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WO2012136234A1 - Turbine für einen abgasturbolader sowie verbrennungskraftmaschine mit einer solchen turbine - Google Patents

Turbine für einen abgasturbolader sowie verbrennungskraftmaschine mit einer solchen turbine Download PDF

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Publication number
WO2012136234A1
WO2012136234A1 PCT/EP2011/006094 EP2011006094W WO2012136234A1 WO 2012136234 A1 WO2012136234 A1 WO 2012136234A1 EP 2011006094 W EP2011006094 W EP 2011006094W WO 2012136234 A1 WO2012136234 A1 WO 2012136234A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
turbine
exhaust gas
internal combustion
combustion engine
flow
Prior art date
Application number
PCT/EP2011/006094
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Thomas Streule
Paul Löffler
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 WO2012136234A1 publication Critical patent/WO2012136234A1/de

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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
    • F01D17/143—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of shiftable members or valves obturating part of the flow path the shiftable member being a wall, or part thereof of a radial diffuser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/02—Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles
    • F01D9/026—Scrolls for radial machines or engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/02—Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
    • F02B37/025—Multiple scrolls or multiple gas passages guiding the gas to the pump drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • 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
  • EP 1 866 534 B1 discloses a turbocharger with a variably adjustable
  • the turbocharger further includes an inlet passage arranged to introduce exhaust gas into the turbine chamber around the turbine chamber.
  • the at least one wall component has a movable
  • Wall member whose position is adjustable relative to the turbine to change the geometry of the turbine chamber. It is further provided that the position of the movable wall member is adjustable to expose a diameter of the turbine on an outlet side of the turbine, whereby the surface and thus the
  • Patent claim 9 solved.
  • Advantageous embodiments with expedient and non-trivial developments of the invention are specified in the remaining claims.
  • Such a turbine for an exhaust gas turbocharger of an internal combustion engine comprises a turbine housing through which exhaust gas of the internal combustion engine can flow.
  • a turbine housing In the turbine housing is a turbine wheel about an axis of rotation relative to the
  • Turbine housing rotatably received at least partially.
  • a receiving space is at least partially limited by the turbine housing, for example, in which, the turbine wheel is arranged at least partially.
  • Turbine housing has at least two, each of at least a portion of the exhaust gas flowed through and at least partially fluidly separated flooding.
  • the floods are, for example, by an intermediate wall, which by the
  • Turbine housing are formed, fluidly separated from each other and divided from each other.
  • Each of the floods is associated with at least one nozzle via which the exhaust gas flowing through the respective flood is supplied to the exhaust gas for supplying the turbine wheel with exhaust gas
  • the respective nozzles are, for example, on the one hand by a wall of the
  • Turbine housing and on the other hand by the intermediate wall (which may also be formed by the turbine housing) limited.
  • At least one first of the nozzles which are also referred to as partial nozzles, is associated with a first adjusting device.
  • a flow cross-section through which the exhaust gas flowing through the exhaust gas flowing through the first nozzle is variably adjustable.
  • the first adjusting device which for example is associated with at least one first adjusting element
  • the first adjusting element for example, relative to the turbine housing or relative to the first nozzle movable.
  • a second, at least partially disposed in a turbine wheel outlet region of the turbine wheel adjusting device is provided, by means of which
  • the second adjusting device comprises, for example, at least one second adjusting element, which is movable relative to the turbine housing at least partially in the turbine wheel outlet region, in particular rotatable about an axis of rotation and / or translationally movable in the axial direction of the turbine.
  • the first adjusting element can be rotatably and / or translationally movable in the axial direction of the turbine for variably setting the flow cross section of the first nozzle about an axis of rotation.
  • the adjusting means is a Turbinenradeinlingersvariabiltician in the form of the first adjusting device and a Turbinenradauseriesvariabiltician in the form of the second
  • the turbine according to the invention is adaptable to different operating points and exhaust gas mass flows of the internal combustion engine as required.
  • the turbine according to the invention can be adapted to at least substantially every operating point of the internal combustion engine in its entire map.
  • the turbine according to the invention can be operated particularly efficiently, which results in efficient operation of the turbine
  • Combustion engine is accompanied.
  • the fuel consumption and the C0 2 - emissions of the internal combustion engine can be kept very low.
  • an inlet pressure level of the turbines is optionally increased by a back pressure of an exhaust aftertreatment device, in particular a soot filter, whereby the geometry and in particular the dimensions of the turbines are again designed to smaller values in order to meet performance requirements for a compressor performance on the intake side.
  • a sufficient amount or mass of combustion air can be provided, so that the internal combustion engines required high
  • the turbine according to the invention makes it possible on the one hand to display a high Aufstautrust for the realization of high amounts of recirculating exhaust gas.
  • the adjusting devices offer the possibility of compensating or even overcompensating the negative effects on the turbine's efficiency associated with the geometric reduction of the turbines, so that the
  • Turbine according to the invention can be operated particularly efficiently.
  • their twin-flow design allows the representation of very high amounts of recirculating exhaust gas, so that the internal combustion engine has only very low nitrogen oxide (NO x -) and low soot emissions.
  • both flow cross sections of the nozzles and flow cross sections in the turbine wheel exit region can be quantified such that a gradient distribution of an overall gradient of the turbine is set such that at least substantially half the exergy gradient upstream of the turbine wheel is converted into speed energy.
  • the second half of the Exergiege devices is in a turbine wheel, for example, by two impeller blades of the
  • Turbine is limited, so in the relative system, in speed energy
  • the slope is divided such that upstream of the turbine wheel relative to the wheel channel, the greater Exergiebetrag the total gradient is converted into speed.
  • the degree of reaction of the turbine whose definition is the quotient of the
  • Speed conversion from the turbine wheel to the nozzle means is thus at least substantially below the turbines at least 0.5.
  • the degree of reaction at which maximum turbine efficiencies can be achieved has been in the range of. For most turbines, which are designed in particular as radial turbines
  • the turbine according to the invention makes it possible to act on the degree of reaction of the turbine from the turbine wheel side. So the throughput capability of the turbine according to the invention
  • Turbine of the invention of the turbine wheel ago increased and the turbine at high throughputs with favorable degrees of reaction and relatively low
  • the internal combustion engine with the turbine according to the invention which has the described geometry reduction, can be operated with only low fuel consumption, the turbine offering particularly good transient behavior and / or a possibility of representing large amounts of exhaust gas to be recirculated, especially at high loads.
  • the turbine makes it possible to effect a sufficient supply of air to the internal combustion engine via the corresponding drive of the compressor while driving, even at high speeds.
  • blowdown rate refers to the proportion of the total exhaust gas of the
  • Turbine is guided around, so that the turbine wheel is not driven by the exhaust gas to the turbine wheel.
  • the adjusting devices of the turbine according to the invention also have the advantage that the twin-flow turbine, in particular if the floods are formed asymmetrically to each other, for each flood quasi own own degree of reaction, which one from the side of the turbine wheel to the satisfaction of Kraftstoffvers- and
  • Fig. 1 is a schematic diagram of an internal combustion engine with a
  • twin-flow turbine which has two adjusting devices, by means of which the turbine to different operating points of
  • Internal combustion engine is variably adjustable
  • FIG. 3 in fragmentary form a schematic longitudinal sectional view of another
  • Embodiment of the turbine of FIG. 2; 4 shows a diagram with a profile of the throughput parameter of the turbine according to FIGS. 1 to 3 when adjusting one of the adjusting devices;
  • FIG. 5 shows a diagram with three profiles of the throughput parameter of the turbine according to FIGS. 1 to 3 when adjusting one of the adjusting devices.
  • FIG. 6 is a graph with three curves of the flow rate parameter of the turbine according to FIGS. 1 to 3 over the turbine pressure ratio of the turbine according to FIGS. 1 to 3.
  • Fig. 1 shows an internal combustion engine 10 with six cylinders 12 of a motor vehicle. During operation of the internal combustion engine 10, this draws in air from the environment. The air first flows through an air intake 16 in an intake tract 14 of the internal combustion engine 10, by means of which the air is purified. In the intake tract and a compressor 18 of an exhaust gas turbocharger 20 is arranged. The compressor 18 includes a rotatable about a rotation axis 22
  • Compressor 24 by means of which the sucked air is compressed.
  • a charge air cooler 26 is arranged in the intake tract 14, which cools the compressed and thus heated air again.
  • the thus compressed and cooled air flows to a charge air distributor 28 arranged in the intake tract 14, from which the compressed air is distributed to the cylinders 12 and from which the air flows into the cylinders 12.
  • the compressed air is supplied with fuel. Additionally and alternatively it can be provided that fuel is injected at least substantially directly into the cylinder 12. In any case, in the cylinders 12, there is a fuel-air mixture which is compressed by cylinders 2 received and translationally movable relative to the cylinders 12 piston and
  • the combustion of the fuel-air mixtures in the cylinders 12 results in an exhaust gas which is expelled from the cylinders 12 by the pistons.
  • the exhaust flows to arranged in an exhaust tract 34 of the internal combustion engine
  • the exhaust manifold 36 collects the exhaust gas from three of the six cylinders 12 while the exhaust manifold 38 collects the exhaust of the other three of the six cylinders 12.
  • the exhaust manifold 36 is fluidly connected via corresponding exhaust casings 40 to a first flow 42 of a turbine 44 of the exhaust gas turbocharger 20.
  • the exhaust manifold 38 is fluidly connected via respective exhaust casings 46 to a second flood 48 of the turbine 44.
  • the turbine 44 comprises a turbine housing 50, through which the floods 42 and 48 are formed.
  • the floods 42 and 48 are at least partially fluidly separated from one another by an intermediate wall 52 of the turbine housing 50.
  • Exhaust manifolds 36 and 38 the exhaust gas from three of the six cylinders 12, the flood 42 to flow through, while the exhaust gas of the other three of the cylinder 12 can flow through the flood 48.
  • the internal combustion engine 10 includes an exhaust gas recirculation device 54, which comprises a return line 56.
