Die Erfindung betrifft einen Radialverdichter, insbesondere einen Radialverdichter zur Aufladung einer Brennkraftmaschine. Die Brennkraftmaschine kann insbesondere zum Antrieb eines Kraftfahrzeugs vorgesehen sein.The invention relates to a centrifugal compressor, in particular a centrifugal compressor for charging an internal combustion engine. The internal combustion engine can be provided in particular for driving a motor vehicle.
Das Pkw-Angebot der Automobilhersteller zeigt in den letzten Jahrzehnten einen Trend zur Motorleistungssteigerung. Das liegt zum einen am gestiegenen Fahrleistungsbedarf der Kunden. Zum anderen erfordern die durch höhere Sicherheits- und Komfortanforderungen gestiegenen Fahrzeuggewichte leistungsgesteigerte Motoren. Die Erhöhung der Leistung erfolgt dabei in der Regel nicht auf dem klassischen Weg über eine Maximaldrehzahl- und/oder Hubraumerhöhung, sondern durch eine Motoraufladung.The range of passenger cars offered by car manufacturers has been showing a trend towards engine performance in recent decades. On the one hand, this is due to the increased driving power requirements of customers. On the other hand, the increased vehicle weight due to higher safety and comfort requirements require performance-enhanced engines. The increase in power is usually not on the classic way of a maximum speed and / or displacement increase, but by a motor charging.
Vor allem in den letzten zehn Jahren hat sich die Motoraufladung im Rahmen des sogenannten „Downsizings“, aber auch als Maßnahme zur Verbrauchsreduzierung durchgesetzt. Beim Downsizing wird der Hubraum des Verbrennungsmotors mit dem Ziel reduziert, den absoluten Kraftstoffverbrauch zu senken. Die Hubraumreduzierung hat aber tendenziell eine Leistungsabnahme zur Folge, die durch den Einsatz einer Aufladung kompensiert oder sogar überkompensiert werden kann. Especially in the last ten years, the engine charging has prevailed as part of the so-called "downsizing", but also as a measure to reduce fuel consumption. Downsizing reduces the displacement of the internal combustion engine with the goal of reducing absolute fuel consumption. However, the displacement reduction tends to result in a power decrease, which can be compensated by the use of a charge or even overcompensated.
Eine Motoraufladung kann mittels einer sogenannten mechanischen Aufladung oder mittels einer Abgasturboaufladung umgesetzt werden. Das Hauptunterscheidungsmerkmal beider Varianten ist die Art des Antriebs des Verdichters. Bei der Abgasturboaufladung wird der Verdichter über eine in den Abgasstrang des Motors integrierte Turbine angetrieben und diese wiederum durch den Abgasmassenstrom. Bei der mechanischen Aufladung wird der Verdichter von dem Motor direkt, in der Regel von der Kurbelwelle mittels eines Riementriebs, angetrieben. Die bei den beiden unterschiedlichen Aufladevarianten zum Einsatz kommenden Verdichterbauarten können sich ebenfalls unterscheiden. Während für die Abgasturboaufladung ausschließlich Strömungslader verwendet werden, kommen bei der mechanischen Aufladung auch Verdrängerlader zum Einsatz. Als Strömungslader werden im PKW-Bereich ausschließlich Radialverdichter eingesetzt; Axialverdichter dagegen aus Gründen des schlechteren Wirkungsgrads nicht.An engine supercharging can be implemented by means of a so-called mechanical supercharging or by means of an exhaust gas turbocharging. The main distinguishing feature of both variants is the type of drive of the compressor. During turbocharging, the compressor is driven by a turbine integrated into the exhaust system of the engine, which in turn is driven by the exhaust gas mass flow. During mechanical charging, the compressor is driven by the engine directly, usually by the crankshaft by means of a belt drive. The compressor types used for the two different supercharging variants may also differ. While only turbochargers are used for turbocharging, superchargers are also used for mechanical turbocharging. As a flow loader, only centrifugal compressors are used in the passenger car sector; Axial compressor, however, for reasons of poorer efficiency not.
Ein Radialverdichter gehört im Gegensatz zu einer Turbine zur Gruppe der Arbeitsmaschinen. Er überträgt Energie auf das diesen durchströmende Gas, welches axial in den Verdichter ein- und radial ausströmt. Dazu umfasst ein Radialverdichter ein Gehäuse, das einen Einlass sowie einen Auslass ausbildet. Innerhalb eines Strömungsraums des Gehäuses ist ein Verdichterlaufrad drehbar gelagert. Dieses unterteilt den Strömungsraum in den den Einlass umfassenden Unterdruckraum sowie in den den Auslass umfassenden Überdruckraum. Der Überdruckraum setzt sich zusammen aus dem sich in Strömungsrichtung der Gasströmung an das Verdichterlaufrad anschließenden Diffusor, der sich daran anschließenden sogenannten Spirale und dem den Auslass ausbildenden Stutzendiffusor. Die Spirale hat die Aufgabe, die Strömung am Umfang des Diffusors aufzunehmen und dann zu dem Stutzendiffusor, der den statischen Druck weiter erhöht, weiterzuleiten.A radial compressor is in contrast to a turbine to the group of machines. It transfers energy to the gas flowing through it, which flows axially into the compressor and flows radially outward. For this purpose, a radial compressor comprises a housing which forms an inlet and an outlet. Within a flow space of the housing, a compressor impeller is rotatably mounted. This subdivides the flow space into the vacuum chamber comprising the inlet as well as into the overpressure space comprising the outlet. The overpressure space is composed of the diffuser adjoining the compressor impeller in the flow direction of the gas flow, the adjoining so-called spiral and the stub diffuser forming the outlet. The purpose of the spiral is to receive the flow at the circumference of the diffuser and then to pass it on to the nozzle diffuser, which further increases the static pressure.
