means of which the secondary channel can be closed.
  • DE 10 2010 026 176 A1 describes a device for map stabilization of a compressor.
  • a cone with a variable angle is arranged on an inner wall of a housing.
  • a partial region of an end face of an impeller of the compressor can be covered.
  • Object of the present invention is to develop a compressor device of the type mentioned in such a way that a particularly low-effort
  • Patent claim 1 solved.
  • the invention is based on a compressor device for a turbocharger comprising a turbine wheel for exhaust gas energy, in particular one
  • Internal combustion engine with an inflow, with a compressor wheel, which is driven by the turbine and which via the inflow a compressible by the compressor, gas, in particular air, can be supplied, and with a, arranged in the inflow passage flow body, which at one of the inflow limiting Channel wall of the inflow channel is arranged to effect an increase in efficiency of the turbocharger in at least one operating range near the operating range of the turbocharger.
  • the operating range-near operating range may correspond, for example, to a surge limit or a stuffing limit.
  • the surge line limits a left
  • Map edge If the volume flows of the gas to be compressed small and the pressure conditions high, so there is a detachment of the flow of the gas from the respective blades of the compressor wheel, whereby a conveying operation over the
  • Compressor is interrupted. As a result, there is an opposite flow of the gas to be compressed until in turn set a positive flow and a stable pressure ratio and then build up a gas pressure again. This process can be repeated in rapid succession, so that "pumping" sounding noises as well as damage to the compressor wheel can occur.
  • the stuffing limit is characterized in the compressor map by steeply falling speed lines on the right side of the map.
  • a compressor inlet cross section at the inlet into the compressor wheel generally limits a maximum deliverable volume flow of the gas to be compressed. As soon as the gas to be compressed reaches the speed of sound at the entry to the compressor wheel, no further increase in throughput (increase of the volume flow) is possible any more, which is indicated by the falling speed lines.
  • the flow body has a concavely curved end region on an axial body end facing the compressor wheel.
  • the flow body is preferably encircling annular and thus a
  • Flow body may have a teardrop-shaped cross section, whereby very little gas turbulence occur when flowing over the flow body.
  • the invention is based on the following finding:
  • the difficulty is to optimize the surge line without reducing the operating range in terms of maximum mass flows, i. an attempt is made to increase the map width, not just to move it. In addition, it is the goal to achieve a map expansion, which also has significantly better efficiencies in wide areas of the left compressor map.
  • both the pump and plug limits can be extended, but this generally leads to a reduction of the pumping and plugging limits Maximum efficiencies.
  • a modified "trim" of the compressor wheel causes the map boundaries are shifted, for example, a pumping limit is extended to the left, but with a reduction of the stuffing limit at lower
  • Fig. 1a is a schematic half section of a portion of a turbocharger with a
  • Fig. 1 b is an enlarged view of a marked in Figure 1 a section A.
  • FIG. 2a shows a schematic half section of a portion of the turbocharger with a further embodiment of the compressor device.
  • Fig. 2b is a diagram which qualitatively more speed curves of a
  • Compressor of the compressor device in response to a mass flow of the gas and a pressure difference between a
  • FIG. 3a shows a schematic half section of a partial region of the turbocharger with a further embodiment of the compressor device
  • FIG. 3b is an enlarged view of a section B marked in FIG. 1b;
  • FIG. and 4 is a graph showing isentropic efficiency versus reduced mass flow of the gas.
  • FIGS. 1 a, 2 a and 3 a each show different embodiments of a compressor device 10, which is located in a turbocharger 100 comprising a turbine wheel 98 for utilizing exhaust gas energy, not shown here
  • the turbocharger 100 is present as
  • Exhaust gas turbocharger is formed and is hereinafter also referred to as exhaust gas turbocharger 100.
  • the turbine wheel 98 is acted upon by an exhaust gas flow during operation of the exhaust gas turbocharger 100, wherein the exhaust gas flow upon exiting the turbine wheel 98 is subject to a total turbine pressure pt4.
  • the compressor device 10 comprises an inflow passage 20, a compressor wheel 30 which can be driven by the turbine wheel 98 and to which a gas 12 (air) which can be compressed by means of the compressor wheel 30 can be supplied via the inflow passage 20.
  • the gas 12 is subject to a total channel pressure pt1.
  • the compressor device 10 comprises a flow body 40 which is arranged in the inflow passage 20 and which flows on an inflow passage 20
  • limiting channel wall 22 of the inflow channel 20 is arranged to in
  • the flow body 40 preferably has a drop profile, as a result of which a particularly favorable flow guidance can be achieved.
  • the flow body 40 has a concave curved end region 44 on an axial body end 42 facing the compressor wheel 30.
  • the end region 44 is in this case by respective area peaks of the flow body 40, namely a first one
  • Area peak 46 and a second area peak 48 limited.
  • the end region 44 forms a circumferential groove, on which one, in this case illustrated by an arrow
  • Gas deflection 14 of the gas 12 in the application of the compressor wheel 30 with the Gas 12 occurs, as shown in Fig. 1 b.
  • the end portion 44 extends in the present case over a height H1 in the radial direction of extension R. Furthermore, the
  • FIG. 1 a shows an embodiment in which the flow body 40 is arranged immovably in the inflow passage 20 and abuts against the passage wall 22.
  • FIGS. 2 a and 3 a show respective embodiments in which the flow body 40 is arranged to be displaceable axially along the channel wall 22 delimiting the flow channel 20.
  • Flow body 40 is a particularly good compromise between an improvement in efficiencies in the left compressor map (see Fig. 4) and a deterioration of Stopfgrenze.
  • Fig. 1 b shows a particularly favorable shape of the flow body 40. While for large mass flows - due to the relationship H1 ⁇ H1 + H2 - in the right
  • Map field a small detachment is achieved (arrow of one, the flow of the gas 12 clarifying arrow in Fig. 1 b with low dead water area) is achieved by the concave trailing edge (end portion 44) at operating points near the surge line a significant deflection.
  • a height ratio ⁇ 0.2... 0.7 has proven to be particularly favorable with regard to increasing the efficiency in the operating range of the exhaust gas turbocharger 100 close to the operational limit.
  • displaceable flow body 40 has a height ratio ⁇ > 0.7 proved to be particularly advantageous.
  • the distance between the flow body 40 and the compressor wheel inlet should be minimal and less than 10 mm. With increasing distance, it is generally useful to increase the heights H1 and H2.
  • the compressor device 10 includes those shown in Figs. 2a and 3a
  • Embodiments further include a through the channel wall 22 partially separated from the inflow passage 20 working chamber 70, a spring element 80 and one, the working chamber 70 in a first sub-chamber 72 and a second sub-chamber 74 dividing and under the action of a spring pressure by means of
  • Spring element 80 displaceable piston 90 which is coupled to the flow body 40 and is displaceable together with this.
  • the flow body 40 is displaceable within a displacement region 52 between a first position 54 and a second position 56.
  • the first position 54 may also be referred to as the minimum position.
  • the second position 56 may also be referred to as the maximum position.
  • the first sub-chamber 72 can be acted upon by a compressor pressure pt 2 which can be generated during operation of the exhaust-gas turbocharger 100 and by means of the compressor wheel 30, and the second sub-chamber 74 can be acted upon by a, during operation of the exhaust-gas turbocharger 100 and by means of a Turbine pressure pt3 present in front of the turbine wheel 98, wherein the piston 90 and the flow body 40 in response to the spring pressure and in
  • Compressor pressure pt2 are displaced. It has been shown that the differential pressure between the compressor outlet and turbine inlet for a constant supercharger speed can be both negative and positive. This depends on the throughput or the pressure ratio in the compressor. While at low flow rates (at the pumping limit) for all speeds (of the exhaust gas turbocharger 100 and thus the compressor wheel 30 and the turbine wheel 98), a positive pressure gradient is detected, shows at high mass flows for all speeds, a negative pressure gradient. Thus, one is Displacement of the flow body 40 before the compressor 30 (before the compressor) by a self-regulating kinematics useful and possible. The embodiment shown in Fig.