  • the return line 56 is on the one hand at a
  • Branching point 58 fluidly connected to the exhaust pipes 40 of the flood 42.
  • Intake tract 14 connected.
  • exhaust gas can be diverted from the three of the cylinder 12 at the branch point 58 from the exhaust pipes 40, recycled to the intake manifold 14 and introduced at the discharge point 60 in the intake manifold 14.
  • the intake air 14 flowing through the air can be acted upon with exhaust gas.
  • the nitrogen oxide (NO x ) and soot emissions of the internal combustion engine 10 can be kept low.
  • the exhaust gas recirculation device 54 comprises an exhaust gas recirculation valve 62, by means of which an amount of recirculating exhaust gas is variably adjustable. Furthermore, the exhaust gas recirculation device 54 comprises an exhaust gas recirculation cooler 64, by means of which the exhaust gas to be recirculated can be cooled.
  • the flood 42 is designed as a so-called EGR flood (EGR - exhaust gas recirculation).
  • EGR flood EGR - exhaust gas recirculation
  • the tide 42 has the task of providing a desired and correspondingly high damming behavior of the turbine 44, so that particularly large amounts of exhaust gas to be recirculated can be displayed.
  • amounts of gurterndem exhaust gas are advantageous, which 50% of
  • the flood 48 is formed as a so-called ⁇ -flood.
  • the flood 48 is in particular the task, a desired and advantageous air supply of
  • Internal combustion engine 10 to provide side of the intake manifold 14 so that a desired combustion air ratio ( ⁇ ) is present in the cylinders 12, so that the internal combustion engine 10 can provide high power and torque.
  • a receiving space 65 is at least partially limited by the turbine housing 50, in which a turbine wheel 66 of the turbine 44 is received at least in some areas.
  • the turbine wheel 66 is rotatable about the axis of rotation 22 relative to the turbine housing 50 and rotatably connected to a shaft 68 of the exhaust gas turbocharger 20. With the shaft 68 and the compressor 24 is rotatably connected, so that the compressor 24 can be driven by the turbine 66 via the shaft 68.
  • the exhaust gas is guided via the floods 42 and 48 to the turbine wheel 66.
  • the exhaust gas flowing through the tide 42 flows out via a first nozzle 70 assigned to the tide 42 and the turbine wheel 66.
  • the exhaust gas flowing through the flood 48 flows out of the latter through a nozzle 72 and out of the latter 48 and the turbine wheel 66.
  • the turbine 44 according to FIG. 1 now comprises an adjusting device 74, which is assigned only to the nozzle 70 of the flood 42.
  • a flow cross-section S AGR of the nozzle 70 is variably adjustable.
  • the turbine 44 according to FIG. 1 further comprises a further adjusting device 76, by means of which flow conditions in a turbine wheel outlet region 78 are variably adjustable.
  • the adjusting device 76 is, for example, a conical slide which can be seen in FIGS. 2 and 3 and which comprises an adjusting element 80 which is at least essentially conical in shape.
  • the cone-shaped adjusting element 80 is displaceable in the axial direction of the turbine 44 in accordance with a directional arrow 82 relative to the turbine housing 50. By moving the adjusting element 80, a downstream of the
  • Turbine wheel 66 arranged, narrowest flow cross-section of the turbine 44 are variably adjusted, wherein the arranged downstream of the turbine wheel, narrowest flow cross-section is in the rotating relative system of the turbine wheel outlet region 78.
  • Turbine wheel 66 variably adjustable, while by means of the adjusting device 76 of the turbine wheel arranged downstream of the narrowest flow cross-section is variably adjustable.
  • the narrowest flow cross-section arranged downstream of the turbine wheel is referred to as S Kon us.
  • the nozzle 72 that is, the ⁇ -flood, is associated with the turbine 44 of FIG. 1, no such adjusting device. If the turbine 44 is designed with reference to the flood 42 as a so-called Varioturbine (due to the adjusting device 74), the turbine 44 is relative to the flood 48 and the nozzle 72 as
  • the internal combustion engine 0 comprises a regulating device 84, by means of which the adjusting device 74 and 76 can be controlled or regulated.
  • the adjusting device 76 can be controlled, for example, via a simple control, for example via the boost pressure of the exhaust gas turbocharger 20. This keeps costs low.
  • an exhaust aftertreatment device 86 is arranged downstream of the turbine 44, by means of which to clean the exhaust gas flowing through the exhaust tract 34 is before it is released to the environment.
  • the exhaust aftertreatment device 86 includes, for example, a particulate filter, by means of which soot particles can be retained so as to keep the soot emissions of the motor vehicle particularly low.
  • the nozzle 72 may be assigned a guide grid 88.
  • the guide grid comprises a plurality of guide vanes 90, by means of which the exhaust 48 flowing through the exhaust gas is deflected accordingly.
  • the turbine wheel 66 can be flowed with a particularly favorable flow angle.
  • 2 bearing housing 92 of the exhaust gas turbocharger 20 is also shown, on which the shaft 68 and the shaft 68, the compressor 24 and the turbine 66 are rotatably mounted about the axis of rotation 22.
  • the nozzle 72 is also a guide grid 88 'with a plurality of guide vanes 90'.
  • a die 93 of the adjusting device 74 is provided for variable adjustment of the flow cross section S AGR of the nozzle 70.
  • the die 93 is according to the
  • Hub body 98 of the turbine 66 is connected.
  • an at least substantially in the axial direction according to the directional arrow 82 extending leading edge 100 is formed, via which the turbine wheel 66 can be flowed by the exhaust gas.
  • trailing edges 102 and 104 are formed, via which the turbine wheel 36 and the impeller blade 96 can be flowed from the exhaust gas.
  • the outflow edge 104 which is referred to as the main exit edge, extends at least essentially in the radial direction of the turbine wheel in accordance with a directional arrow 106.
  • the outflow edge 102 which is referred to as the "vario exit edge” runs both obliquely to the leading edge 100 and obliquely to the trailing edge 104 and thus extends obliquely to the axial direction of the turbine wheel 66th
  • the narrowest flow cross-section S Kon us can fluidly blocked, or at least substantially be released other hand, by means of the adjusting element 80, the Vario trailing edge. 2
  • the trailing edge 102 includes an angle ⁇ with the radial direction of the turbine wheel according to the directional arrow 106, which ranges from at least substantially 45 degrees to at least substantially 60 degrees lies.
  • Trained as a radial turbine turbine 44 can thus both the return of exhaust gas and the supply of the internal combustion engine 10 with a
  • the ⁇ -flood (flood 48) and the adjusting device 76 which a
  • Turbinenradaustrittsvariabiltician are developed to an optimal charge change out, so that particularly advantageous and low-efficiency reaction rates of the turbine 44 for high turbine efficiencies on the adjustability of
  • the control device 84 will control or set control variables or control variables of the adjusting devices 74 and 76 for an emission and fuel consumption-optimal operation of the internal combustion engine such that a desired EGR rate, that is to say a desired amount of exhaust gas to be recirculated, as well as an optimal airflow. Fuel ratio ⁇ result.
  • Component temperatures causes. This can be an effective and efficient
  • the particle filter of the Exhaust after-treatment device 36 burned off and so absorbed by
  • a particular advantage of the turbine 44 according to FIG. 2 is that the guide vane 90 'of the guide grid 88' can be displaced at least substantially completely fluidically by means of the die 93. In this case, an end face 108 of the die 93 touches the through the
  • Turbine housing formed intermediate wall 52, so that the flow cross section SAG is at least substantially 0. As a result, the die 98 is in her
  • Exhaust rates of at least substantially and at least nearly 50% can be represented. This means that at least substantially 50% of the total exhaust gas of the internal combustion engine 10 can be returned from the exhaust tract 34 to the intake tract 14 and introduced into it.
  • the adjustability of these high EGR rates with nearly complete closure of the EGR flood nozzle 70 is at low part load operating points and in thermal management phases
  • Internal combustion engine 10 advantageously usable.
  • Fig. 2 shows the die 93 in its maximum opening position. It is the
  • Flow cross section S AGR set to its maximum value S AG, max.
  • the influence of the ⁇ -flood (flood 48) on the air-fuel ratio ⁇ is in the turbine 44 from the flow cross section S Ko nu S , which is adjustable by the adjusting device 76.
  • Adjustment element 80 is the adjusting device 76, which also as
  • Taper slider is called, in a position in which between the trailing edge 102 and the konusformige adjustment 80, a narrowest gap is formed.
  • the outflow of the turbine wheel 66 is at least substantially only over the
  • FIG. 3 shows an alternative embodiment of the turbine 44 according to FIG. 2.
  • the nozzle 72 of the ⁇ -flood (flood 48) is not a guide grid
  • a flow cross section S x of the nozzle 72 is bounded on one side by the turbine housing 50 and on the other hand by the intermediate wall 52 formed by the turbine housing 50 between the floods 42 and 48.
  • the ⁇ -flood nozzle 72 is a free annular nozzle without a radial grid or the like.
  • a swirl characteristic of the ⁇ -flood for a significant turbine power fraction is thus accomplished by a spiral dimensioning of the ⁇ -flood.
  • the flood 42 and / or 48 may be formed at least substantially as a spiral channel, which extend at least substantially in the circumferential direction of the turbine wheel 66 over its circumference.
  • the adjusting devices 74 and 76 can be mechanically coupled to each other by a suitable coupling device, so that only one actuator, such as an electric motor or the like, is needed and can be provided to move the die 93 and the adjusting element 80 according to the directional arrows 82.
  • an actuator such as an electric motor or the like
  • Adjustment 80 is moved differs.
  • FIGS. 4 to 6 serve, in particular, to illustrate the throughput behavior of the turbine 44 with the adjusting devices 74 and 76.
  • FIG. 4 shows a diagram 110, on the abscissa 112 of which the ratio of the adjusted flow cross section S AGR and the maximum adjustable flow cross section S A GR, max is plotted.
  • the critical flow rate parameter of the turbine 44 is plotted.