Der Diffusor hat die Aufgabe, die vom Verdichterlaufrad erzeugte kinetische Energie der Gasströmung für den statischen Druckaufbau zu verwenden. Dafür kann sowohl ein unbeschaufelter als auch ein beschaufelter Diffusor eingesetzt werden. Beschaufelte Diffusoren haben etwa ab einem Abströmwinkel von kleiner als 30° den Vorteil eines höheren Wirkungsgrades im Vergleich zu unbeschaufelten Diffusoren. Zu begründen ist das durch den längeren Strömungsweg, den ein Gas in einem schaufellosen Diffusor zurücklegt. Durch die Drall- und Massenerhaltung strömt nämlich das Fluid in einem parallelwandigen Diffusor auf einer logarithmischen Spirale nur allmählich nach außen. Dagegen wird der Gasströmung bei einem beschaufelten Diffusor der Weg vorgegeben, wodurch die Reibungsverluste aufgrund der kürzeren Strecke sinken. Die Beschaufelung eines Diffusors hat jedoch den Nachteil, dass sich die Breite des Verdichterkennfelds verringert. Die rechte Kennfeldseite, die bei dem maximal durchsetzbaren Massenstrom als Stopfgrenze bezeichnet wird, verschiebt sich nach links, da der Strömungsquerschnitt im Diffusor durch die Beschaufelung einer Verkleinerung unterliegt. Auch die Pumpgrenze verlagert sich dabei. Sie beginnt bei größeren Massenströmen. Die Beschaufelung erzeugt nämlich einen höheren Strömungswiderstand, wodurch die Gasströmung stärker verzögert wird und damit früher ablöst. The purpose of the diffuser is to use the kinetic energy of the gas flow generated by the compressor impeller for the static pressure build-up. For this purpose, both a bladed and a bladed diffuser can be used. Bladed diffusers have the advantage of a higher efficiency compared to bladed diffusers, for example at an outflow angle of less than 30 °. This is justified by the longer flow path, which travels a gas in a bladeless diffuser. Because of the swirl and mass conservation, the fluid in a parallel-walled diffuser on a logarithmic spiral flows outward only gradually. In contrast, the gas flow is given in a bladed diffuser the way, whereby the friction losses decrease due to the shorter distance. However, the blading of a diffuser has the disadvantage that the width of the compressor map is reduced. The right side of the map, which is called Stopfgrenze at the maximum enforceable mass flow, shifts to the left, since the flow cross-section in the diffuser is subject to a reduction by the blading. The surge limit also shifts. It starts at larger mass flows. Namely, the blading produces a higher flow resistance, whereby the gas flow is retarded stronger and thus earlier dissolves.
Bei Flugtriebwerken kommen Axialverdichter zum Einsatz. Diese unterscheiden sich von den Radialverdichtern neben der Bauart durch eine besondere Funktionsweise. So arbeiten diese im Gegensatz zu den Radialverdichtern im Trans- und Überschall. Bereits seit 1968 werden in Flugzeugtriebwerken Axialverdichter mit einer Überschallfunktionsweise eingesetzt. Diese Technologie erhöhte die Gesamtdruckverhältnisse je Verdichterstufe, wodurch neben der Erhöhung der Leistungsdichten eine Reduzierung der Anzahl an Verdichterstufen möglich wurde.In aircraft engines, axial compressors are used. These differ from the centrifugal compressors in addition to the design by a special mode of operation. So they work in contrast to the centrifugal compressors in trans- and supersonic. Axial compressors with a supersonic mode of operation have been used in aircraft engines since 1968. This technology increased the overall pressure ratios per compressor stage, which in addition to the increase in power densities, a reduction in the number of compressor stages was possible.
Überschall-Axialverdichter erzeugen bei ausreichender Drehzahl durch Übergang vom absoluten zum relativen Bezugssystem eine relative Überschallströmung am Laufradeintritt. Ebenso kann am Laufradaustritt durch Wechsel vom Relativ- zum Absolutsystem eine Überschallströmung entstehen. Verdichter mit dieser Funktionsweise werden als Transsonikverdichter bezeichnet, da diese nur im Außenschnitt Überschall erreichen. Im Nabenschnitt bleibt die Strömung jedoch aufgrund der niedrigeren Umfangsgeschwindigkeit des Verdichterlaufrads im Unterschall. Supersonic axial compressors generate a relative supersonic flow at the impeller inlet at sufficient speed by transition from absolute to relative reference system. Likewise, a supersonic flow can occur at the impeller outlet by changing from the relative to the absolute system. Compressors with this mode of operation are referred to as Transsonikverdichter because they only reach supersonic in the outer section. In the hub section, however, the flow remains subsonic due to the lower peripheral speed of the compressor impeller.