  • the static pressures p2, p3 can also be referred to as static pressure components p2, p3 of the respective total pressures pt2, pt3.
  • the adjustment of a spring strength of the spring element 80 and the measurement of the static pressures p2, p3 can be adjusted in dependence on the internal combustion engine.
  • the dynamic pressure component in the control system can be adjusted by optimizing pressure tapping points on the compressor and turbine not shown here.
  • FIG. 2 b shows a diagram of qualitatively several rotational speed curves n 1, n 2, n 3 of the compressor wheel 30 of the compressor device 10 as a function of a mass flow of the gas 12 and the pressure difference (p 2 -p 3) between the static pressure component p 3 of the turbine pressure pt 3 and the static pressure component p 2 the compressor pressure pt2 of the exhaust gas turbocharger 100 shows.
  • FIG. 3a shows an embodiment in which the second sub-chamber 74 is fluidically connected via a connecting line 96 upstream of the displacement region 52 of the flow body 40 with the inflow passage 20 and thereby with a, during operation of the exhaust gas turbocharger 100 in the inflow passage 20 upstream of the displacement region 52 prevailing channel pressure p1 (static duct pressure p1) can be acted upon.
  • the connecting line 96 upstream of the displacement region 52 of the flow body 40 with the inflow passage 20 and thereby with a, during operation of the exhaust gas turbocharger 100 in the inflow passage 20 upstream of the displacement region 52 prevailing channel pressure p1 (static duct pressure p1) can be acted upon.
  • Channel pressure p1 is also generally referred to as p1 s in the figures.
  • Flow body 40 in this case comprises one, in the radial direction of extension R of the flow body 40 extending therethrough and on the one hand on the
  • the gas 12 can flow into the working chamber 70 via the ventilation opening 24 with a gas pressure pt, RS impressed on the gas deflection 14, until the gas pressure pt also in the working chamber 70, RS prevails, as shown in Fig. 3b.
  • the gas pressure pt, RS is generally referred to in the figures as pRS, t.
  • the flow body 40 comprises a region which extends in the axial extension direction X of the flow body 40 in regions through the latter and through the concave curve End region 44 extending and laterally opening into the radial passage opening 60 axial opening 62.
  • Switching element 82 which is in the present case designed as a bimetallic element provided.
  • the switching element 82 closes in Fig. 3b due to the heated back flow in the illustrated first position 54, the radial passage opening 60 am
  • Minimal cross-sectional area 50 so that in the working chamber 70, the increased pressure pt, RS prevails and the flow body 40 remains in the illustrated first position 54 and thus improves the pumping behavior. If the compressor is no longer in one
  • Switching 82 formed valve in the flow body 40 to define.
  • an opening which air 12 into the working chamber 70 which may also be referred to as a spring channel, passes.
  • the static pressure p1 is applied to a fresh air filter arranged on the inflow duct 20 but not shown here; on the other side, the total pressure pt, RS of the (back) flow at the downstream flow body edge (concave end region 44) ) on.
  • This differential pressure leads to a displacement of the flow body 40, so that this at a growing total pressure of the return flow in the direction
  • Compressor 30 and thus shifted to the first position 54.
  • the depending on the internal combustion engine to be adjusted spring element 80 controls the degree of displacement and the displacement speed of the piston 90 and thus of the flow body 40.
  • the vent formed as vent opening 24 for the return flow also ensures the possibility of influencing the displacement speed and the starting point of the shift. With heating of the air 12 and the flow body 40th blocks that located in the region of the vent slot bimetallic element (switching element 82) this vent slot 24, so in the pump close
  • the flow body 40 is generally used in its arrangement on the outer geometry in front of the compressor wheel 30 with its characteristic drop profile and the concave trailing edge (impeller wheel side) for changing the pulse
  • the flow body 40 is designed to be displaceable, a self-regulating, axial displacement of the flow body 40 based on the pressure difference between the turbine inlet and the compressor outlet pressure is made possible.
  • the self-regulating axial displacement of the flow body 40 is made possible by utilizing the high-energy backflow from the compressor wheel 30 (elevated temperature and total pressure), which has a driving pressure difference to the inlet flow.
  • the invention is further based on the finding that, for example, in
  • Compressor 30 pushed up so that thermodynamically a quasi trim reduction is achieved.
  • the map range of the compressor can be expanded, not only the width of the map is increased, but also the efficiencies in certain areas of the compressor map can be improved.
  • no small parts are used to adjust the flow body 40, which can fall into the main flow and thereby damage the internal combustion engine or even destroy it. Also exists by the present invention, the possibility of
  • the flow body 40 can also be used without adjustment.
  • the compressor map can be optimized with regard to optimum engine performance without having to make any changes to the compressor.
  • the flow body 40 is a supplement to the compressor wheel 30 with a fixed geometric, linear trim (inlet diameter / outlet diameter).
  • the flow body 40 can at Wheel entry of the compressor wheel 30 block a range, so that the effective trim is reduced. This leads to an improvement of the surge limit with simultaneously greater efficiencies in the left compressor map (due to an increased centrifugal effect during compression). Due to the aerodynamic design of the component, the losses in the right map area can be minimized.
  • the flow body 40 can be arranged immovably and thus rigidly in front of the compressor wheel 30, whereby the exhaust gas turbocharger 100 or the compressor with respect to its performance limits can be optimized late in the development process, so that, for example, a motor operating line
  • the flow body 40 optimized in terms of its flow contour is adjustably positioned in front of the compressor wheel 30, a compressor map optimization can be carried out depending on the engine operating point of the internal combustion engine.
  • the adjustment of the flow body 40 takes place here axially by means of various methods:
  • an electric actuator not shown here, can be used to determine the axial position of the flow body 40. This allows for flexible operation of the flow body 40 and allows for a maximum amount of
  • the flow body 40 may also be arranged adjustable in terms of its axial position in a self-regulating manner. As a result, any actuators and control variables can be omitted in the control unit, whereby a particularly cost-effective adjustment is given.
  • a suspension or damping of the movement of the flow body 40 can take place by means of the spring element 80 or by means of an air cushion formed in the working chamber 70.
  • the self-regulation can be based on a pressure difference between turbine inlet (p3) and compressor outlet (p2), so that the flow body 40 in the left
  • Map area increasingly in the direction of compressor 30 can move.
  • the self-regulation may also be due to the effect of increasing heating of the air 12 upstream of the compressor wheel 30 as the compressor operating point approaches Pump limit based.
  • the flow body 40 can be returned to its original position (position 56) when the switching element 82 cools down.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • General Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verdichtervorrichtung (10) für einen, ein Turbinenrad (98) zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader (100), insbesondere einer Verbrennungskraftmaschine, mit einem Einströmkanal (20), mit einem Verdichterrad (30), welches durch das Turbinenrad (98) antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal (20) ein mittels des Verdichterrades (30) verdichtbares Gas (12), insbesondere Luft, zuführbar ist, und mit einem, in dem Einströmkanal (20) angeordneten Strömungskörper (40). Der Strömungskörper (40) ist an einer, den Einströmkanal (20) begrenzenden Kanalwand (22) des Einströmkanals (20) angeordnet, um in wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers (100) eine Wirkungsgradsteigerung des Turboladers (100) zu bewirken. Der Strömungskörper (40) weist an einem, dem Verdichterrad (30) zugewandten, axialen Körperende (42) einen konkav gekrümmten Endbereich (44) auf.