  • Plot 110 illustrates a plot 116 showing a linear opening behavior by means of the turbine 44 critical flow rate parameter versus the ratio S AGR / EGR .max of the variable blade height of the vanes 90 'of the EGR flood grid 88' (flood 42) ,
  • the ratio S AGR / S AGR ⁇ X represents a relative manipulated variable of the turbine 44.
  • the ratio S A GR SAGRmmax thus represents the relative blade height of
  • Turbinenradaustritts Design S K o n _s, max is, for example, at least in
  • the turbine pressure ratio is n T. s greater than the critical turbine pressure ratio 7i Ts , krit- Furthermore, it is assumed that the ⁇ - flood is at least substantially fluidly blocked and is not traversed by exhaust gas.
  • the flow cross section S A GR increases according to a
  • FIG. 5 shows a diagram 120, on the abscissa 122 of which a ratio of the turbine wheel outlet surface S 'onus to be set or set to the maximum possible turbine wheel outlet surface S K onus, ma is plotted.
  • the ratio SKonus S K0 nus, max is thus a relative path around which the cone slide is moved.
  • the flow rate parameter of the turbine 44 is plotted on the ordinate 124 of the graph 120.
  • the critical flow rate parameter plotted on the ordinate 14 and the flow rate parameter plotted on the ordinate 124 refer to the EGR flow rate parameter, which corresponds to the flow rate parameter of the entire turbine 44, as described , the ⁇ -flood fluidly at least substantially blocked.
  • Directional arrow 126 in diagram 120 indicates that the relative travel by which the cone slide is moved increases with the directional arrow 126.
  • the course 128 relates to an adjustment of the cone slide, starting from a closed position (relative travel equal to 0) to its maximum open position (relative travel equal to 1), wherein the relative blade height is maintained at least substantially constant at the value 1, 0.
  • the course 130 relates to a movement of the cone slide from the closed position to the maximum open position, wherein the relative blade height is maintained at least substantially constant at the value 0.5.
  • the curve 132 refers to an adjustment of the cone slide from the closed position to the open position, wherein the relative blade height is maintained at least substantially constant at the value 0.2.
  • the throughput parameter of the ⁇ -flood (in the case of a fluidically blocked EGR flood) is usually dimensioned substantially larger than the flow rate parameter of the EGR flood (in the case of a fluid-locked ⁇ -flood). This is the case in particular at the maximum relative blade height of 1.0. As a result, there is a desired, significant weight on the part of the ⁇ -flood
  • Internal combustion engine 10 can be moved. There are still enough degrees of freedom to set sufficient and desirable high EGR rates by means of the die 93 associated with the EGR flood.
  • the turbine 44 thus has the properties of an asymmetrical full-vario turbine, which can be applied to both passenger cars and commercial vehicles. This is advantageous insofar as a strong nitrogen oxide reduction in high load ranges is required in particular by future emission regulations.
  • FIG. 6 shows a diagram 134, on the abscissa 136 of which the turbine pressure ratio ⁇ -r-s is plotted. On the ordinate 138 of the diagram 134 is the
  • the region A refers to the turbine 44, with exhaust flow through the EGR flood and with fluidically obscured ⁇ -flood.
  • the region B refers to the turbine 44 when the EGR flood fluidly blocked and the ⁇ -flood is released.
  • the region C refers to the entire turbine 44, in which both the EGR flood and the ⁇ -flood of exhaust gas of the internal combustion engine 10 can be flowed through.
  • the area A is bounded by a course 140, in which the
  • Flow cross section S AG is set to 0. This means that the die 93 with its end face 108, the intermediate wall 52 touches.
  • the region A is limited by a profile 142, in which the flow cross-section S AGR is set to its maximum value S AGR , max.
  • the flow cross-section S Ko nus is set to its maximum value S K0 nus, max.
  • the EGR flood is the variably settable flood 42, which allows for a flow rate spread of the turbine 44 from almost completely fluidly sealed to the upper dimensioned open flow areas of the guide grid 88 '.
  • the degree of reaction of this turbine which is referred to as a partial turbine due to the fluidic obstruction of the ⁇ -flood and the release of the EGR flood is usually very low, whereby the stuffing point usually with complete opening of the guide grid 88 'and thus the vanes 90' usually even with closed turbine 66, that is, when setting the smallest
  • Turbine wheel exit surface usually in the region of an outlet of the guide grid 88 'upstream of the turbine wheel 66 sets.
  • the area B is bounded on the one hand by a course 144, in which the
  • the region B is limited by a profile 146, in which the flow cross-section S Ko nus to its maximum value S K0 nus, max is set.
  • the turbine 44 which is referred to as a sub-turbine in the area B, in which the EGR flood fluidly blocked and the ⁇ -flood is fluidly released, also has a relation to the area B due to larger, effective flow cross-sections upstream of the turbine 66 noticeably greater degree of reaction with respect to the sub-turbine according to region A.
  • the critical, throughput-determining flow cross-section is now in the turbine wheel outlet region 78 and that for positions of the
  • the area C shows the overall throughput behavior, in particular for an application for exhaust gas recirculation, wherein the turbine 44 is designed as a quasi-Vollvarioturbine.
  • the region C is limited on the one hand by a profile 148, in which the flow cross section SA GR is set to its maximum value S AG R, max, during the flow cross section S 0 nus is set to its minimum value S K onus, min.
  • the region C is limited by a profile 150, in which the flow cross-section S A GR is set to its maximum value, while the flow cross-section S cone is also set to its maximum value S Ko nus.max.
  • a total throughput spread AO GES max which results from the combination of the two adjusting devices 74 and 76, is shown in a diagram 134. It can be seen that the total throughput spread AO ges , ma x is a function of
  • the turbine 44 may also comprise a further, third adjusting device, which is associated with the ⁇ -flood (flood 48).
  • the flow cross-section ⁇ ⁇ of the flood 48 can also be set variably, so that the turbine 44 can be adapted and adjusted to different operating points of the internal combustion engine 10 in a particularly demand-oriented and efficient manner.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Turbine (44) für einen Abgasturbolader (20) einer Verbrennungskraftmaschine (10), mit einem von Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbaren Turbinengehäuse (50), in welchem ein Turbinenrad (66) um eine Drehachse (22) drehbar zumindest bereichsweise aufgenommen ist und welches wenigstens zwei, jeweils von zumindest einem Teil des Abgases durchströmbare und zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennten Fluten (42, 48) aufweist, welchen jeweils wenigstens eine Düse (70, 72) zugeordnet ist, über welche zum Beaufschlagen des Turbinenrads (66) mit Abgas das die jeweilige Flut (42, 48) durchströmende Abgas dem Turbinenrad (66) zuführbar ist, wobei zumindest einer ersten der Düsen (70, 72) eine erste VerStelleinrichtung (74) zugeordnet ist, mittels welcher ein von dem die zugehörige Flut (70, 72) durchströmendem Abgas durchströmbarer Strömungsquerschnitt (Sλ,SAGR) der ersten Düse (70, 72) variabel einstellbar ist, und dass eine zweite, zumindest teilweise in einem Turbinenradaustrittsbereich (78) angeordnete Versteileinrichtung (76) vorgesehen ist, mittels welcher Strömungsbedingungen zumindest im Wesentlichen in dem Turbinenradaustrittsbereich (78) beeinflussbar sind.

Description

Turbine für einen Abgasturbolader sowie Verbrennungskraftmaschine mit einer solchen
Turbine
Die Erfindung betrifft eine Turbine für einen Abgasturbolader einer
Verbrennungskraftmaschine der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art sowie eine Verbrennungskraftmaschine für einen Kraftwagen mit einer solchen Turbine gemäß Patentanspruch 9.
Die EP 1 866 534 B1 offenbart einen Turbolader mit einer variabel einstellbaren
Strömung, welche eine Turbinenkammer umfasst, in der eine Turbine zum Drehen montiert ist. Die Turbinenkammer ist durch mindestens ein Wandbauteil begrenzt. Der Turbolader umfasst ferner einen Einlassdurchgang, der zum Einführen von Abgas in die Turbinenkammer um die Turbinenkammer herum angeordnet ist. Ferner ist ein
Auslassdurchgang vorgesehen, der sich von der Turbinenkammer aus erstreckt, zum Abgeben des Abgases. Das mindestens eine Wandbauteil weist ein bewegliches
Wandbauteil auf, dessen Position relativ zu der Turbine einstellbar ist, um die Geometrie der Turbinenkammer zu verändern. Ferner ist vorgesehen, dass die Position des beweglichen Wandbauteils einstellbar ist, um einen Durchmesser der Turbine an einer Auslassseite der Turbine freizulegen, wodurch die Fläche und somit die
Strömungskapazität der Turbine an dem Auslassdurchgang erhöht wird.
Ferner ist es aus dem Serienbau und aus der Entwicklung von
Verbrennungskraftmaschinen bekannt, dass durch eine fortwährende Verschärfung von Emissionsgrenzwerten, insbesondere hinsichtlich Stickoxid-(NOx-) und Rußemissionen eine starke Beeinflussung einer Aufladeeinrichtung zum Aufladen der
Verbrennungskraftmaschinen gegeben ist.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbine für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine sowie eine Verbrennungskraftmaschine mit einer solchen Turbine bereitzustellen, durch welche ein effizienter und emissionsarmer Betrieb der Verbrennungskraftmaschine ermöglicht ist.
Diese Aufgabe wird durch eine Turbine für einen Abgasturbolader einer
Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 sowie durch eine Verbrennungskraftmaschine mit einer solchen Turbine mit den Merkmalen des
Patentanspruchs 9 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nichttrivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Eine solche Turbine für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine umfasst ein von Abgas der Verbrennungskraftmaschine durchströmbares Turbinengehäuse. In dem Turbinengehäuse ist ein Turbinenrad um eine Drehachse relativ zu dem
Turbinengehäuse drehbar zumindest bereichsweise aufgenommen. Dazu ist durch das Turbinengehäuse beispielsweise ein Aufnahmeraum wenigstens bereichsweise begrenzt, in welche, das Turbinenrad zumindest bereichsweise angeordnet ist. Das
Turbinengehäuse weist wenigstens zwei, jeweils von zumindest einem Teil des Abgases durchströmbare und zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennte Fluten auf. Die Fluten sind beispielsweise durch eine Zwischenwandung, welche durch das
Turbinengehäuse gebildet sind, fluidisch voneinander getrennt und voneinander unterteilt. Den Fluten ist jeweils wenigstens eine Düse zugeordnet, über welche zum Beaufschlagen des Turbinenrads mit Abgas das die jeweilige Flut durchströmende Abgas dem
Turbinenrad zuführbar ist.