Auch beim Radialverdichter kann äquivalent zu den axialen Transsonikverdichtern durch eine Erhöhung der Drehzahl eine Überschallströmung am Laufradeintritt und/oder -austritt erzeugt werden. Diese Art der Überschallerzeugung bedingt jedoch sehr hohe Drehzahlen des Verdichterlaufrads, die höher als die Belastungsgrenze konventioneller im Bereich der Kraftfahrzeugtechnik eingesetzter Verdichter liegt. Damit ist die Überschallfunktionsweise der in Flugzeugtriebwerken eingesetzten Axialverdichter zwar grundsätzlich auf Radialverdichter übertragbar. Verwendbar sind Radialverdichter mit dieser Technologie mit den derzeit verwendeten Werkstoffen (hauptsächlich Aluminiumlegierungen) jedoch nicht.Also in the centrifugal compressor can be generated equivalent to the axial Transsonikverdichtern by increasing the speed of a supersonic flow at the impeller inlet and / or outlet. However, this type of supersonic production requires very high speeds of the compressor impeller, which is higher than the load limit conventional compressor used in the field of automotive technology. Thus, the supersonic mode of operation of the axial compressor used in aircraft engines is basically transferable to centrifugal compressor. However, radial compressors with this technology can not be used with the currently used materials (mainly aluminum alloys).
Die US 3,010,642 offenbart eine alternative Möglichkeit zur Realisierung einer Überschallfunktionsweise bei Radialverdichtern, die somit nicht auf einer Erhöhung der Drehzahl beruht. Der darin beschriebene Radialverdichter beruht auf einer speziellen Konstruktion des Verdichterlaufrads. Dieses unterscheidet sich von den sonst in Radialverdichtern verwendeten Verdichterlaufrädern durch die Form der zwischen den Laufradschaufeln ausgebildeten Laufradkanäle. Diese spezielle Form der Laufradkanäle ermöglicht eine Erzeugung von Überschall im Relativsystem und damit eine Beschleunigung der Meridiankomponente der Absolutgeschwindigkeit der Gasströmung auf Überschall. Das dafür vorgesehene Verdichterlaufrad weist vergleichbar zu einer Lavaldüse gestaltete Laufradkanäle auf, wodurch die Meridiankomponente unabhängig von der Drehzahl des Verdichterlaufrads Überschall erreichen kann. Die Drehzahl beeinflusst dabei vielmehr lediglich den Druckverlauf in den Laufradkanälen. Im Gegensatz zu einer Lavaldüse müssen in der Auslegung der Laufradkanäle jedoch auch die durch die Drehung des Laufrades erzeugten Zentrifugalkräfte berücksichtigt werden. Zudem tritt in diesen Laufradkanälen im Vergleich zu einer Gasströmung in einer Lavaldüse aufgrund der Zentrifugalkräfte ein weniger starker Druckabbau auf.The US 3,010,642 discloses an alternative possibility for realizing a supersonic function in radial compressors, which is thus not based on an increase in the speed. The radial compressor described therein is based on a special design of the compressor impeller. This differs from the compressor impellers otherwise used in centrifugal compressors in the shape of the impeller passages formed between the impeller vanes. This special form of impeller ducts enables supersonic generation in the relative system and thus acceleration of the meridional component of the absolute velocity of the gas flow to supersonic. The designated compressor impeller has comparable to a Laval nozzle designed impeller channels, whereby the meridian regardless of the speed of the compressor impeller can reach supersonic. The speed rather only affects the pressure curve in the impeller channels. In contrast to a Laval nozzle, however, the design of the impeller channels must also take into account the centrifugal forces generated by the rotation of the impeller. In addition, occurs in these impeller channels compared to a gas flow in a Laval nozzle due to the centrifugal forces less pressure reduction.
Das aus der US 3,010,642 bekannte Verdichterlaufrad weist ein im Vergleich zu konventionellen Laufrädern relativ niedriges Laufrad-Druckverhältnis von 0,91 auf. Dies ist dadurch bedingt, dass konventionelle Laufräder die Strömung bereits verzögern. Die Verzögerung erfolgt also nicht nur im Diffusor eines entsprechenden Radialverdichters. Das aus der US 3,010,642 bekannte Verdichterlaufrad beschleunigt dagegen die Gasströmung. Die Verzögerung der Gasströmung erfolgt somit nur in dem Diffusor des Radialverdichters. That from the US 3,010,642 known compressor impeller has a relatively low impeller pressure ratio of 0.91 compared to conventional impellers. This is due to the fact that conventional wheels already delay the flow. The delay is thus not only in the diffuser of a corresponding centrifugal compressor. That from the US 3,010,642 however, known compressor impeller accelerates the gas flow. The delay of the gas flow thus takes place only in the diffuser of the centrifugal compressor.
Aus der DE 1053714 ist ein Radialverdichter mit beschaufeltem Diffusor bekannt, wobei einem die Leitschaufeln umfassenden Abschnitt des Diffusors ein unbeschaufelter Leitkanal vorgeschaltet ist. Dieser Leitkanal soll dazu dienen, die Gasströmung von einer Überschallgeschwindigkeit auf eine Unterschallgeschwindigkeit zu verzögern. Dadurch soll ein Auftreten von Verdichtungsstoßwellen beim Übergang von Überschall- auf Unterschallgeschwindigkeit verhindert und daraus folgend ein hoher Wirkungsgrad ermöglicht werden.From the DE 1053714 is a radial compressor with a bladed diffuser known, wherein a section comprising the vanes of the diffuser is preceded by an unspotted guide channel. This guide channel is intended to delay the gas flow from a supersonic speed to a subsonic speed. This is intended to prevent the occurrence of compression shock waves in the transition from supersonic to subsonic speed and consequently a high degree of efficiency is made possible.