Description

Verdichtervorrichtung für einen Turbolader
Die Erfindung betrifft eine Verdichtervorrichtung für einen Turbolader gemäß dem
Oberbegriff von Patentanspruch 1 .
Bei aus dem Stand der Technik bekannten Abgasturboladern (kurz: Turboladern) kann durch eine sogenannte„Trimvariation" das Betriebsverhalten von Turboladerverdichtern stark beeinflusst werden. Von Nachteil hierbei ist jedoch, dass hierzu ein zusätzliches Verstellorgan, beispielsweise ein Elektromotor, und eine entsprechende Regelung vorgesehen werden müssen.
Aus der DE 10 2005 062 682 A1 ist ein Verdichter in einem Ansaugtakt einer
Brennkraftmaschine bekannt. In einem Gehäuse des Verdichters ist ein Sekundärkanal ausgebildet, welcher von einem Verdichterrad zu einem Spiralkanal des Verdichters führt und stromauf von einem Diffusorkanal des Verdichters Luft von im Wesentlichen aus einem Zusatzkanal unter Umgehung des Diffusorkanais in den Spiralkanal umleitet. Der Verdichter weist eine Sperrvorrichtung in Form eines axial verschiebbaren Schiebers auf, mittels welchem der Sekundärkanal verschließbar ist.
Die DE 10 2010 026 176 A1 beschreibt eine Vorrichtung zur Kennfeldstabilisierung eines Verdichters. Im Eintrittsbereich des Verdichters ist an einer Innenwand eines Gehäuses ein Konus mit einem variierbaren Winkel angeordnet. Dadurch kann ein Teilbereich einer stirnseitigen Anströmfläche eines Laufrades des Verdichters überdeckt werden.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Verdichtervorrichtung der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, dass eine besonders aufwandsarme
Wirkungsgradsteigerung an wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers ermöglicht ist. Diese Aufgabe wird durch eine Verdichtervorrichtung mit den Merkmalen des
Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen
Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Die Erfindung geht aus von einer Verdichtervorrichtung für einen, ein Turbinenrad zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader, insbesondere einer
Verbrennungskraftmaschine, mit einem Einströmkanal, mit einem Verdichterrad, welches durch das Turbinenrad antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal ein mittels des Verdichterrades verdichtbares Gas, insbesondere Luft, zuführbar ist, und mit einem, in dem Einströmkanal angeordneten Strömungskörper, welcher an einer den Einströmkanal begrenzenden Kanalwand des Einströmkanals angeordnet ist, um in wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers eine Wirkungsgradsteigerung des Turboladers zu bewirken.
Der betriebsgrenznahe Betriebsbereich kann beispielsweise einer Pumpgrenze oder einer Stopfgrenze entsprechen.
Bezüglich eines Verdichterkennfelds begrenzt die Pumpgrenze einen linken
Kennfeldrand. Werden die Volumenströme des zu verdichteten Gases klein und die Druckverhältnisse hoch, so kommt es zu einer Ablösung der Strömung des Gases von jeweiligen Schaufeln des Verdichterrades, wodurch ein Fördervorgang über das
Verdichterrad unterbrochen wird. Infolgedessen kommt es zu einer entgegengesetzten Strömung des zu verdichteten Gases, bis sich wiederum ein positiver Volumenstrom sowie ein stabiles Druckverhältnis einstellen und sich ein Gasdruck anschließend erneut aufbauen kann. Dieser Vorgang kann sich in rascher Folge wiederholen, sodass es zu „pumpend" klingenden Geräuschen sowie zu einer Beschädigung des Verdichterrades kommen kann.
Die Stopfgrenze wird im Verdichterkennfeld durch stark abfallende Drehzahllinien am rechten Kennfeldrand charakterisiert. Ein Verdichtereintrittsquerschnitt am Eintritt in das Verdichterrad begrenzt in der Regel einen maximal förderbaren Volumenstrom des zu verdichteten Gases. Sobald das zu verdichtende Gas am Eintritt in das Verdichterrad die Schallgeschwindigkeit erreicht, ist keine weitere Durchsatzerhöhung (Erhöhung des Volumenstroms) mehr möglich, was durch die abfallenden Drehzahllinien angezeigt wird.
Um eine besonders aufwandsarme Wirkungsgradsteigerung an wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers zu ermöglichen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass der Strömungskörper an einem, dem Verdichterrad zugewandten, axialen Körperende einen konkav gekrümmten Endbereich aufweist.
Durch die Formgebung des Strömungskörpers treten allenfalls geringe Ablösungen bei großen Massenströmen des Gases im rechten Kennfeldbereich auf, wobei durch den konkav gekrümmten Endbereich eine konkave Hinterkante in Form einer umlaufenden Nut an dem Strömungskörper ausgebildet ist, durch welche bei Betriebspunkten nahe der Pumpgrenze eine deutliche Gasumlenkung erfolgen und dadurch ein erhöhter
Wirkungsgrad erzielt werden kann.
Der Strömungskörper ist vorzugsweise ringförmig umlaufend und damit einen
Kanalquerschnitt des Einströmkanals bereichsweise verengend ausgebildet. Der
Strömungskörper kann einen tropfenförmigen Querschnitt aufweisen, wodurch besonders wenige Gasturbulenzen beim Überströmen des Strömungskörpers auftreten.
Der Erfindung liegt die folgende Erkenntnis zugrunde:
Moderne Turboladerverdichter (Verdichterräder) werden stets bis zur Betriebsgrenze ausgereizt, wobei ein Kompromiss zwischen einer möglichst guten Agilität und einem gleichmäßigen Verdichterbetrieb gefunden werden muss. Insbesondere spielt die Pumpgrenze des Verdichters dabei eine entscheidende Rolle. Die Pumpgrenze beschränkt den Verdichterbetriebsbereich hinsichtlich der minimalen Massenströme. Bei Überschreiten dieser Grenze befindet sich der Verdichter im„Pumpen", bei welchem starke Druck- und Massenstromschwankungen im niedrigen Frequenzbereich (10-50Hz) auftreten und welches starke negative Auswirkungen auf die Haltbarkeit des Turboladers hat. Um Schäden am Verdichterrad zu vermeiden, wird durch die vorliegende Erfindung angestrebt, ein Verdichterkennfeld mit einer Pumpgrenze bei möglichst kleinen