Die jeweiligen Düsen sind beispielsweise einerseits durch eine Wandung des
Turbinengehäuses und andererseits durch die Zwischenwandung (welche auch durch das Turbinengehäuse gebildet sein kann) begrenzt.
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass zumindest einer ersten der Düsen, welche auch als Teildüsen bezeichnet werden, eine erste Versteileinrichtung zugeordnet ist. Mittels der ersten Versteileinrichtung ist ein von dem die der ersten Düse zugeordnete Flut durchströmenden Abgas durchströmbarer Strömungsquerschnitt der ersten Düse variabel einstellbar.
Mit anderen Worten kann durch Verstellen der ersten Versteileinrichtung, welcher beispielsweise wenigstens ein erstes Verstellelement zugeordnet ist, der
Strömungsquerschnitt der ersten Düse freigegeben und demgegenüber zumindest bereichsweise fluidisch versperrt wird. Dazu ist das erste Verstellelement beispielsweise relativ zu dem Turbinengehäuse beziehungsweise relativ zur ersten Düse bewegbar.
Ferner ist eine zweite, zumindest teilweise in einem Turbinenradaustrittsbereich des Turbinenrads angeordnete Versteileinrichtung vorgesehen, mittels welcher
Strömungsbedingungen zumindest im Wesentlichen in dem Turbinenradaustrittsbereich beeinflussbar sind. Die zweite VerStelleinrichtung umfasst beispielsweise wenigstens ein zweites Verstellelement, welches relativ zu dem Turbinengehäuse zumindest teilweise in dem Turbinenradaustrittsbereich bewegbar, insbesondere um eine Drehachse drehbar und/oder in axialer Richtung der Turbine translatorisch bewegbar, ist.
Auch das erste Verstellelement kann zum variablen Einstellen des Strömungsquerschnitts der ersten Düse um eine Drehachse drehbar und/oder translatorisch in axialer Richtung der Turbine bewegbar sein.
Durch die Versteileinrichtungen ist eine Turbinenradeintrittsvariabilität in Form der ersten VerStelleinrichtung sowie eine Turbinenradaustrittsvariabilität in Form der zweiten
VerStelleinrichtung dargestellt, durch welche die erfindungsgemäße Turbine
bedarfsgerecht an unterschiedliche Betriebspunkte und Abgasmassenströme der Verbrennungskraftmaschine anpassbar ist. Dabei ist die erfindungsgemäße Turbine an zumindest im Wesentlichen jeden Betriebspunkt der Verbrennungskraftmaschine in deren gesamten Kennfeld anpassbar. Dadurch kann die erfindungsgemäße Turbine besonders effizient betrieben werden, was mit einem effizienten Betrieb der
Verbrennungskraftmaschine einhergeht. So können der Kraftstoffverbrauch und die C02- Emissionen der Verbrennungskraftmaschine besonders gering gehalten werden.
Die eingangs geschilderte, fortwährende Verschärfung der Emissionsgrenzwerte führt insbesondere zu wachsenden Anforderungen hinsichtlich einer Ladedruckbereitstellung auf einer Ansaugseite der Verbrennungskraftmaschine. Zur Darstellung besonders hoher Mengen an rückzuführendem Abgas (AGR-Raten) über einem mittleren Lastbereich bis hin zur Volllast der Verbrennungskraftmaschine, um so insbesondere die
Stickoxidemissionen- und die Rußemissionen der Verbrennungskraftmaschine gering zu halten, ist es von Vorteil, von Abgas der Verbrennungskraftmaschinen antreibbare Turbinen von Abgasturboladern mehr und mehr geometrisch zu verkleinern. Dies bedeutet, dass geforderte, hohe Turbinenleistungen der Turbinen durch eine Steigerung ihrer Aufstaufähigkeit beziehungsweise durch eine Reduktion der Schluckfähigkeit der Turbinen im Zusammenspiel mit der zugehörigen Verbrennungskraftmaschine realisiert werden.
Des Weiteren wird ein Eintrittsdruckniveau der Turbinen gegebenenfalls durch einen Gegendruck einer Abgasnachbehandlungseinrichtung, insbesondere eines Rußfilters, gesteigert, wodurch die Geometrie und insbesondere die Dimensionen der Turbinen nochmals zu kleineren Werten hin ausgelegt werden, um Leistungsanforderungen hinsichtlich einer Verdichterleistung auf Seite des Ansaugtrakts befriedigen zu können. So kann eine ausreichende Menge beziehungsweise Masse an Verbrennungsluft bereitgestellt werden, so dass die Verbrennungskraftmaschinen geforderte hohe
Leistungen und Drehmomente bereitstellen können. Die geschilderte
Geometrieverkleinerungen der Turbinen kann zu relativ hohen Strömungsverlusten alleine schon durch Strömungsreibung führen.
Die erfindungsgemäße Turbine ermöglicht nun einerseits die Darstellung einer hohen Aufstaufähigkeit zur Realisierung der hohen Mengen an rückzuführendem Abgas.
Andererseits ermöglicht sie die Darstellung hoher Verdichterleistungen infolge einer Kopplung eines entsprechenden Verdichters mit der erfindungsgemäßen Turbine, da sie insbesondere durch die VerStelleinrichtungen besonders bedarfsgerecht an
unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine anpassbar ist.
Die VerStelleinrichtungen bieten dabei die Möglichkeit, die mit der geometrischen Verkleinerung der Turbinen einher gehende negative Beeinflussung des Wirkungsgrads der Turbinen zu kompensieren oder gar zu überkompensieren, so dass die
erfindungsgemäße Turbine besonders effizient betrieben werden kann. Dabei ermöglicht insbesondere ihre zweiflutige Ausgestaltung die Darstellung sehr hoher Mengen an rückzuführendem Abgas, so dass die Verbrennungskraftmaschine nur sehr geringe Stickoxid-(NOx-) sowie geringe Rußemissionen aufweist.
Um die Turbine weiter zu optimieren, können sowohl Strömungsquerschnitte der Düsen wie auch Strömungsquerschnitte in dem Turbinenradaustrittsbereich derart quantifiziert werden, dass eine Gefälleaufteilung eines Gesamtgefälles der Turbine so eingestellt ist, dass zumindest im Wesentlichen das halbe Exergiegefälle stromauf des Turbinenrads in Geschwindigkeitsenergie umgesetzt wird. Die zweite Hälfte des Exergiegefälles wird in einem Turbinenradkanal, der beispielsweise durch zwei Laufradschaufeln des
Turbinenrads begrenzt ist, also im Relativsystem, in Geschwindigkeitsenergie
umgewandelt. Insbesondere bei mobilen Anwendungen, das heißt bei der Verwendung der Turbine für Verbrennungskraftmaschinen in Kraftwagen, kann vorgesehen sein, dass das Gefälle derart aufgeteilt ist, dass stromauf des Turbinenrads gegenüber dem Radkanal der größere Exergiebetrag des Gesamtgefälles in Geschwindigkeit umgesetzt wird. Der Reaktionsgrad der Turbine, dessen Definition der Quotient der
Geschwindigkeitsumwandlung vom Turbinenrad zur Düse bedeutet, liegt somit bei den Turbinen zumindest im Wesentlichen unterhalb von 0,5. Der Reaktionsgrad, an dem maximale Turbinenwirkungsgrade erzielbar sind, hat sich bei den meisten Turbinen, welche insbesondere als Radialturbinen ausgebildet sind, jedoch im Bereich von
Reaktionsgraden von 0,5 manifestiert. Bei Varioturbinen und/oder asymmetrischen Turbinen ist beispielsweise ein Reaktionsgrad im Nennpunkt der
Verbrennungskraftmaschine bei einer Optimierung aus dem Fahrbereich häufig mit niedrigen Wirkungsgraden und überhöhten Reaktionsgraden im Bereich von größer als 0,6 vorgesehen.
Die erfindungsgemäße Turbine ermöglicht es dabei, auf den Reaktionsgrad der Turbine von Seiten des Turbinenrads einzuwirken. So kann die Durchsatzfähigkeit der
erfindungsgemäßen Turbine von Seiten des Turbinenrads her gesteigert und die Turbine bei hohen Durchsätzen mit günstigen Reaktionsgraden und relativ geringen
Austrittsverlusten betrieben werden.
Dabei ist es insbesondere möglich, auf eine Umgehungseinrichtung, mittels welcher das Turbinenrad von Abgas zu umgehen ist, zu verzichten. Dies hält die Teileanzahl und den Bauraumbedarf der erfindungsgemäßen Turbine gering, was zur Lösung und/oder Vermeidung von Package-Problemen insbesondere in einem platzkritischen Bereich wie einem Motorraum eines Kraftwagens, insbesondere eines Personenkraftwagens, beiträgt.
Dadurch kann die Verbrennungskraftmaschine mit der erfindungsgemäßen Turbine, welche die geschilderten Geometrieverkleinerung aufweist, mit einem nur geringen Kraftstoffverbrauch betrieben werden, wobei die Turbine ein besonders gutes transientes Verhalten und/oder eine Möglichkeit bietet, großen Mengen an rückzuführendem Abgas darzustellen, insbesondere bei hohen Lasten. Gleichzeitig ermöglicht es die Turbine, eine ausreichende Luftversorgung der Verbrennungskraftmaschine über den entsprechenden Antrieb des Verdichters im Fahrbetrieb zu bewirken, und das auch bei hohen Drehzahlen.