Weiterhin ist aus der US 3,604,818 ein Radialverdichter für eine Gasturbine bekannt, bei dem sich ein das Verdichterlaufrad umgebender Diffusor aus einer Vielzahl von jeweils tangential zum Außenumfang des Verdichterlaufrads ausgerichteten Diffusorkanälen zusammensetzt. Die Diffusorkanäle weisen einen rechteckigen Querschnitt auf, der sich, bezogen auf die Strömungsrichtung des verdichteten Gases, vergrößert. Angegeben ist, dass die Gasströmung das Verdichterlaufrad mit Überschallgeschwindigkeit abströmen soll.Furthermore, from the US 3,604,818 a radial compressor for a gas turbine, in which a compressor impeller surrounding the diffuser of a plurality of each tangent to the outer periphery of the compressor impeller aligned diffuser channels composed. The diffuser channels have a rectangular cross-section, which increases, based on the flow direction of the compressed gas. It is stated that the gas flow is intended to discharge the compressor impeller at supersonic speed.
Aus der JP 3260399 A ist ein Radialverdichter mit einem ringförmigen Diffusor bekannt, bei dem sich die beiden den Diffusor begrenzenden Wände in einem ersten, sich an das Verdichterlaufrad anschließenden Abschnitt derart linear annähern, dass der Strömungsquerschnitt konstant bleibt, während diese in einem zweiten Abschnitt parallel verlaufen, was infolge der Ringform des Diffusors bei zunehmenden radialen Abstand zu dem Verdichterlaufrad zu einer Vergrößerung des Strömungsquerschnitts führt.From the JP 3260399 A a radial compressor with an annular diffuser is known, in which the two walls delimiting the diffuser linearly approximate in a first section adjacent to the compressor impeller so that the flow cross section remains constant while they are parallel in a second section, due to Ring shape of the diffuser leads to an increase in the flow cross-section with increasing radial distance to the compressor impeller.
Und schließlich ist aus der DE-OS 1 628 227 ein Radialverdichter mit einem schaufellosen Diffusor bekannt, wobei in einem Abschnitt des Diffusors eine Querschnittsverringerung des freien Strömungsraums durch eine bogenförmig verlaufende Ausbuchtung von einer oder den beiden den Diffusor ausbildenden Gehäusewänden vorgesehen ist.And finally is out of the DE-OS 1 628 227 a radial compressor with a blade-less diffuser, wherein in a portion of the diffuser a cross-sectional reduction of the free flow space is provided by an arcuate recess of one or both of the housing walls forming the diffuser.
Ausgehend von diesem Stand der Technik lag der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Funktionsweise eines Radialverdichters zu verbessern und insbesondere die durch diesen erzielbare Druckerhöhung des zu fördernden Gases anzuheben, ohne dass es dazu einer größeren Dimensionierung des Radialverdichters oder einer Erhöhung der Antriebsleistung für den Radialverdichter bedarf.Based on this prior art, the invention has the object to improve the operation of a centrifugal compressor and in particular the achievable by this pressure increase of to increase promotional gas, without the need for a larger dimensioning of the radial compressor or an increase in the drive power for the centrifugal compressor.
Diese Aufgabe wird mittels eines Radialverdichters gemäß dem Patentanspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen davon sind Gegenstände der abhängigen Patentansprüche und ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der Erfindung. This object is achieved by means of a centrifugal compressor according to the patent claim 1. Advantageous embodiments thereof are subject matter of the dependent claims and will become apparent from the following description of the invention.
Ein Grundgedanke der Erfindung liegt darin, dass die gestellte Aufgabe gelöst werden kann, wenn eine von einem Verdichterlaufrad mit Überschallgeschwindigkeit abströmende Gasströmung möglichst verlustarm auf Unterschall verzögert wird.A basic idea of the invention lies in the fact that the stated object can be achieved if a gas flow flowing away from a compressor impeller at supersonic speed is delayed as little as possible to subsonic sound.
Ein weiterer Grundgedanke der Erfindung ist, dass eine solche möglichst verlustarme Verzögerung der Gasströmung erreicht werden kann, wenn ein nach dem umgekehrten Lavaldüsen-Prinzip arbeitender Stoßdiffusor, wie er von Axialverdichtern bekannt ist, abgewandelt und dabei an die besonderen Bedingungen für einen Diffusor eines Radialverdichters angepasst wird. Es wurde dabei erkannt, dass ein solcher Diffusor dazu die Gasströmung nicht nur im Überschallbereich verzögern muss, dieser also nicht nur als Überschalldiffusor fungieren soll, sondern zudem die Gasströmung bis auf Unterschall verlangsamt werden muss. Es wurde weiterhin erkannt, dass dadurch im Vergleich zu demjenigen Diffusor, der bei dem Radialverdichter gemäß der US 3,010,642 zum Einsatz kommt, zumindest der statische Wirkungsgrad und/oder der Totaldruckverlust verbessert werden kann.Another basic idea of the invention is that such a low-loss delay of the gas flow can be achieved if a working according to the reverse Laval nozzle principle shock diffuser, as it is known from axial compressors, modified and adapted to the particular conditions for a diffuser of a centrifugal compressor becomes. It was recognized that such a diffuser to delay the gas flow not only in the supersonic range, so it should not only act as a supersonic diffuser, but also the gas flow must be slowed down to subsonic. It was further recognized that this compared to that diffuser, which in the radial compressor according to the US 3,010,642 is used, at least the static efficiency and / or the total pressure loss can be improved.