Massenströmen zu erhalten. Die Schwierigkeit besteht dabei darin, die Pumpgrenze zu optimieren ohne den Betriebsbereich hinsichtlich der maximalen Massenströme zu verringern, d.h. es wird versucht, die Kennfeldbreite zu vergrößern und nicht nur zu verschieben. Zudem ist es das Ziel, eine Kennfelderweiterung zu erreichen, welche auch deutlich bessere Wirkungsgrade in weiten Bereichen des linken Verdichterkennfelds aufweist.
Generell existieren verschiedene Möglichkeiten die Kennfeldgrenzen des Verdichters zu verbessern. Durch die Verwendung von aus dem Stand der Technik bekannten, kennfeldstabilisierenden Maßnahme können sowohl die Pump- als auch die Stopfgrenze erweitert werden, jedoch führt dies im Allgemeinen zu einer Reduzierung der Maximalwirkungsgrade. Ein veränderter„Trim" des Verdichterrads bewirkt, dass die Kennfeldgrenzen verschoben werden, wobei beispielsweise eine Pumpgrenze nach links erweitert wird, was jedoch zu einer Reduzierung der Stopfgrenze bei geringeren
Wirkungsgraden im rechten Kennfeldbereich führt. Die aus dem Stand der Technik genannten Maßnahmen sind nicht variabel und werden unter direktem Eingriff in das Verdichterdesign umgesetzt.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung(en). 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 a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs eines Turboladers mit einer
Verdichtervorrichtung;
Fig. 1 b eine vergrößerte Darstellung eines in Fig. 1 a markierten Ausschnitts A;
Fig. 2a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs des Turboladers mit einer weiteren Ausführungsform der Verdichtervorrichtung;
Fig. 2b ein Diagramm welches qualitativ mehrere Drehzahlverläufe eines
Verdichterrades der Verdichtervorrichtung in Abhängigkeit von einem Massenstrom des Gases und einer Druckdifferenz zwischen einem
Turbinendruck und einem Verdichterdruck des Turboladers zeigt;
Fig. 3a einen schematischen Halbschnitt eines Teilbereichs des Turboladers mit einer weiteren Ausführungsform der Verdichtervorrichtung;
Fig. 3b eine vergrößerte Darstellung eines in Fig. 1 b markierten Ausschnitts B; und Fig. 4 ein Diagramm, welches einen isentropen Wirkungsgrad über einem reduzierten Massenstrom des Gases zeigt.
In den Figuren sind gleiche und funktionsgleiche Elemente mit denselben Bezugszeichen versehen.
Fig. 1 a, Fig. 2a und Fig. 3a zeigen jeweils verschiedene Ausführungsformen einer Verdichtervorrichtung 10, welche in einem, ein Turbinenrad 98 zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader 100 einer hier nicht weiter dargestellten
Verbrennungskraftmaschine eingesetzt ist. Der Turbolader 100 ist vorliegend als
Abgasturbolader ausgebildet und wird nachfolgend auch als Abgasturbolader 100 bezeichnet. Das Turbinenrad 98 wird beim Betrieb des Abgasturboladers 100 mit einem Abgasstrom beaufschlagt, wobei der Abgasstrom beim Austritt aus dem Turbinenrad 98 einem totalen Turbinendruck pt4 unterliegt.
Die Verdichtervorrichtung 10 umfasst einen Einströmkanal 20, ein Verdichterrad 30, welches durch das Turbinenrad 98 antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal 20 ein mittels des Verdichterrades 30 verdichtbares Gas 12 (Luft) zuführbar ist. Das Gas 12 unterliegt dabei einem totalen Kanaldruck pt1 .
Des Weiteren umfasst die Verdichtervorrichtung 10 einen in dem Einströmkanal 20 angeordneten Strömungskörper 40, welcher an einer den Einströmkanal 20
begrenzenden Kanalwand 22 des Einströmkanals 20 angeordnet ist, um in
betriebsgrenznahen Betriebsbereichen (Pumpgrenze, Stopfgrenze) des Abgasturboladers 100 eine Wirkungsgradsteigerung des Abgasturboladers 100 zu bewirken.
Allgemein weist der Strömungskörper 40 bevorzugt ein Tropfenprofil auf, wodurch sich eine besonders günstige Strömungslenkung erzielen lässt.
Der Strömungskörper 40 weist an einem, dem Verdichterrad 30 zugewandten, axialen Körperende 42 einen konkav gekrümmten Endbereich 44 auf. Der Endbereich 44 ist dabei durch jeweilige Bereichsspitzen des Strömungskörpers 40, nämlich eine erste
Bereichsspitze 46 und eine zweite Bereichsspitze 48, begrenzt. Der Endbereich 44 bildet eine umlaufende Nut, an welcher eine, vorliegend durch einen Pfeil verdeutlichte
Gasumlenkung 14 des Gases 12 bei der Beaufschlagung des Verdichterrades 30 mit dem Gas 12 auftritt, wie in Fig. 1 b gezeigt ist. Der Endbereich 44 erstreckt sich vorliegend über eine Höhe H1 in Radialerstreckungsrichtung R. Des Weiteren erstreckt sich der
Strömungskörper 40 über eine Länge L1 in Axialerstreckungsrichtung X.
Ein in Fig. 1 b deutlich erkennbarer Minimalquerschnittsbereich 50 des Strömungskörpers 40, welcher eine Stelle mit dem engsten Strömungsquerschnitt des Strömungskörpers 40 begrenzt, weist in Radialerstreckungsrichtung R einen, einer Höhe H2 entsprechenden Abstand von der zweiten Bereichsspitze 48 auf, wie ebenfalls in Fig. 1 b verdeutlicht ist.
Fig. 1 a zeigt eine Ausführungsform, in welcher der Strömungskörper 40 unbeweglich in dem Einströmkanal 20 angeordnet und an der Kanalwand 22 in Anlage ist. Fig. 2a sowie Fig. 3a zeigen hingegen jeweilige Ausführungsformen, in welchen der Strömungskörper 40 axial entlang der den Strömungskanal 20 begrenzenden Kanalwand 22 verschiebbar angeordnet ist.
Unabhängig davon, ob der Strömungskörper 40 starr (unbeweglich) oder variabel (verschiebbar) angeordnet ist, stellt die hier vorgeschlagene Formgebung des
Strömungskörpers 40 einen besonders guten Kompromiss zwischen einer Verbesserung der Wirkungsgrade im linken Verdichterkennfeld (siehe Fig. 4) und einer Verschlechterung der Stopfgrenze dar.
Fig. 1 b zeigt eine besonders günstige Form des Strömungskörpers 40. Während für große Massenströme - aufgrund des Zusammenhangs H1 <H1 +H2 - im rechten