Dies kommt insbesondere bei der als Ottomotor ausgebildeten
Verbrennungskraftmaschine vorteilhaft zum Tragen, da aufgrund der Anforderungen an das Fahrverhalten meist Abblaseraten von 50 % oder mehr realisiert werden. Eine solche Abblaserate bezieht sich dabei auf den Anteil des gesamten Abgases der
Verbrennungskraftmaschine, welcher mittels der Umgehungseinrichtung um das
Turbinenrad herum geführt wird, so dass das Turbinenrad von dem das Turbinenrad zugehenden Abgas nicht angetrieben wird.
Die Versteileinrichtungen der erfindungsgemäßen Turbine weisen auch den Vorteil auf, dass die zweiflutige Turbine, insbesondere wenn die Fluten asymmetrisch zueinander ausgebildet sind, für jede Flut quasi einen eigenen Reaktionsgrad aufweist, den man von Seiten des Turbinenrads her zur Befriedigung von Kraftstoffverbrauchs- und
Emissionsanforderungen zur Optimierung beeinflussen möchte und durch die
VerStelleinrichtungen auch beeinflussen 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. 1 eine Prinzipdarstellung einer Verbrennungskraftmaschine mit einer
zweiflutigen Turbine, welche zwei Versteileinrichtungen aufweist, mittels welcher die Turbine an unterschiedliche Betriebspunkte der
Verbrennungskraftmaschine variabel anpassbar ist;
Fig. 2 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht einer
Ausführungsform der Turbine gemäß Fig. 1 ;
Fig. 3 ausschnittsweise eine schematische Längsschnittansicht einer weiteren
Ausführungsform der Turbine gemäß Fig. 2; Fig. 4 ein Schaubild mit einem Verlauf des Durchsatzparameters der Turbine gemäß den Fig. 1 bis 3 bei Verstellen einer der Versteileinrichtungen;
Fig. 5 ein Schaubild mit drei Verläufen des Durchsatzparameters der Turbine gemäß den Fig. 1 bis 3 bei Verstellen einer der VerStelleinrichtungen; und
Fig. 6 ein Schaubild mit drei Verläufen des Durchsatzparameters der Turbine gemäß den Fig. 1 bis 3 über dem Turbinendruckverhältnis der Turbine gemäß den Fig. 1 bis 3.
Die Fig. 1 zeigt eine Verbrennungskraftmaschine 10 mit sechs Zylindern 12 eines Kraftwagens. Während des Betriebs der Verbrennungskraftmaschine 10 saugt diese Luft aus der Umgebung an. Die Luft durchströmt zunächst einen in einem Ansaugtrakt 14 der Verbrennungskraftmaschine 10 angeordneten Luftfilter 16, mittels welchem die Luft gereinigt wird. In dem Ansaugtrakt ist auch ein Verdichter 18 eines Abgasturboladers 20 angeordnet. Der Verdichter 18 umfasst ein um eine Drehachse 22 drehbares
Verdichterrad 24, mittels welchem die angesaugte Luft verdichtet wird.
Durch das Verdichten der Luft wird diese erwärmt. Zur Darstellung eines besonders hohen Aufladegrads der Luft ist in dem Ansaugtrakt 14 ein Ladeluftkühler 26 angeordnet, welcher die verdichtete und dadurch erwärmte Luft wieder kühlt. Die so verdichtete und gekühlte Luft strömt zu einem in dem Ansaugtrakt 14 angeordneten Ladeluftverteiler 28, von welchem die verdichtete Luft auf die Zylinder 12 aufgeteilt wird und von welchem die Luft in die Zylinder 12 einströmt.
Stromauf der Zylinder 12 wird die verdichtete Luft mit Kraftstoff beaufschlagt. Ergänzend und alternativ kann vorgesehen sein, dass Kraftstoff zumindest im Wesentlichen direkt in den Zylinder 12 eingespritzt wird. In jeglichem Fall ist in den Zylindern 12 ein Kraftstoff- Luft-Gemisch gegeben, welches von in den Zylindern 2 aufgenommenen und translatorisch relativ zu den Zylindern 12 bewegbaren Kolben verdichtet und
anschließend beispielsweise durch Selbstzündung oder mittels einer
Fremdzündeinrichtung gezündet wird. Daraus resultiert eine Verbrennung sowie eine Expansion des Kraftstoff-Luft-Gemisches, wodurch die Kolben sich translatorisch bewegend angetrieben werden. Die Kolben sind über jeweilige Pleuel mit einer Kurbelwelle 30 der als
Hubkolbenmaschine ausgebildeten Verbrennungskraftmaschine 10 gekoppelt. Infolge dieser gelenkigen Kopplung werden die translatorischen Bewegungen der Zylinder 12 in eine rotatorische Bewegung der Kurbelwelle 30 umgewandelt, was in der Fig. 1 durch einen Richtungspfeil 32 dargestellt ist.
Aus der Verbrennung der Kraftstoff-Luft-Gemische in den Zylindern 12 resultiert ein Abgas, welches von den Kolben aus den Zylindern 12 ausgeschoben wird. Das Abgas strömt zu in einem Abgastrakt 34 der Verbrennungskraftmaschine angeordnete
Abgaskrümmer 36 und 38.
Wie der Fig. 1 zu entnehmen ist, sammelt der Abgaskrümmer 36 das Abgas von drei der sechs Zylinder 12, während der Abgaskrümmer 38 das Abgas der anderen drei der sechs Zylinder 12 sammelt.
Der Abgaskrümmer 36 ist über entsprechende Abgasverrohrungen 40 mit einer ersten Flut 42 einer Turbine 44 des Abgasturboladers 20 fluidisch verbunden. Analog dazu ist der Abgaskrümmer 38 über entsprechende Abgasverrohrungen 46 fluidisch mit einer zweiten Flut 48 der Turbine 44 verbunden. Wie insbesondere den Fig. 2 und 3 zu entnehmen ist, umfasst die Turbine 44 ein Turbinengehäuse 50, durch welches die Fluten 42 und 48 gebildet sind. Die Fluten 42 und 48 sind dabei von einer Zwischenwandung 52 des Turbinengehäuses 50 zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennt.
Durch die entsprechende fluidische Verbindung der Fluten 42 und 48 mit den
Abgaskrümmern 36 und 38 kann das Abgas von drei der sechs Zylinder 12 die Flut 42 durchströmen, während das Abgas der anderen drei der Zylinder 12 durch die Flut 48 strömen kann.
Die Verbrennungskraftmaschine 10 umfasst eine Abgasrückführeinrichtung 54, welche eine Rückführleitung 56 umfasst. Die Rückführleitung 56 ist einerseits an einer
Abzweigstelle 58 mit den Abgasverrohrungen 40 der Flut 42 fluidisch verbunden.
Andererseits ist die Rückführleitung 56 an einer Einleitstelle 60 fluidisch mit dem
Ansaugtrakt 14 verbunden. So kann Abgas von den dreien der Zylinder 12 an der Abzweigstelle 58 aus den Abgasverrohrungen 40 abgezweigt, zu dem Ansaugtrakt 14 rückgeführt und an der Einleitstelle 60 in den Ansaugtrakt 14 eingeleitet werden. So kann die den Ansaugtrakt 14 durchströmende Luft mit Abgas beaufschlagt werden. Dadurch können die Stickoxid-(NOx-) sowie die Rußemissionen der Verbrennungskraftmaschine 10 gering gehalten werden.
Die Abgasrückführeinrichtung 54 umfasst ein Abgasrückführventil 62, mittels welchem eine Menge an rückzuführendem Abgas variabel einstellbar ist. Ferner umfasst die Abgasrückführeinrichtung 54 einen Abgasrückführkühler 64, mittels welchem das rückzuführende Abgas kühlbar ist.
Daraus ergibt sich, dass die Flut 42 als so genannte AGR-Flut ausgebildet ist (AGR - Abgasrückführung). Der Flut 42 kommt dabei insbesondere die Aufgabe zu, für ein gewünschtes und entsprechend hohes Aufstauverhalten der Turbine 44 zu sorgen, damit besonders hohe Mengen an rückzuführendem Abgas darstellbar sind. Dabei sind insbesondere Mengen an rückzuführendem Abgas vorteilhaft, welche 50 % der
Gesamtmenge des Abgases der Verbrennungskraftmaschine 10 betragen.
Die Flut 48 ist als so genannte λ-Flut ausgebildet. Der Flut 48 kommt dabei insbesondere die Aufgabe zu, eine erwünschte und vorteilhafte Luftversorgung der
Verbrennungskraftmaschine 10 auf Seiten des Ansaugtrakts 14 bereitzustellen, so dass ein erwünschtes Verbrennungsluftverhältnis (λ) in den Zylindern 12 vorliegt, damit die Verbrennungskraftmaschine 10 hohe Leistungen und Drehmomente bereitstellen kann.
Wie den Fig. 2 und 3 ferner zu entnehmen ist, ist durch das Turbinengehäuse 50 ein Aufnahmeraum 65 zumindest bereichsweise begrenzt, in welchem ein Turbinenrad 66 der Turbine 44 zumindest bereichsweise aufgenommen ist. Das Turbinenrad 66 ist dabei um die Drehachse 22 relativ zum Turbinengehäuse 50 drehbar und mit einer Welle 68 des Abgasturboladers 20 drehfest verbunden. Mit der Welle 68 ist auch das Verdichterrad 24 drehfest verbunden, so dass das Verdichterrad 24 von dem Turbinenrad 66 über die Welle 68 angetrieben werden kann.
Um das Turbinenrad 68 anzutreiben, wird das Abgas über die Fluten 42 und 48 zu dem Turbinenrad 66 geführt. Dabei strömt das die Flut 42 durchströmende Abgas über eine erste, der Flut 42 zugeordnete Düse 70 aus und das Turbinenrad 66 an. Ebenso strömt das die Flut 48 durchströmende Abgas über eine Düse 72 der Flut 48 aus dieser aus und das Turbinenrad 66 an. Die Turbine 44 gemäß Fig. 1 umfasst nun eine VerStelleinrichtung 74, welche lediglich der Düse 70 der Flut 42 zugeordnet ist. Dadurch ist ein Strömungsquerschnitt SAGR der Düse 70 variabel einstellbar.