Diese Grundgedanken und Erkenntnisse zu der Erfindung lassen sich allgemein dadurch umsetzen, dass bei einem Radialverdichter, der zumindest ein Gehäuse und ein drehbar innerhalb des Gehäuses gelagertes Überschall-Verdichterlaufrad umfasst, wobei das Gehäuse einen Einlass und einen Auslass ausbildet, die derart angeordnet sind, dass das Überschall-Verdichterlaufrad von einem zu verdichtenden Gas in axialer Richtung angeströmt und in radialer Richtung abgeströmt würde, und wobei zwischen dem Überschall-Verdichterlaufrad und dem Auslass ein um das Überschall-Verdichterlaufrad zumindest teilweise umlaufender, (teil-)ringförmiger, von sich gegenüberliegenden Gehäusewänden begrenzter Diffusorraum ausgebildet ist, die Gehäusewände in einem ersten, von dem Überschall-Verdichterlaufrad ausgehenden Abschnitt des Diffusorraums sich annähern und in einem zweiten, sich an den ersten Abschnitt (in radialer Richtung bezüglich einer Rotationsachse des Überschall-Verdichterlaufrads) anschließenden Abschnitt parallel zueinander verlaufen oder sich voneinander entfernen. Dabei ist der parallele oder sich voneinander entfernende radiale Verlauf der Gehäusewände in dem zweiten Abschnitt infolge der ringförmigen Ausgestaltung des Diffusorraums stets mit einer Vergrößerung des von diesem ausgebildeten Strömungsquerschnitts verbunden.These principles and findings of the invention can be generally implemented in that in a centrifugal compressor comprising at least one housing and a supersonic compressor impeller rotatably mounted within the housing, the housing forming an inlet and an outlet arranged such that the supersonic compressor impeller would be impinged by a gas to be compressed in the axial direction and flowed away in the radial direction, and between the supersonic compressor impeller and the outlet would be a (partially) annular, at least partially encircling housing walls surrounding the supersonic compressor impeller limited diffuser space is formed, the housing walls in a first, emanating from the supersonic compressor impeller portion of the diffuser space and in a second, to the first portion (in the radial direction with respect to a rotational axis of the supersonic compressor impeller ) subsequent section parallel to each other or from each other. In this case, the parallel or mutually removing radial course of the housing walls in the second section is always connected to an enlargement of the flow cross-section formed by the latter due to the annular configuration of the diffuser space.
Unter einem „Überschall-Verdichterlaufrad“ wird erfindungsgemäß ein Verdichterlaufrad verstanden, dass konstruktiv so ausgelegt ist, dass mittels diesem die Beschleunigung der Gasströmung und insbesondere der Meridiankomponente der Absolutgeschwindigkeit der Gasströmung zum Zeitpunkt des Abströmens des Verdichterlaufrads auf Überschallgeschwindigkeit möglich ist. A "supersonic compressor impeller" is understood according to the invention to mean a compressor impeller that is structurally designed in such a way that the gas flow and, in particular, the meridional component of the absolute velocity of the gas flow at the time of outflow of the compressor impeller at supersonic speed are possible.
Dazu kann bevorzugt vorgesehen sein, dass der Strömungsquerschnitt mindestens eines zwischen zwei Laufradschaufeln ausgebildeten Laufradkanals und vorzugsweise die Strömungsquerschnitte mehrerer oder aller dieser Laufradkanäle sich in zumindest einem an einen Laufradeintritt anschließenden Abschnitt und vorzugsweise über die gesamte Länge des/der Laufradkanals/-kanäle in Strömungsrichtung (vorzugsweise kontinuierlich) verkleinern, wie dies grundsätzlich aus der US 3,010,642 bekannt ist. Jedoch kann auch ein konventionell ausgebildetes Verdichterlaufrad, das grundsätzlich dadurch gekennzeichnet ist, dass sich die Strömungsquerschnitte von dessen Laufradkanälen ausgehend von dem Laufradeintritt in zumindest einem Abschnitt und insbesondere über die gesamte Laufradkanallänge kontinuierlich vergrößern, als Überschall-Verdichterlaufrad ausgebildet werden, wenn ein solches konstruktiv so ausgelegt wird, dass in Abhängigkeit von dessen geometrischer Dimensionierung so hohe Drehzahlen ermöglicht sind, dass die angestrebte Überschallgeschwindigkeit der Gasströmung erreicht wird. Dabei scheint möglich, dass auch die Meridiankomponente der Gasströmung Überschallgeschwindigkeit erreichen kann, wobei eine dauerhafte Beschleunigung der Meridiankomponente auf Überschall nur durchführbar zu sein scheint, wenn die gesamte durchströmte Querschnittsfläche an einer Stelle des Laufradkanals / der Laufradkanäle im Bereich von Ma = 1 liegt. Bei einer solchen konstruktiven Auslegung eines konventionellen Verdichterlaufrads kann insbesondere die Materialwahl eine relevante Rolle spielen, weil durch die Verwendung von hochfesten (insbesondere metallischen) Materialien, die gleichzeitig eine relativ geringe Dichte aufweisen, höhere Maximaldrehzahlen für Verdichterlaufräder erreicht werden können, als dies bei den klassischen Konstruktionsmaterialien (insbesondere Aluminiumlegierungen) für Verdichterlaufräder der Fall ist. For this purpose, it can preferably be provided that the flow cross-section of at least one impeller channel formed between two impeller blades and preferably the flow cross-sections of several or all of these impeller channels in at least one subsequent to a Laufradeintritt section and preferably over the entire length of the / the impeller channel (s) in the flow direction ( preferably continuously), as is basically the case of US 3,010,642 is known. However, a conventionally designed compressor impeller, which is basically characterized in that the flow cross sections of the impeller channels continuously increase from the impeller inlet in at least one section and in particular over the entire impeller channel length, can be designed as supersonic compressor impeller, if such a constructive so is interpreted that depending on the geometric dimensioning so high speeds are possible that the desired supersonic velocity of the gas flow is achieved. It seems possible that the meridional component of the gas flow may also reach supersonic speed, with permanent acceleration of the meridional component to supersonic only appear to be feasible if the total cross-sectional area at a location of the impeller channel (s) is in the range of Ma = 1. In such a constructive design of a conventional compressor impeller, in particular the choice of material can play a relevant role, because by the use of high-strength (especially metallic) materials which simultaneously have a relatively low density, higher maximum speeds for compressor impellers can be achieved than in the classic Construction materials (especially aluminum alloys) for compressor wheels is the case.
Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass die Annäherung der Gehäusewände in dem ersten Abschnitt und/oder eine Entfernung der Gehäusewände voneinander in dem zweiten Abschnitt kontinuierlich und insbesondere linear ist. Dies kann sich vorteilhaft auf die Gasströmung in diesem/diesen Abschnitt(en) auswirken. Zudem kann dies Vorteile hinsichtlich der Herstellbarkeit des Radialverdichters bringen. Preferably, it can be provided that the approach of the housing walls in the first section and / or a distance of the housing walls from each other in the second section is continuous and in particular linear. This may have an advantageous effect on the gas flow in this / this section (s). In addition, this can bring advantages in terms of manufacturability of the centrifugal compressor.
In einer weiterhin bevorzugten Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Radialverdichters kann vorgesehen sein, dass sich der Strömungsquerschnitt des Diffusorraums über der radialen Höhe des ersten Abschnitts verkleinert. Dazu sollte demnach die Annäherung der Gehäusewände in diesem ersten Abschnitt so groß gewählt sein, dass diese die Vergrößerung des Strömungsquerschnitts, die sich durch die (Teil-)Ringform des Diffusorraums in Verbindung mit einem zunehmenden Abstand von der Rotationsachse des Überschall-Verdichterlaufrads ergibt, überkompensiert. Dadurch kann erreicht werden, dass der erste Abschnitt des Diffusorraums als Überschalldiffusor wirkt und die Entstehung von Verdichtungsstößen verhindern kann.In a further preferred embodiment of the radial compressor according to the invention, it can be provided that the flow cross-section of the diffuser space decreases over the radial height of the first section. For this purpose, the approach of the housing walls in this first section should therefore be so large that it overcompensates the increase in the flow cross-section, which results from the (partial) ring shape of the diffuser space in conjunction with an increasing distance from the rotational axis of the supersonic compressor impeller , It can thereby be achieved that the first section of the diffuser space acts as a supersonic diffuser and can prevent the formation of compaction shocks.
Die Annäherung der Gehäusewände in dem ersten Abschnitt und/oder eine Entfernung der Gehäusewände voneinander in dem zweiten Abschnitt kann vorzugsweise beidseitig ausgebildet sein, so dass die sich gegenüberliegenden Gehäusewände jeweils einen Verlauf in radialer Richtung aufweisen, der zu einer Annäherung an eine zwischen diesen liegende Radialebene führt. Dies kann sich besonders vorteilhaft auf die Realisierung eines möglichst hohen Wirkungsgrads und/oder eines möglichst geringen Totaldruckverlusts in dem Diffusor auswirken.The approach of the housing walls in the first section and / or a distance of the housing walls from each other in the second section may preferably be formed on both sides, so that the opposite housing walls each have a course in the radial direction, which is closer to a radial plane lying between them leads. This can have a particularly advantageous effect on the realization of the highest possible efficiency and / or the lowest possible total pressure loss in the diffuser.
In einer weiterhin bevorzugten Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Radialverdichters kann vorgesehen sein, dass der Übergang zwischen dem ersten Abschnitt und dem zweiten Abschnitt auf mindestens halber radialer Höhe des Diffusorraums angeordnet ist. Dadurch kann vielfach sichergestellt werden, dass die Gasströmung bis zum Erreichen des Übergangs bis auf Unterschall verzögert wird, was sich vorteilhaft auf den Wirkungsgrad des Verdichters und/oder den Totaldruckverlust auswirken kann.In a further preferred embodiment of the radial compressor according to the invention can be provided that the transition between the first portion and the second portion is arranged at least half the radial height of the diffuser space. This can often be ensured that the gas flow is delayed until reaching the transition to subsonic, which can be beneficial to the efficiency of the compressor and / or the total pressure loss.
Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass der Übergang zwischen dem ersten Abschnitt und dem zweiten Abschnitt abgewinkelt ausgebildet ist. Dies kann sich zum einen vorteilhaft auf die gewünschte Strömungsführung innerhalb des Diffusorraums auswirken. Weiterhin kann dies die Herstellbarkeit des erfindungsgemäßen Radialverdichters vereinfachen. Die Ausgestaltung mit einem (mit konstantem oder variierendem Radius) gerundeten Übergang ist ebenfalls möglich.Preferably, it can be provided that the transition between the first portion and the second portion is angled. This can have an advantageous effect on the desired flow guidance within the diffuser space. Furthermore, this can simplify the manufacturability of the radial compressor according to the invention. The design with a (rounded with a constant or varying radius) transition is also possible.
In einer weiterhin bevorzugten Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Radialverdichters kann vorgesehen sein, dass der Diffusorraum unbeschaufelt ist, weil dies in Kombination mit der erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Diffusorraums zur Realisierung besonders hoher Wirkungsgrade und/oder besonders geringer Totaldruckverluste führen kann.In a further preferred embodiment of the radial compressor according to the invention can be provided that the diffuser space is unencumbered, because this can lead to the realization of particularly high efficiencies and / or very low total pressure losses in combination with the inventive design of the diffuser.