Kennfeldbereich eine geringe Ablösung erzielt wird (Pfeilverlauf eines, die Strömung des Gases 12 verdeutlichenden Pfeils in Fig. 1 b mit geringem Totwassergebiet), wird durch die konkave Hinterkante (Endbereich 44) bei Betriebspunkten nahe der Pumpgrenze eine deutliche Umlenkung erreicht.
Im Hinblick auf die Wirkungsgradsteigerung im betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Abgasturboladers 100 ist ein Höhenverhältnis φ=(Η1 /(Η1 +Η2)) einzustellen.
Als besonders günstig im Hinblick auf die Wirkungsgradsteigerung im betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Abgasturboladers 100 hat sich für die Ausführungsform mit dem unbeweglichen Strömungskörper 40 (Fig. 1 a) ein Höhenverhältnis φ = 0,2 ... 0,7 gezeigt. Für die in Fig. 2a und Fig. 3a gezeigten Ausführungsformen mit dem jeweils
verschiebbaren Strömungskörper 40 hat sich ein Höhenverhältnis φ > 0,7 als besonders vorteilhaft erwiesen.
Allgemein wird ein Längenverhältnis γ = (L1/(H1 +H2)) bei einem Wert von y = 2,2 ... 5,0 eingestellt. Allgemein sollte der Abstand zwischen dem Strömungskörper 40 und dem Verdichterradeintritt minimal sein und weniger als 10 mm betragen. Mit zunehmendem Abstand ist es allgemein sinnvoll die Höhen H1 und H2 zu vergrößern.
Die Verdichtervorrichtung 10 umfasst in den, in Fig. 2a und Fig. 3a gezeigten
Ausführungsbeispielen des Weiteren eine durch die Kanalwand 22 bereichsweise von dem Einströmkanal 20 getrennte Arbeitskammer 70, ein Federelement 80 sowie einen, die Arbeitskammer 70 in eine erste Teilkammer 72 und in eine zweite Teilkammer 74 unterteilenden und unter Beaufschlagung durch einen Federdruck mittels des
Federelements 80 verschiebbaren Kolben 90, welcher mit dem Strömungskörper 40 gekoppelt und zusammen mit diesem verschiebbar ist. Der Strömungskörper 40 ist dabei innerhalb eines Verschiebebereichs 52 zwischen einer ersten Position 54 und einer zweiten Position 56 verschiebbar. Die erste Position 54 kann auch als Minimalposition bezeichnet werden. Die zweite Position 56 kann auch als Maximalposition bezeichnet werden.
In der in Fig. 2a gezeigten Ausführungsformen ist die erste Teilkammer 72 mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 wirkenden, und mittels des Verdichterrades 30 erzeugbaren Verdichterdruck pt2 beaufschlagbar und die zweite Teilkammer 74 mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 wirkenden und mittels eines, vor dem Turbinenrad 98 vorliegenden, Turbinendrucks pt3 beaufschlagbar ist, wobei der Kolben 90 und der Strömungskörper 40 in Abhängigkeit von dem Federdruck sowie in
Abhängigkeit von einer Druckdifferenz zwischen dem Turbinendruck pt3 und dem
Verdichterdruck pt2 verschiebbar sind. Hierbei hat sich gezeigt, dass der Differenzdruck zwischen Verdichteraustritt und Turbineneintritt für eine konstante Laderdrehzahl sowohl negativ als auch positiv sein kann. Dies hängt vom Durchsatz bzw. vom Druckverhältnis im Verdichter ab. Während bei geringen Massenströmen (an der Pumpgrenze) für alle Drehzahlen (des Abgasturboladers 100 und damit des Verdichterrades 30 bzw. des Turbinenrades 98) ein positives Druckgefälle festgestellt wird, zeigt sich bei hohen Massenströmen für alle Drehzahlen ein negatives Druckgefälle. Somit ist eine Verschiebung des Strömungskörpers 40 vor dem Verdichterrad 30 (vor dem Verdichter) durch eine selbstregelnde Kinematik sinnvoll und möglich. Die in Fig. 2a gezeigte Ausführungsform ermöglicht eine Regelung über die Druckdifferenz p2-p3 zwischen Turbine und Verdichter anhand der jeweiligen statischen Drücke p2, p3 der jeweiligen Totaldrücke pt2, pt3. Die statischen Drücke p2, p3 können auch als statische Druckanteile p2, p3 der jeweiligen Totaldrücke pt2, pt3 bezeichnet werden. Die Einstellung einer Federstärke des Federelements 80 und die Messung der statischen Drücke p2, p3 kann in Abhängigkeit von der Verbrennungskraftmaschine eingestellt werden. Zudem kann durch eine Optimierung hier nicht weiter dargestellter Druckabgreifstellen an Verdichter und Turbine der dynamische Druckanteil in der Regelung angepasst werden.
Fig. 2b zeigt ein Diagramm welches qualitativ mehrere Drehzahlverläufe n1 , n2, n3 des Verdichterrades 30 der Verdichtervorrichtung 10 in Abhängigkeit von einem Massenstrom des Gases 12 und der Druckdifferenz (p2 - p3) zwischen dem statischen Druckanteil p3 des Turbinendrucks pt3 und dem statischen Druckanteil p2 des Verdichterdrucks pt2 des Abgasturboladers 100 zeigt.
Fig. 3a zeigt eine Ausführungsform, bei welcher die zweite Teilkammer 74 über eine Verbindungsleitung 96 stromauf des Verschiebebereichs 52 des Strömungskörpers 40 fluidisch mit dem Einströmkanal 20 verbunden und dadurch mit einem, beim Betrieb des Abgasturboladers 100 in dem Einströmkanal 20 stromauf des Verschiebebereichs 52 herrschenden Kanaldruck p1 (statischer Kanaldruck p1 ) beaufschlagbar ist. Der
Kanaldruck p1 wird in den Figuren allgemein auch als p1 s bezeichnet. Der
Strömungskörper 40 umfasst hierbei eine, sich in Radialerstreckungsrichtung R des Strömungskörpers 40 durch diesen erstreckende sowie einerseits an dem
Minimalquerschnittsbereich 50 in den Einströmkanal 20 und andererseits in der zweiten Position 56 (Maximalposition) des Strömungskörpers 40 über eine Lüftungsöffnung 24 in dem Minimalquerschnittsbereich 50 in die Arbeitskammer 70 mündende
Radialdurchgangsöffnung 60. Dadurch kann in der ersten Position 54 (Minimalposition) des Strömungskörpers 40 das Gas 12 mit einem, der Gasumlenkung 14 aufgeprägten Gasdruck pt,RS über die Lüftungsöffnung 24 in die Arbeitskammer 70 einströmen, bis in der Arbeitskammer 70 ebenfalls der Gasdruck pt,RS herrscht, wie in Fig 3b gezeigt ist. Der Gasdruck pt,RS wird in den Figuren allgemein auch als pRS,t bezeichnet. Des Weiteren umfasst der Strömungskörper 40 eine, sich in Axialerstreckungsrichtung X des Strömungskörpers 40 bereichsweise durch diesen sowie durch den konkav gekrümmten Endbereich 44 erstreckende und seitlich in die Radialdurchgangsöffnung 60 mündende Axialöffnung 62. Zudem ist ein sich gastemperaturabhängig verformendes