Die Turbine 44 gemäß Fig. 1 umfasst ferner eine weitere Versteileinrichtung 76, mittels welcher Strömungsbedingungen in einem Turbinenradaustrittsbereich 78 variabel einstellbar sind.
Bei der Versteileinrichtung 76 handelt es sich beispielsweise um einen in den Fig. 2 und 3 erkennbaren Konusschieber, welcher ein zumindest im Wesentlichen konusförmiges Verstellelement 80 umfasst. Das konusförmige Verstellelement 80 ist dabei in axialer Richtung der Turbine 44 gemäß einem Richtungspfeil 82 relativ zum Turbinengehäuse 50 verschiebbar. Durch Verschieben des Verstellelements 80 kann ein stromab des
Turbinenrads 66 angeordneter, engster Strömungsquerschnitt der Turbine 44 variabel eingestellt werden, wobei sich der stromab des Turbinenrads angeordnete, engste Strömungsquerschnitt im drehenden Relativsystem des Turbinenradaustrittsbereichs 78 befindet.
Mit anderen Worten ist mittels der VerStelleinrichtung 74 ein insbesondere engster Strömungsquerschnitt, nämlich der Strömungsquerschnitt SAGR stromauf des
Turbinenrads 66 variabel einstellbar, während mittels der VerStelleinrichtung 76 der stromab des Turbinenrads angeordnete engste Strömungsquerschnitt variabel einstellbar ist. Der stromab des Turbinenrads angeordnete, engste Strömungsquerschnitt wird dabei als SKonus bezeichnet.
Der Düse 72, das heißt also der λ-Flut, ist bei der Turbine 44 gemäß Fig. 1 keine solche VerStelleinrichtung zugeordnet. Ist die Turbine 44 bezogen auf die Flut 42 als so genannte Varioturbine ausgebildet (aufgrund der Versteileinrichtung 74), so ist die Turbine 44 bezogen auf die Flut 48 beziehungsweise die Düse 72 als
Festgeometrieturbine ausgebildet. Die Verbrennungskraftmaschine 0 umfasst eine Regelungseinrichtung 84, mittels welcher die Versteileinrichtung 74 und 76 steuerbar oder regelbar sind. Die Versteileinrichtung 76 kann beispielsweise über eine einfache Steuerung, beispielsweise über den Ladedruck des Abgasturboladers 20, gesteuert werden. Dies hält die Kosten gering.
In dem Abgastrakt 34 ist stromab der Turbine 44 eine Abgasnachbehandlungseinrichtung 86 angeordnet, mittels welcher das den Abgastrakt 34 durchströmende Abgas zu reinigen ist, bevor es an die Umwelt entlassen wird. Die Abgasnachbehandlungseinrichtung 86 umfasst beispielsweise einen Partikelfilter, mittels welchem Rußpartikel zurückgehalten werden können, um so die Rußemissionen des Kraftwagens, besonders gering zu halten.
Wie der Fig. 2 zu entnehmen ist, kann der Düse 72 ein Leitgitter 88 zugeordnet sein. Das Leitgitter umfasst eine Mehrzahl von Leitschaufeln 90, mittels welchen das die Flut 48 durchströmende Abgas entsprechend umlenkbar ist. So kann das Turbinenrad 66 mit einem besonders günstigen Strömungswinkel angeströmt werden. In der Fig. 2 ist auch Lagergehäuse 92 des Abgasturboladers 20 dargestellt, an welchem die Welle 68 und über die Welle 68 das Verdichterrad 24 und das Turbinenrad 66 um die Drehachse 22 drehbar gelagert sind.
Auch der Düse 72 ist ein Leitgitter 88' mit einer Mehrzahl an Leitschaufeln 90'
zugeordnet, welche das die Flut 42 durchströmende Abgas entsprechend ablenken, um so das Turbinenrad 66 strömungsgünstig anströmen zu können.
Zum variablen Einstellen des Strömungsquerschnitts SAGR der Düse 70 ist eine Matrize 93 der Versteileinrichtung 74 vorgesehen. Die Matrize 93 ist dabei gemäß dem
Richtungspfeil 82 relativ zum Lagergehäuse 92 und relativ zum Turbinengehäuse 50 translatorisch verschiebbar. Durch die Matrize 93 sind Aufnahmen 94 gebildet, in welchen die Leitschaufeln 90' des Leitgitters 88' zumindest bereichsweise aufnehmbar sind. Mit anderen Worten können die Leitschaufeln 90' des Leitgitters 88' in die Aufnahmen 94 der Matrize 93 eintauchen und somit sowohl stromab als auch stromauf der Leitschaufeln 90' abgedeckt beziehungsweise überdeckt werden. Durch die verschiebbare Matrize 93 kann somit eine Schaufelhöhe der Leitschaufeln 90 variabel eingestellt werden. Damit ist das Leitgitter 88' variabel ausgebildet, während das Leitgitter 88 fest ausgebildet ist.
In der Fig. 2 ist auch eine Laufradschaufel 96 erkennbar, welche fest mit einem
Nabenkörper 98 des Turbinenrads 66 verbunden ist. Durch die Laufradschaufel 96 ist eine zumindest im Wesentlichen in axialer Richtung gemäß dem Richtungspfeil 82 verlaufende Anströmkante 100 gebildet, über welche das Turbinenrad 66 von dem Abgas anströmbar ist. Ferner sind durch die Laufradschaufeln 96 Abströmkanten 102 und 104 gebildet, über welche das Turbinenrad 36 beziehungsweise die Laufradschaufel 96 von dem Abgas abströmbar ist. Die als Hauptaustrittskante bezeichnete Abströmkante 104 verläuft dabei zumindest im Wesentlichen in radialer Richtung des Turbinenrads gemäß einem Richtungspfeil 106. Die als Varioaustrittskante bezeichnete Abströmkante 102 verläuft dabei sowohl schräg zur Anströmkante 100 als auch schräg zur Abströmkante 104 und verläuft somit schräg zur axialen Richtung des Turbinenrads 66.
Zum variablen Einstellen des stromab des Turbinenrads 66 angeordneten, engsten Strömungsquerschnitts SKonus kann mittels des Verstellelements 80 die Varioaustrittskante fluidisch zumindest im Wesentlichen versperrt oder demgegenüber freigegeben werden. In der in der Fig. 2 gezeigten Meridionalansicht insbesondere des Turbinenrads 66 schließt die Abströmkante 102 einen Winkel ε mit der radialen Richtung des Turbinenrads gemäß dem Richtungspfeil 106 ein, welcher in einem Bereich von einschließlich zumindest im Wesentlichen 45 Grad bis einschließlich zumindest im Wesentlichen 60 Grad liegt.
Die als Radialturbine ausgebildete Turbine 44 kann somit sowohl die Rückführung von Abgas als auch die Versorgung der Verbrennungskraftmaschine 10 mit einer
gewünschten Menge beziehungsweise Masse an Luft insbesondere durch das Vorsehen der VerStelleinrichtungen 74 und 76 maßgebend beeinflussen.
Die λ-Flut (Flut 48) sowie die VerStelleinrichtung 76, welche eine
Turbinenradaustrittsvariabilität darstellt, werden auf einen optimalen Ladungswechsel hin entwickelt, so dass besonders vorteilhafte und wirkungsgradgünstige Reaktionsgrade der Turbine 44 für hohe Turbinenwirkungsgrade über die Einstellbarkeit des
Strömungsquerschnitts SKonus darstellbar sind.
Die Regelungseinrichtung 84 wird für einen emissions- und kraftstoffverbrauchsoptimalen Betrieb der Verbrennungskraftmaschine 10 Regelgrößen beziehungsweise Steuergrößen der VerStelleinrichtungen 74 und 76 so kontrollieren beziehungsweise einstellen, dass sich eine gewünschte AGR-Rate, das heißt eine gewünschte Menge an rückzuführendem Abgas, sowie auch ein optimales Luft-Kraftstoff- Verhältnis λ ergeben.
Mittels durch die VerStelleinrichtungen 74 und 76 geschaffenen Freiheitsgrade sind insbesondere in Aufwärmphasen der Verbrennungskraftmaschine 10 und bei der Durchführung der Abgasrückführung bewusst Wirkungsgradverschlechterungen einstellbar, welche ein schnelles Erreichen von notwendigen Betriebstemperaturen, beispielsweise der Abgasnachbehandlungseinrichtung 86, sowie notwendige
Bauteiltemperaturen bewirkt. Dadurch kann ein effektives und effizientes
Thermomanagement der Verbrennungskraftmaschine 10 durchgeführt werden.
Insbesondere kann dadurch beispielsweise der Partikelfilter der Abgasnachbehandlungseinrichtung 36 abgebrannt und so von aufgenommenen
Rußpartikeln gereinigt werden.
Ein besonderer Vorteil der Turbine 44 gemäß Fig. 2 ist, dass die Leitschaufel 90' des Leitgitters 88' zumindest im Wesentlichen vollständig fluidisch mittels der Matrize 93 versprerrbar ist. Dabei berührt eine Stirnseite 108 der Matrize 93 die durch das
Turbinengehäuse gebildete Zwischenwandung 52, so dass der Strömungsquerschnitt SAG zumindest im Wesentlichen 0 beträgt. Dadurch ist die Matrize 98 in ihrer
Schließstellung eingestellt, wodurch, bis auf etwaige vorhandene Leckagen, welche an relativ zueinander bewegbaren Bauteilen prinzipbedingt nicht zu vermeiden sind,
Abgasraten (AGR-Raten) von zumindest im Wesentlichen und zumindest nahezu 50 % darstellbar sind. Dies bedeutet, dass zumindest im Wesentlichen 50 % des gesamten Abgases der Verbrennungskraftmaschine 10 vom Abgastrakt 34 zum Ansaugtrakt 14 rückgeführt und in diesen eingeleitet werden können. Die Einstellbarkeit dieser hohen AGR-Raten bei fast vollständigen Verschließen der Düse 70 der AGR-Flut sind in niedrigen Teillastbetriebspunkten und in Phasen des Thermomanagements der
Verbrennungskraftmaschine 10 vorteilhaft nutzbar.