Die Erfindung betrifft weiterhin einen Abgasturbolader mit einer Turbine und einem erfindungsgemäßen Radialverdichter. Dabei bildet die Turbine ein Gehäuse und ein Turbinenlaufrad aus, wobei das Turbinenlaufrad direkt, beispielsweise über eine Welle, oder indirekt über ein Getriebe mit dem Verdichterlaufrad verbunden ist, um dieses antreiben zu können.The invention further relates to an exhaust gas turbocharger with a turbine and a radial compressor according to the invention. In this case, the turbine forms a housing and a turbine runner, wherein the turbine runner is connected directly, for example via a shaft, or indirectly via a gear to the compressor wheel in order to drive this can.
Weiterhin betrifft die Erfindung eine Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor, einem Frischgasstrang, einem Abgasstrang und einem erfindungsgemäßen Radialverdichter beziehungsweise einem erfindungsgemäßen Abgasturbolader. Über den Frischgasstrang kann dem Verbrennungsmotor Frischgas, das zuvor mittels des erfindungsgemäßen Radialverdichters verdichtet worden ist, zugeführt werden, das anschließend in Brennräumen des Verbrennungsmotors zusammen mit Kraftstoff verbrannt werden kann. Das dabei erzeugte Abgas kann über den Abgasstrang der Brennkraftmaschine abgeführt werden, wobei dieses gegebenenfalls die in den Abgasstrang integrierte Turbine eines erfindungsgemäßen Abgasturboladers durchströmt, dabei das Turbinenlaufrad rotierend antreibt, wodurch wiederum das Verdichterlaufrad des Verdichters rotierend angetrieben wird, um die Verdichtung des Frischgases zu bewirken.Furthermore, the invention relates to an internal combustion engine with an internal combustion engine, a fresh gas train, an exhaust system and a radial compressor according to the invention or an exhaust gas turbocharger according to the invention. Fresh gas, which has been previously compressed by means of the radial compressor according to the invention, can be supplied to the internal combustion engine via the fresh gas train, which gas can then be burned together with fuel in combustion chambers of the internal combustion engine. The exhaust gas generated in this case can be discharged via the exhaust line of the internal combustion engine, which optionally flows through the turbine integrated in the exhaust line of an exhaust gas turbocharger according to the invention, while the turbine wheel rotates, which in turn the compressor impeller of the compressor is driven in rotation to cause the compression of the fresh gas ,
Weiterhin betrifft die Erfindung ein Kraftfahrzeug, insbesondere ein radbasiertes Kraftfahrzeug (vorzugsweise PKW oder LKW), mit einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine. Dabei kann die Brennkraftmaschine insbesondere zur (direkten oder indirekten) Bereitstellung der Antriebsleistung für das Kraftfahrzeug vorgesehen sein.Furthermore, the invention relates to a motor vehicle, in particular a wheel-based motor vehicle (preferably a car or truck), with an internal combustion engine according to the invention. In this case, the internal combustion engine can be provided in particular for (direct or indirect) provision of the drive power for the motor vehicle.
Die unbestimmten Artikel („ein“, „eine“, „einer“ und „eines“), insbesondere in den Patentansprüchen und in der die Patentansprüche allgemein erläuternden Beschreibung, sind als solche und nicht als Zahlwörter zu verstehen. Entsprechend damit konkretisierte Komponenten sind somit so zu verstehen, dass diese mindestens einmal vorhanden sind und mehrfach vorhanden sein können. The indefinite articles ("a", "an", "an" and "an"), in particular in the patent claims and in the specification generally explaining the claims, are as such and not as numerical words to understand. Corresponding to this concretized components are thus to be understood that they are present at least once and may be present more than once.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend anhand eines in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. In den Zeichnungen zeigt:The present invention will be explained in more detail with reference to an embodiment shown in the drawings. In the drawings shows:
1: in schematischer Darstellung eine Brennkraftmaschine mit einem einen erfindungsgemäßen Radialverdichter umfassenden Abgasturbolader; 1 in a schematic representation of an internal combustion engine with an exhaust gas turbocharger comprising a radial compressor according to the invention;
2: in schematischer Darstellung eine Brennkraftmaschine mit einem erfindungsgemäßen mechanisch angetriebenen Radialverdichter; 2 in a schematic representation of an internal combustion engine with a mechanically driven radial compressor according to the invention;
3: ein erfindungsgemäßer Radialverdichter in einem Längsschnitt; 3 a radial compressor according to the invention in a longitudinal section;
4: der Radialverdichter gemäß der 3 in einer teilweise geschnittenen Ansicht von vorne; 4 : the centrifugal compressor according to the 3 in a partially sectioned view from the front;
5: eine erste mögliche Ausgestaltung des Diffusorraums des Radialverdichters gemäß den 3 und 4 in einer vergrößerten Darstellung des mit V gekennzeichneten Ausschnitts in der 3; 5 a first possible embodiment of the diffuser chamber of the radial compressor according to the 3 and 4 in an enlarged view of the section marked V in the 3 ;
6: eine zweite mögliche Ausgestaltung des Diffusorraums des Radialverdichters gemäß den 3 und 4 in einer vergrößerten Darstellung des mit VI gekennzeichneten Ausschnitts der 3; 6 a second possible embodiment of the diffuser space of the radial compressor according to the 3 and 4 in an enlarged view of the marked with VI section of 3 ;
7: einen schematischen Vergleich von Diffusoren und Düsen für Unterschallströmungen und Überschallströmungen; 7 a schematic comparison of diffusers and nozzles for subsonic and supersonic flows;
8: schematisch die Ausbildung von Verdichtungsstößen in einem Stoßdiffusor; 8th schematically the formation of compression shocks in a shock diffuser;
9: schematisch die verschiedenen Komponenten der Strömungsgeschwindigkeit einer Gasströmung im Bereich des Eintritts und des Austritts eines Verdichterlaufrads; 9 FIG. 2 schematically shows the various components of the flow velocity of a gas flow in the area of the entry and exit of a compressor impeller; FIG.