Umschaltelement 82, welches vorliegend als Bimetallelement ausgebildet ist, vorgesehen. Das Umschaltelement 82 verschließt in Fig. 3b aufgrund der erwärmten Rückströmung in der dargestellten ersten Position 54 die Radialdurchgangsöffnung 60 am
Minimalquerschnittsbereich 50, sodass in der Arbeitskammer 70 der erhöhte Druck pt,RS vorherrscht und der Strömungskörper 40 in der dargestellten ersten Position 54 bleibt und somit das Pumpverhalten verbessert. Wird der Verdichter nicht mehr in einem
pumpkritischen Bereich betrieben, kühlt das Umschaltelement 82 ab und gibt die
Radialdurchgangsöffnung 60 am Minimalquerschnittsbereich 50 frei. Dadurch herrscht in der ersten Teilkammer 72 der Arbeitskammer 70 ein geringerer statischer Druck als p1 und der Strömungskörper 40 wird in die Position 56 aufgrund der Druckdifferenz bzw. der Federkraft verschoben.
Mit Annäherung an die Pumpgrenze verstärkt sich zunehmend ein Rückstromanteil des Gases 12 im Verdichterrad 30. Dabei tritt die dadurch stark drallbehaftete und erwärmte Luft 12 teilweise weit in die Niederdruckleitung (Einströmkanal 20) ein. Dadurch erwärmt sich ein Verdichtergehäuse zusätzlich. Zudem besitzt die rückströmende Luft 12 ein höheres Energieniveau (vgl. Totaldruck). Diese zwei Sachverhalte werden dafür genutzt um eine automatische Regelung eines, durch die Öffnungen 60, 62 und das
Umschaltelement 82 gebildeten Ventils im Strömungskörper 40 zu definieren. An der Hinterkante (konkave Endbereich 44) des Strömungskörpers 40 befindet sich mit der Axialöffnung 62 eine Öffnung, welche Luft 12 in die Arbeitskammer 70, welche auch als Federkanal bezeichnet werden kann, leitet. Auf der einen Seite wird der statische Druck p1 nach einem, an dem Einströmkanal 20 angeordneten, jedoch hier nicht weiter gezeigten Frischluftfilter aufgeprägt, auf der anderen Seite stellt sich der Totaldruck pt,RS der (Rück-) Strömung an der Strömungskörperhinterkante (konkaver Endbereich 44) ein. Dieser Differenzdruck führt zu einer Verschiebung des Strömungskörpers 40, sodass sich dieser bei einem größer werdenden Totaldruck der Rückströmung in Richtung
Verdichterrad 30 und damit hin zur ersten Position 54 verschiebt. Das abhängig von der Verbrennungskraftmaschine einzustellende Federelement 80 regelt den Verschiebegrad und die Verschiebegeschwindigkeit des Kolbens 90 und damit des Strömungskörpers 40. Die als Entlüftungsschlitz ausgebildete Lüftungsöffnung 24 für die Rückströmung sorgt zudem für die Möglichkeit einer Beeinflussung der Verschiebegeschwindigkeit und des Startpunkts der Verschiebung. Mit Erwärmung der Luft 12 bzw. des Strömungskörpers 40 sperrt dass sich im Bereich des Entlüftungsschlitzes befindliche Bimetallelement (Umschaltelement 82) diesen Entlüftungsschlitz 24, sodass im pumpnahen
Betriebsbereich der maximale Differenzdruck anliegt und der Strömungskörper 40 axial in Richtung des Verdichterrades 30 verschoben wird.
Fig. 4 zeigt ein Diagramm, bei welchem ein isentroper Wirkungsgrad η,5 über einem reduzierten Massenstrom m aufgetragen ist. Durch das entsprechende Verschieben des Strömungskörpers 40 in die verschiedenen Positionen 54, 56 sind dabei im linken Kennfeldbereich Wirkungsgradverbesserungen und im rechten Kennfeldbereich weitestgehend unveränderte Wirkungsgradkennlinien erzielbar. So wird in einem
Betriebspunkt nahe der Pumpgrenze die Rückströmung effektiv umgelenkt und zum Verdichterrad 30 rückgeführt. Dies führt zu deutlichen Wirkungsgradgewinnen im linken Kennfeldbereich von bis zu 15%, woraus eine Reduzierung der Stopfgrenze von 4% (rechter Kennfeldbereich) resultiert wenn keine Verschiebung des Strömungskörpers 40 vorgesehen ist bzw. wenn sich der Strömungskörper 40 in der ersten Position 54
(Minimalposition) befindet. Zudem wird die Pumpgrenze nach links erweitert (gestrichelte Linien im Diagramm).
Der Strömungskörper 40 dient allgemein in dessen Anordnung an der Außengeometrie vor dem Verdichterrad 30 mit dessen charakteristischem Tropfenprofil und der konkaven Hinterkante (verdichterradseitig) zur Impulsänderung der
Verdichterrückströmung, also zur Massenrückführung des Gases 12. Durch den starren oder beweglichen Strömungskörper 40 ist eine nachträgliche kostengünstige
Verdichterkennfeldanpassung ohne Risiken hinsichtlich Leckage und beweglicher Teile in der Luftführung gegeben. Ist der Strömungskörper 40 verschiebbar ausgebildet, so ist eine selbstregelnde, axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 auf Basis der Druckdifferenz zwischen Turbinenein- und Verdichteraustrittsdruck ermöglicht. Zudem ist die selbstregelnde axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 unter Ausnutzung der energiereichen Rückströmung aus dem Verdichterrad 30 (erhöhte Temperatur und Totaldruck) ermöglicht, welche eine treibende Druckdifferenz zur Eintrittsströmung aufweist.
Der Erfindung liegt weiterhin die Erkenntnis zugrunde, dass beispielsweise in
Personenkraftwagen verwendete Turbolader eine Begrenzung des Betriebsbereichs zu geringen Massenströmen hin aufweisen. Bei Überschreiten der Pumpgrenze besteht die Gefahr einer Zerstörung des Turboladers. Zusätzlich oder alternativ entstehen nicht tolerierbare Geräusch- und Performanceauffälligkeiten der Verbrennungskraftmaschine. Mit der Erfindung ist es möglich bei einem vorhandenen Verdichter dessen
Betriebsbereich zu geringeren Massenströmen zu verschieben, ohne eine kostenintensive Änderung der Verdichtergeometrie durchführen zu müssen. Da vor allem bei