Die Fig. 2 zeigt die Matrize 93 in ihrer maximalen Öffnungsposition. Dabei ist der
Strömungsquerschnitt SAGR auf seinen maximalen Wert SAG ,max eingestellt. Der Einfluss der λ-Flut (Flut 48) auf das Luft-Kraftstoff-Verhältnis λ geht bei der Turbine 44 von dem Strömungsquerschnitt SKonuS aus, welcher durch die VerStelleinrichtung 76 einstellbar ist.
In einer maximalen Schließposition der VerStelleinrichtung 76 und damit des
Verstellelements 80 befindet sich die VerStelleinrichtung 76, welche auch als
Konusschieber bezeichnet wird, in einer Position, in welcher zwischen Abströmkante 102 und dem konusformigen Verstellelement 80 ein engster Spalt ausgebildet ist. Dabei findet die Abströmung des Turbinenrads 66 zumindest im Wesentlichen nur über die
Hauptaustrittskante (Abströmkante 104) statt.
Ab einer gewissen Öffnungsposition des Konusschiebers ausgehend von der maximalen Schließstellung erfolgt auch eine merkliche Überströmung der Abströmkante 102, wodurch eine wirksame variable Öffnung des engsten Strömungsquerschnitts SKonus im Turbinenradaustrittsbereich 78 mit einer wirkungsgradgünstigen Umlenkung der
Strömung im Turbinenrad 66 realisiert ist. Die Fig. 3 zeigt eine alternative Ausführungsform der Turbine 44 gemäß Fig. 2. Wie der Fig. 3 zu entnehmen ist, ist der Düse 72 der λ-Flut (Flut 48) kein Leitgitter mit
Leitschaufeln zugeordnet. Ein Strömungsquerschnitt Sx der Düse 72 wird dabei einerseits von dem Turbinengehäuse 50 und andererseits von der durch das Turbinengehäuse 50 gebildeten Zwischenwandung 52 zwischen den Fluten 42 und 48 begrenzt. Dies bedeutet, dass die Düse 72 der λ-Flut eine freie Ringdüse ohne Radialgitter oder dergleichen ist. Eine Drallcharakteristik der λ-Flut für einen gewichtigen Turbinenleistungsanteil wird demnach durch eine Spiralendimensionierung der λ-Flut bewerkstelligt. Dies bedeutet, dass die Flut 42 und/oder 48 zumindest im Wesentlichen als Spiralkanal ausgebildet sein können, welche sich zumindest im Wesentlichen in Umfangsrichtung des Turbinenrads 66 über dessen Umfang erstrecken.
Ist die Matrize 93 gemäß Fig. 2 auf Seiten des Lagergehäuses 92 angeordnet, so sind gemäß Fig. 3 sowohl die Matrize 93 zur Einstellung der Schaufelhöhe der Leitschaufeln 90' als auch das konusförmige Verstellelement 80 auf Seiten des
Turbinenradaustrittsbereichs 78 angeordnet. Dadurch können die VerStelleinrichtungen 74 und 76 durch eine geeignete Kopplungseinrichtung beispielsweise mechanisch miteinander gekoppelt werden, so dass lediglich ein Stellglied, beispielsweise eine Elektromotor oder dergleichen, vonnöten ist und vorgesehen werden kann, um die Matrize 93 und das Verstellelement 80 gemäß den Richtungspfeilen 82 bewegen. Durch eine entsprechende Übersetzung kann dabei die Matrize 93 um einen Verstellweg bewegt werden, welcher sich gegebenenfalls von dem Verstellweg, in welchem das
Verstellelement 80 bewegt wird, unterscheidet.
Die Fig. 4 bis 6 dienen insbesondere dazu, das Durchsatzverhalten der Turbine 44 mit den VerStelleinrichtungen 74 und 76 darzustellen. Die Fig. 4 zeigt ein Diagramm 110, auf dessen Abszisse 112 das Verhältnis aus dem eingestellten Strömungsquerschnitt SAGR und dem maximal einstellbaren Strömungsquerschnitt SAGR,max aufgetragen ist. Auf der Ordinate 114 des Diagramms 110 ist der kritische Durchsatzparameter der Turbine 44 aufgetragen. In dem Diagramm 110 ist ein Verlauf 116 dargestellt, welcher ein lineares Öffnungsverhalten mittels des kritischen Durchsatzparameters der Turbine 44 über dem Verhältnis SAGR/ AGR.max der variablen Schaufelhöhe der Leitschaufeln 90' des Gitters 88' der AGR-Flut (Flut 42) zeigt.
Dabei stellt das Verhältnis SAGR/SAGR^X eine relative Stellgröße der Turbine 44 dar. Bei der Verstellung des Strömungsquerschnitts SAGR ist der Strömungsquerschnitt SK0nus> welcher eine Turbinenradaustrittsfläche darstellt, zumindest im Wesentlichen konstant gehalten. Das Verhältnis SAGR SAGRmmax stellt somit die relative Schaufelhöhe der
Leitschaufeln 90' des Leitgitters 88' der AGR-Flut dar. Ein Verhältnis der eingestellten Turbinenradaustrittsfläche SKon_s zur maximal möglich einstellbaren
Turbinenradaustrittsfläche SKon_s,max beträgt dabei beispielsweise zumindest im
Wesentlichen 0,5 und ist konstant. Dabei ist das Turbinendruckverhältnis nT.s größer als das kritische Turbinendruckverhältnis 7iT-s,krit- Ferner ist dabei angenommen, dass die λ- Flut zumindest im Wesentlichen fluidisch versperrt ist und nicht von Abgas durchströmt wird. In dem Diagramm 1 10 steigt der Strömungsquerschnitt SAGR gemäß einem
Richtungspfeil 1 18 an.
Die Fig. 5 zeigt ein Diagramm 120, auf dessen Abszisse 122 ein Verhältnis der eingestellten beziehungsweise einzustellenden Turbinenradaustrittsfläche S«onus zur maximal möglich einstellbaren Turbinenradaustrittsfläche SKonus,ma aufgetragen ist. Bei dem Verhältnis SKonus SK0nus,max handelt es sich somit um einen relativen Weg, um welchen der Konusschieber bewegt wird. Auf der Ordinate 124 des Diagramms 120 ist der Durchsatzparameter der Turbine 44 aufgetragen. Der kritische Durchsatzparameter, welcher auf der Ordinate 1 14 aufgetragen ist, und der Durchsatzparameter, welcher auf der Ordinate 124 aufgetragen ist, beziehen sich dabei auf den Durchsatzparameter der AGR-Flut, was zu dem Durchsatzparameter der gesamten Turbine 44 korrespondiert, da, wie geschildert, die λ-Flut fluidisch zumindest im Wesentlichen versperrt ist. Ein
Richtungspfeil 126 in dem Diagramm 120 gibt an, dass der relative Weg, um welchen der Konusschieber bewegt wird, mit dem Richtungspfeil 126 ansteigt.
In dem Diagramm 120 sind drei Verläufe 128, 130 und 132 eingetragen. Der Verlauf 128 bezieht sich dabei auf eine Verstellung des Konusschiebers ausgehend von einer Schließstellung (relativer Weg gleich 0) bis zu seiner maximalen Offenstellung (relativer Weg gleich 1 ), wobei die relative Schaufelhöhe zumindest im Wesentlichen konstant auf dem Wert 1 ,0 gehalten ist.
Der Verlauf 130 bezieht sich dabei auf eine Bewegung des Konusschiebers von der Schließstellung hin zur maximalen Offenstellung, wobei die relative Schaufelhöhe zumindest im Wesentlichen konstant auf dem Wert 0,5 gehalten ist.
Analog dazu bezieht sich der Verlauf 132 auf eine Verstellung des Konusschiebers von der Schließstellung in die Offenstellung, wobei die relative Schaufelhöhe zumindest im Wesentlichen konstant auf dem Wert 0,2 gehalten ist. Wie nun in der Fig. 5 zu erkennen ist, ergibt sich bei kleinen Durchsatzparameterpositionen des Durchsatzparameters keine Beeinflussung über die Turbinenradaustrittsvariabilität in Form des Konusschiebers. Erst bei größeren Durchsatzparametern wird der kritische Durchsatzparameter über das Verkleinern der Turbinenradaustrittsfläche in einen unterkritischen
Durchsatzparameterbereich bewegt, da der Reaktionsgrad sich von niedrigen Werten hin zu höheren Werten mit der Verkleinerung der Turbinenradaustrittsfläche verändert. Die Diagramme 110 und 120 zeigen an, dass die AGR-Flut über größere Betriebsbereiche nahezu von der Radaustrittsvariabilität in Form des Konusschiebers bei entsprechenden Turbinenauslegungen entkoppelt ist.
Der Durchsatzparameter der λ-Flut (bei fluidisch versperrter AGR-Flut) wird üblicherweise wesentlich größer dimensioniert als der Durchsatzparameter der AGR-Flut (bei fluidisch versperrter λ-Flut). Dies ist insbesondere bei der maximalen relativen Schaufelhöhe von 1 ,0 der Fall. Dadurch besteht auf Seiten der λ-Flut eine gewünschte, gewichtige
Abhängigkeit der Radaustrittsvariabilität und damit des relativen Weges, in welchem der Konusschieber bewegt wird, wodurch über eine Veränderung der
Turbinenradaustrittsfläche ein optimales Luft-Kraftstoff-Verhältnis der
Verbrennungskraftmaschine 10 bewegt werden kann. Dabei bestehen noch genügend Freiheitsgrade, um ausreichend und erwünscht hohe AGR-Raten mittels der der AGR- Flut zugeordneten Matrize 93 einzustellen.
Die Turbine 44 besitzt somit die Eigenschaften einer asymmetrischen Vollvarioturbine, welche sowohl bei Personenkraftwagen als auch bei Nutzkraftwagen angewendet werden kann. Dies ist insofern vorteilhaft, wenn eine starke Stickoxidreduzierung in hohen Lastbereichen insbesondere durch zukünftige Emissionsvorschriften gefordert wird.