Beschleunigungsvorgängen im Fahrzeug der Verdichter nahe an der Pumpgrenze betrieben wird, haben die in diesem Bereich vorhandenen Verdichterwirkungsgrade einen Einfluss auf das Motorverhalten (Emission/Verbrauch).
Wird der Verdichter des Abgasturboladers 100 im mittleren und rechten
Verdichterkennfeld betrieben, ist die Position der Verstellung des Strömungskörpers 40 maximal vom Verdichterrad 30 entfernt (zweite Position 56). Nähert sich der
Verdichterbetrieb der Pumpgrenze an, wird der Strömungskörper 40 nahe an das
Verdichterrad 30 herangeschoben, sodass thermodynamisch eine Quasi- Trimverkleinerung erreicht wird.
Der Kennfeldbereich des Verdichters kann erweitert werden, wobei nicht nur die Breite des Kennfelds vergrößert wird, sondern auch gezielt die Wirkungsgrade in bestimmten Bereichen des Verdichterkennfelds verbessert werden. Zudem werden zur Verstellung des Strömungskörpers 40 keine Kleinteile verwendet, welche in die Hauptströmung fallen können und dabei die Verbrennungskraftmaschine beschädigen oder sogar zerstören könnten. Auch besteht durch die vorliegende Erfindung die Möglichkeit einer
Kennfeldoptimierung ohne zusätzliches Regel- und Stellorgan, wodurch Kosten gespart werden können. Mittels der einfachen Beziehung zur Druckdifferenz zwischen der Turbine (Turbinenradeintritt des Turbinenrades 98) und dem Verdichter (Verdichterradaustritt des Verdichterrades 30) kann eine selbstregulierende Verstellung erfolgen.
Der Strömungskörper 40 kann auch ohne Verstellung verwendet werden. Dadurch kann das Verdichterkennfeld im späten Applikationsprozess an der Verbrennungskraftmaschine hinsichtlich einer optimalen Motorperformance optimiert werden, ohne eine Veränderung am Verdichter durchführen zu müssen.
Durch die in den Fig. 2a und Fig. 3a gezeigte Verdichtervorrichtung 10 kann allgemein eine variable Trimveränderung bewirkt werden. Dabei stellt der Strömungskörper 40 eine Ergänzung des Verdichterrades 30 mit einem festen geometrischen, linearen Trim (Eintrittsdurchmesser/Austrittsdurchmesser) dar. Der Strömungskörper 40 kann am Radeintritt des Verdichterrades 30 einen Bereich versperren, sodass der effektive Trim verringert wird. Dies führt zu einer Verbesserung der Pumpgrenze bei gleichzeitig größeren Wirkungsgraden im linken Verdichterkennfeld (aufgrund eines vergrößerten Zentrifugaleffekts bei der Verdichtung). Durch die strömungsgünstige Gestaltung der Komponente können die Verluste im rechten Kennfeldbereich minimal gehalten werden.
Zusammenfassend kann der Strömungskörper 40 unbeweglich und damit starr vor dem Verdichterrad 30 angeordnet werden, wodurch der Abgasturbolader 100 bzw. der Verdichter hinsichtlich seiner Kennfeldgrenzen auch spät im Entwicklungsprozess optimiert werden kann, sodass beispielsweise eine Motorbetriebslinie einer
Verbrennungskraftmaschine bei guten Wirkungsgraden durchfahren werden kann.
Dadurch kann eine besonders aufwandsarme und einfache Verdichteroptimierung nach dem Prinzip„Trimvariation" bereitgestellt werden.
Wird der in seiner Strömungskontur optimierte Strömungskörper 40 verstellbar vor dem Verdichterrad 30 positioniert, kann eine Verdichterkennfeldoptimierung abhängig vom Motorbetriebspunkt der Verbrennungskraftmaschine erfolgen. Die Verstellung des Strömungskörpers 40 erfolgt vorliegend axial mittels verschiedener Methoden:
Prinzipiell kann ein hier nicht weiter dargestellter, elektrischer Steller verwendet werden um die axiale Position des Strömungskörpers 40 zu bestimmen. Dies ermöglicht einen flexiblen Betrieb des Strömungskörpers 40 und ermöglicht ein Maximalmaß an
Regelbarkeit.
Der Strömungskörper 40 kann hinsichtlich seiner axialen Position auch selbstregelnd verstellbar angeordnet sein. Dadurch können etwaige Stellmotoren und Regelgrößen im Steuergerät entfallen, wodurch eine besonders kostengünstige Verstellung gegeben ist. Eine Federung bzw. Dämpfung der Bewegung des Strömungskörpers 40 kann mittels des Federelements 80 bzw. mittels eines in der Arbeitskammer 70 ausgebildeten Luftpolsters erfolgen.
Die Selbstregelung kann auf einer Druckdifferenz zwischen Turbineneintritt (p3) und Verdichteraustritt (p2) basieren, sodass sich der Strömungskörper 40 im linken
Kennfeldbereich zunehmend in Richtung Verdichterrad 30 verschieben kann.
Die Selbstregelung kann auch auf dem Effekt der zunehmenden Erwärmung der Luft 12 vor dem Verdichterrad 30 bei Annäherung des Verdichterbetriebspunkts an die Pumpgrenze basieren. Das beispielsweise als Bimetallelement ausgebildete
Umschaltelement 82 ermöglicht dabei bei einer bestimmten Temperatur eine axiale Verschiebung des Strömungskörpers 40 in Richtung Verdichterrad 30. Mittels des Federelements 80 kann der Strömungskörper 40 bei Erkalten des Umschaltelements 82 in seine ursprüngliche Position (Position 56) zurückgeführt werden.
Bezugszeichenliste
10 Verdichtervorrichtung
12 Gas
14 Gasumlenkung
20 Einströmkanal
22 Kanalwand
24 Lüftungsöffnung
30 Verdichterrad
40 Strömungskörper
42 Körperende
44 Endbereich
46 erste Bereichsspitze
48 zweite Bereichsspitze
50 Minimalquerschnittsbereich
52 Verschiebebereich
54 erste Position
56 zweite Position
60 Radialdurchgangsöffnung
62 Axialöffnung
70 Arbeitskammer
72 erste Teilkammer
74 zweite Teilkammer
80 Federelement
82 Umschaltelement
90 Kolben
96 Verbindungsleitung
98 Turbinenrad
100 Turbolader
H1 Höhe
H2 Höhe
L1 Länge
n1 Drehzahlverlauf n2 Drehzahlverlauf n3 Drehzahlverlauf pt1 Kanaldruck (total) pt2 Verdichterdruck (total)
p2 statischer Druckanteil
pt3 Turbinendruck (total)
P3 statischer Druckanteil
pt4 Turbinendruck (total)
P1 Kanaldruck (statisch)
pt,RS Rückströmungsdruck (total)
R Radialerstreckungsrichtung
X Axialerstreckungsrichtung
Φ Höhenverhältnis
Y Längenverhältnis
is isentroper Wirkungsgrad
reduzierter Verdichtermassenstrom