Die Fig. 6 zeigt ein Diagramm 134, auf dessen Abszisse 136 das Turbinendruckverhältnis π-r-s aufgetragen ist. Auf der Ordinate 138 des Diagramms 134 ist der
Durchsatzparameter der Turbine 44 aufgetragen. In dem Diagramm 134 sind drei Bereiche A, B und C eingetragen. Der Bereich A bezieht sich dabei auf die Turbine 44, bei von Abgas durchströmbarer AGR-Flut und bei fluidisch versperrter λ-Flut. Der Bereich B bezieht sich dabei auf die Turbine 44, wenn die AGR-Flut fluidisch versperrt und die λ- Flut freigegeben ist. Der Bereich C bezieht sich auf die gesamte Turbine 44, bei welcher sowohl die AGR-Flut als auch die λ-Flut von Abgas der Verbrennungskraftmaschine 10 durchströmbar sind.
Der Bereich A ist von einem Verlauf 140 begrenzt, bei welchem der
Strömungsquerschnitt SAG auf 0 eingestellt ist. Dies bedeutet, dass die Matrize 93 mit ihrer Stirnseite 108 die Zwischenwandung 52 berührt. Wie der Fig. 6 zu entnehmen ist, ist zwischen dem Verlauf 140 und der Abszisse 36, welche den absoluten Nullpunkt des Durchsatzparameters darstellt, eine Differenz gegeben, welche auf die geschilderten, unvermeidbaren Leckagen zurückzuführen ist. Der Bereich A ist andererseits begrenzt durch einen Verlauf 142, bei welchem der Strömungsquerschnitt SAGR auf seinen maximalen Wert SAGR,max eingestellt ist. Ebenso ist der Strömungsquerschnitt SKonus auf seinen maximalen Wert SK0nus,max eingestellt.
Wie anhand des Bereichs A zu entnehmen ist, ist die AGR-Flut die variabel einstellbare Flut 42, die eine Durchsatzspreizung der Turbine 44 von fast vollständig fluidisch verschlossen bis zu den oberen dimensionierten offenen Strömungsquerschnitten des Leitgitters 88' ermöglicht. Der Reaktionsgrad dieser Turbine, welche aufgrund des fluidischen Versperrens der λ-Flut und des Freigebens der AGR-Flut als Teilturbine bezeichnet wird, ist üblicherweise sehr gering, wodurch sich der Stopfpunkt auch bei vollständiger Öffnung des Leitgitters 88' und damit der Leitschaufeln 90' üblicherweise auch bei geschlossenem Turbinenrad 66, das heißt bei Einstellen der kleinsten
Turbinenradaustrittsfläche meist im Bereich eines Austritts des Leitgitters 88' stromauf des Turbinenrads 66 einstellt.
Der Bereich B ist einerseits begrenzt von einem Verlauf 144, bei welchem der
Strömungsquerschnitt SK0nus auf seinen minimalen Wert SK0nus,min eingestellt ist.
Andererseits wird der Bereich B von einem Verlauf 146 begrenzt, bei welchem der Strömungsquerschnitt SKonus auf seinen maximalen Wert SK0nus,max eingestellt ist. Die Turbine 44, welche in dem Bereich B, in welchem die AGR-Flut fluidisch versperrt und die λ-Flut fluidisch freigegeben ist, als Teilturbine bezeichnet wird, hat bezogen auf den Bereich B aufgrund von größeren, effektiven Strömungsquerschnitten stromauf des Turbinenrads 66 auch einen merklich größeren Reaktionsgrad gegenüber der Teilturbine gemäß dem Bereich A. Der kritische, durchsatzbestimmende Strömungsquerschnitt befindet sich jetzt im Turbinenradaustrittsbereich 78 und das für Stellungen des
Konusschiebers von SKonus,min bis SKonus.max. die zu einer Durchsatzparameterspreizung führen, welche eine gewichtige Einflussnahme auf das Luft-Kraftstoff-Verhältnis mit günstigen Turbinenwirkungsgraden bewirkt.
Der Bereich C zeigt das Gesamtdurchsatzverhalten, insbesondere für eine Anwendung zur Abgasrückführung, wobei die Turbine 44 als Quasi-Vollvarioturbine ausgebildet ist. Der Bereich C wird einerseits durch einen Verlauf 148 begrenzt, bei welchem der Strömungsquerschnitt SAGR auf seinen maximalen Wert SAGR,max eingestellt ist, während der Strömungsquerschnitt S 0nus auf seinen minimalen Wert SKonus,min eingestellt ist.
Andererseits wird der Bereich C von einem Verlauf 150 begrenzt, bei welchem der Strömungsquerschnitt SAGR auf seinen maximalen Wert eingestellt ist, während der Strömungsquerschnitt SKonus auch auf seinen maximalen Wert SKonus.max eingestellt ist. Eine Gesamtdurchsatzspreizung AOGES max, die sich aus der Kombination der beiden Versteileinrichtungen 74 und 76 ergibt, ist in einem Diagramm 134 dargestellt. Daraus ist ersichtlich, dass die Gesamtdurchsatzspreizung AOges,max eine Funktion des
Strömungsquerschnitts SKonus ist.■
Die Turbine 44 kann auch eine weitere, dritte VerStelleinrichtung umfassen, welche der λ- Flut (Flut 48) zugeordnet ist. Dadurch kann auch der Strömungsquerschnitt ελ der Flut 48 variabel eingestellt werden, so dass die Turbine 44 besonders bedarfsgerecht und effizient an unterschiedliche Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine 10 angepasst und eingestellt werden kann.

Claims

Patentansprüche
Turbine (44) für einen Abgasturbolader (20) einer Verbrennungskraftmaschine (10), mit einem von Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbaren Turbinengehäuse (50), in welchem ein Turbinenrad (66) um eine Drehachse (22) drehbar zumindest bereichsweise aufgenommen ist und welches wenigstens zwei, jeweils von zumindest einem Teil des Abgases durchströmbare und zumindest bereichsweise fluidisch voneinander getrennten Fluten (42, 48) aufweist, welchen jeweils wenigstens eine Düse (70, 72) zugeordnet ist, über welche zum
Beaufschlagen des Turbinenrads (66) mit Abgas das die jeweilige Flut (42, 48) durchströmende Abgas dem Turbinenrad (66) zuführbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
zumindest einer ersten der Düsen (70, 72) eine erste VerStelleinrichtung (74) zugeordnet ist, mittels welcher ein von dem die zugehörige Flut (70, 72)
durchströmendem Abgas durchströmbarer Strömungsquerschnitt (SX,SAGR) der ersten Düse (70, 72) variabel einstellbar ist, und dass eine zweite, zumindest teilweise in einem Turbinenradaustrittsbereich (78) angeordnete Versteileinrichtung (76) vorgesehen ist, mittels welcher Strömungsbedingungen zumindest im
Wesentlichen in dem Turbinenradaustrittsbereich (78) beeinflussbar sind.
Turbine (44) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Fluten (70, 72), insbesondere hinsichtlich ihrer jeweiligen
Strömungsquerschnitte, asymmetrisch zueinander ausgebildet sind.
3. Turbine (44) nach einem der Ansprüche 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Strömungsquerschnitt (SX,SAG ) der ersten Düse (70, 72) mittels der
Versteileinrichtung (74) fluidisch zumindest im Wesentlichen versperrbar ist.
4. Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die zur ersten Düse (70, 72) korrespondierende Flut (42, 48) als Abgasrückführflut ausgebildet ist, wobei mittels der ersten Versteileinrichtung (74) an Menge an von einem Abgastrakt (34) zu einem Ansaugtrakt (14) der Verbrennungskraftmaschine (10) rückzuführendes Abgas einstellbar ist.
5. Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
mittels der zweiten Versteileinrichtung (76) wenigstens eine Abströmkante (102, 104) einer Laufradschaufel (96) des Turbinenrads (66) zumindest bereichsweise abdeckbar und demgegenüber freigebbar ist.
6. Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Turbinenrad (66) wenigstens eine Laufradschaufel (96) zum Leiten des
Abgases umfasst, welche wenigstens eine Abströmkante (102, 104) aufweist, über welche das Turbinenrad (66) von dem Abgas abströmbar ist, wobei sich an einen ersten, zumindest im Wesentlichen in radialer Richtung verlaufenden
Längenbereich ein zweiter Längenbereich der Abströmkante (102, 104),
insbesondere direkt, anschließt, der mit einer sich senkrecht zur Drehachse (22) erstreckenden Ebene einen Winkel ε einschließt, der in einem Bereich von einschließlich zumindest im Wesentlichen 45 Grad bis einschließlich zumindest im Wesentlichen 60 Grad liegt.
7. Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der anderen der Düsen (70, 72) eine dritte Versteileinrichtung zugeordnet ist, mittels welcher ein von dem die zugehörige Flut (42, 48) durchströmendem Abgas durchströmbarer Strömungsquerschnitt (SX,SAGR) der anderen Düse (70, 72) variabel einstellbar ist.
8. Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
wenigstens eine der VerStelleinrichtungen (74, 76) wenigstens teilweise relativ zum Turbinengehäuse (50) zumindest im Wesentlichen rotatorisch und/oder
translatorisch bewegbar sind.
9. Verbrennungskraftmaschine (10) für einen Kraftwagen, mit einem Abgastrakt (34), welcher von Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbar ist, und mit einer in dem Abgastrakt (34) angeordneten Turbine (44) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, welche von zumindest einem Teil des Abgases antreibbar ist.
10. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verbrennungskraftmaschine (10) eine Mehrzahl von Brennräumen (12), insbesondere Zylinder (12), aufweist, wobei ein erster Teil der Brennräume (12) mit einer ersten der Fluten (42, 48) und ein anderer, von dem ersten Teil
unterschiedlicher Teil der Brennräume (12) mit der zweiten der Fluten (42, 48) fluidisch verbunden ist.
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