Claims

Patentansprüche
1 . Verdichtervorrichtung (10) für einen, ein Turbinenrad (98) zur Abgasenergienutzung umfassenden Turbolader (100), insbesondere einer Verbrennungskraftmaschine, mit einem Einströmkanal (20), mit einem Verdichterrad (30), welches durch das Turbinenrad (98) antreibbar ist und welchem über den Einströmkanal (20) ein mittels des Verdichterrades (30) verdichtbares Gas (12), insbesondere Luft, zuführbar ist, und mit einem, in dem Einströmkanal (20) angeordneten Strömungskörper (40), welcher an einer den Einströmkanal (20) begrenzenden Kanalwand (22) des Einströmkanals (20) angeordnet ist, um in wenigstens einem betriebsgrenznahen Betriebsbereich des Turboladers (100) eine Wirkungsgradsteigerung des
Turboladers (100) zu bewirken,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Strömungskörper (40) an einem, dem Verdichterrad (30) zugewandten, axialen Körperende (42) einen konkav gekrümmten Endbereich (44) aufweist.
2. Verdichtervorrichtung (10) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdichtervorrichtung (10) eine durch die Kanalwand (22) bereichsweise von dem Einströmkanal (20) getrennte Arbeitskammer (70), ein Federelement (80) sowie einen, die Arbeitskammer (70) in eine erste Teilkammer (72) und in eine zweite Teilkammer (74) unterteilenden und unter Beaufschlagung durch einen Federdruck mittels des Federelements (80) verschiebbaren Kolben (90) umfasst, welcher mit dem Strömungskörper (40) gekoppelt und zusammen mit diesem verschiebbar ist.
3. Verdichtervorrichtung (10) nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
die erste Teilkammer (72) mit einem, beim Betrieb des Turboladers (100) wirkenden, und mittels des Verdichterrades (30) erzeugbaren Verdichterdruck (pt2) beaufschlagbar ist und die zweite Teilkammer (74) mit einem, beim Betrieb des Turboladers (100) wirkenden und mittels eines, vor dem Turbinenrad (98) vorliegenden, Turbinendrucks(pt3) beaufschlagbar ist, wobei der Kolben (90) und der Strömungskörper (40) in Abhängigkeit von dem Federdruck sowie in
Abhängigkeit von einer Druckdifferenz zwischen dem Turbinendruck (pt3) und dem Verdichterdruck (pt2) verschiebbar sind.
4. Verdichtervorrichtung (10) nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
die zweite Teilkammer (74) über eine Verbindungsleitung (96) stromauf eines Verschiebebereichs (52) des Strömungskörpers (40) fluidisch mit dem
Einströmkanal (20) verbunden und dadurch mit einem, beim Betrieb des
Turboladers (100) in dem Einströmkanal (20) stromauf des Verschiebebereichs (52) herrschenden Kanaldruck (p1 ) beaufschlagbar ist, wobei der Strömungskörper (40) eine, sich in Radialerstreckungsrichtung (R) des Strömungskörpers (40) durch diesen erstreckende sowie einerseits in den Einströmkanal (20) und andererseits zumindest in einer zweiten Position (56) des Strömungskörpers (40) über eine Lüftungsöffnung (24) in der Kanalwand (22) in die Arbeitskammer (70) mündende Radialdurchgangsöffnung (60), und eine, sich in Axialerstreckungsrichtung (X) des Strömungskörpers (40) bereichsweise durch den Strömungskörper (40) sowie durch den konkav gekrümmten Endbereich (44) erstreckende und seitlich in die
Radialdurchgangsöffnung (60) mündende Axialöffnung (62) umfasst, wobei ein sich gastemperaturabhängig verformendes Umschaltelement (82), insbesondere ein Bimetallelement, vorgesehen ist, welches in einer ersten Verformungsstellung eine Gasströmung des Gases (12) über die Radialdurchgangsöffnung (60) in die Arbeitskammer (70) frei gibt und in einer zweiten Verformungsstellung die
Gasströmung des Gases (12) über die Radialdurchgangsöffnung (60) in die Arbeitskammer (70) blockiert.
PCT/EP2018/066331 2017-07-21 2018-06-20 Verdichtervorrichtung für einen turbolader WO2019015906A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102017006946.8 2017-07-21
DE102017006946.8A DE102017006946A1 (de) 2017-07-21 2017-07-21 Verdichtervorrichtung für einen Turbolader

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019015906A1 true WO2019015906A1 (de) 2019-01-24

Family

ID=62778892

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2018/066331 WO2019015906A1 (de) 2017-07-21 2018-06-20 Verdichtervorrichtung für einen turbolader

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102017006946A1 (de)
WO (1) WO2019015906A1 (de)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102020130838A1 (de) 2020-11-23 2022-05-25 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verbrennungskraftmaschine mit variabler Lastteuerung und Kraftfahrzeug

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10223876A1 (de) * 2002-05-29 2003-12-11 Daimler Chrysler Ag Verdichter für eine Brennkraftmaschine
DE102005062682A1 (de) 2005-12-23 2007-07-05 Daimlerchrysler Ag Verdichter im Ansaugtrakt einer Brennkraftmaschine und Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
WO2011147512A1 (de) * 2010-05-28 2011-12-01 Daimler Ag Ansaugtrakt für eine verbrennungskraftmaschine
DE102010026176A1 (de) 2010-07-06 2012-01-12 Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr Vorrichtung und Verfahren zur Kennfeldstabilisierung eines Verdichters
DE112012001554T5 (de) * 2011-05-10 2014-01-30 Borgwarner Inc. Verdichter eines Abgasturboladers
DE102015011906A1 (de) * 2015-09-11 2016-04-07 Daimler Ag Verdichter, insbesondere Radialverdichter, für einen Abgasturbolader

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10223876A1 (de) * 2002-05-29 2003-12-11 Daimler Chrysler Ag Verdichter für eine Brennkraftmaschine
DE102005062682A1 (de) 2005-12-23 2007-07-05 Daimlerchrysler Ag Verdichter im Ansaugtrakt einer Brennkraftmaschine und Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
WO2011147512A1 (de) * 2010-05-28 2011-12-01 Daimler Ag Ansaugtrakt für eine verbrennungskraftmaschine
DE102010026176A1 (de) 2010-07-06 2012-01-12 Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr Vorrichtung und Verfahren zur Kennfeldstabilisierung eines Verdichters
DE112012001554T5 (de) * 2011-05-10 2014-01-30 Borgwarner Inc. Verdichter eines Abgasturboladers
DE102015011906A1 (de) * 2015-09-11 2016-04-07 Daimler Ag Verdichter, insbesondere Radialverdichter, für einen Abgasturbolader

Also Published As

Publication number Publication date
DE102017006946A1 (de) 2019-01-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE10212675B4 (de) Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine
EP1151181B1 (de) Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine
DE19838754C1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
EP3303849B1 (de) Verdichter, abgasturbolader und brennkraftmaschine
DE102004035044A1 (de) Verdichter in einem Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betrieb eines Verdichters
DE102006007347A1 (de) Verdichter für eine Brennkraftmaschine
WO2018050347A1 (de) Turbolader für eine brennkraftmaschine
DE102004029830A1 (de) Turbinenrad in einer Abgasturbine eines Abgasturboladers
DE102008028298A1 (de) Radialverdichter mit variabler Nachbeschaufelung
DE102013020656A1 (de) Radialverdichter, insbesondere für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine
DE10133669A1 (de) Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine
DE10237413B4 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
DE102015203551A1 (de) Abgasturboladeranordnung für ein Kraftfahrzeug
EP2652290B1 (de) Verdichter für die aufladung einer brennkraftmaschine
WO2019015906A1 (de) Verdichtervorrichtung für einen turbolader
DE102015006288A1 (de) Turbine für einen Abgasturbolader, insbesondere einer Verbrennungskraftmaschine, sowie Antriebseinrichtung für einen Kraftwagen
WO2020104199A1 (de) Radialverdichter und verfahren zum betrieb eines radialverdichters
DE102013007333A1 (de) Verdichter einer Ladeeinrichtung einer Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben eines Verdichters einer Ladeeinrichtung einer Brennkraftmaschine
DE102005011482A1 (de) Abgasturbolader mit einem Verdichter und einer Abgasturbine
EP1433958A2 (de) Vorleitstator für Strömungsmaschinen
EP1119695B1 (de) Verfahren zur regelung oder steuerung einer aufgeladenen brennkraftmaschine
DE102014226341A1 (de) Verdichter, Abgasturbolader und Brennkraftmaschine
EP3591186B1 (de) Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine mit einem dem verdichter zugeordneten trimmsteller
DE102012212410A1 (de) Paralleldiffusor für eine Fluidmaschine
DE102014224963A1 (de) Verdichter mit veränderlicher Diffusorbreite

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: 18734773

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 18734773

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1