10: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer ersten Variante eines Diffusors gemäß der 5; 10 : the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a first variant of a diffuser according to the 5 ;
11: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer zweiten Variante eines Diffusors gemäß der 5; 11 the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a second variant of a diffuser according to the 5 ;
12: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer dritten Variante eines Diffusors gemäß der 5; 12 : the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a third variant of a diffuser according to the 5 ;
13: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer ersten Variante eines Diffusors gemäß der 6; 13 : the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a first variant of a diffuser according to the 6 ;
14: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer zweiten Variante eines Diffusors gemäß der 6; und 14 the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a second variant of a diffuser according to the 6 ; and
15: der Verlauf der Machzahl, der Dichte und des Totaldruckverlustes bei einer dritten Variante eines Diffusors gemäß der 6. 15 : the course of the Mach number, the density and the total pressure loss in a third variant of a diffuser according to the 6 ,
Die 1 zeigt in schematischer Darstellung eine Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor 10, der eine Mehrzahl von Zylindern 12 ausbildet. Die Zylinder 12 begrenzen gemeinsam mit darin auf und ab geführten Kolben und einem Zylinderkopf (nicht sichtbar) Brennräume, in denen Frischgas (Luft) gemeinsam mit Kraftstoff verbrannt wird, wodurch die Kolben zyklisch auf und ab bewegt werden. Diese Bewegung der Kolben wird in bekannter Weise auf eine in der 1 nicht dargestellte Kurbelwelle 14 (vgl. 2) übertragen und diese somit rotierend angetrieben. Das Frischgas wird dem Verbrennungsmotor 10 über einen Frischgasstrang zugeführt, in den ein erfindungsgemäßer Radialverdichter 16 als Teil eines Abgasturboladers integriert ist. Das Frischgas wird mittels des Radialverdichters 16 verdichtet, anschließend in einem Ladeluftkühler 18 abgekühlt und, gesteuert durch eine Drosselklappe 20, den Brennräumen zugeführt.The 1 shows a schematic representation of an internal combustion engine with an internal combustion engine 10 that has a plurality of cylinders 12 formed. The cylinders 12 along with piston reciprocated therein and a cylinder head (not visible) define combustion chambers in which fresh gas (air) is burnt together with fuel, causing the pistons to be cycled up and down. This movement of the piston is in a known manner to a in the 1 not shown crankshaft 14 (see. 2 ) and thus driven rotating. The fresh gas becomes the internal combustion engine 10 supplied via a fresh gas train, in which a radial compressor according to the invention 16 is integrated as part of an exhaust gas turbocharger. The fresh gas is by means of the centrifugal compressor 16 compressed, then in a charge air cooler 18 cooled and controlled by a throttle 20 fed to the combustion chambers.
Der Antrieb des Radialverdichters 16 erfolgt mittels einer Turbine 22, die in einen Abgasstrang der Brennkraftmaschine integriert ist. Abgas, das bei der Verbrennung des Kraftstoff-Frischgas-Gemisches in den Brennräumen des Verbrennungsmotors 10 entsteht, wird über den Abgasstrang von dem Verbrennungsmotor 10 abgeführt und durchströmt dabei die Turbine 22. Dies führt in bekannter Weise zum rotierenden Antrieb eines Turbinenlaufrads, das wiederum über eine Welle 24 drehfest mit einem Verdichterlaufrad des Radialverdichters 16 verbunden ist. Der rotierende Antrieb des Turbinenlaufrads wird somit auf das Verdichterlaufrad übertragen. Um beim Betrieb des Verbrennungsmotors 10 mit hohen Drehzahlen und Lasten den Druckaufbau im Frischgasstrang zu begrenzen, ist die Turbine 22 in bekannter Weise mittels eines sogenannten Wastegates 26 umgehbar.The drive of the centrifugal compressor 16 takes place by means of a turbine 22 , which is integrated in an exhaust line of the internal combustion engine. Exhaust gas, the combustion of the fuel-fresh gas mixture in the Combustion chambers of the internal combustion engine 10 is created via the exhaust system of the internal combustion engine 10 dissipates and flows through the turbine 22 , This leads in a known manner to the rotating drive of a turbine runner, which in turn via a shaft 24 rotatably with a compressor impeller of the centrifugal compressor 16 connected is. The rotating drive of the turbine runner is thus transferred to the compressor runner. To operate the internal combustion engine 10 Limiting the pressure build-up in the fresh gas line with high speeds and loads is the turbine 22 in a known manner by means of a so-called wastegate 26 bypassed.
Bei der Brennkraftmaschine gemäß der 2 wird der in den Frischgasstrang integrierte Radialverdichter 16 mechanisch, d.h. direkt von der Kurbelwelle 14 des Verbrennungsmotors 10 mittels eines Riementriebs 28 angetrieben. Da hierbei die Drehzahl des Verdichterlaufrads proportional zur Drehzahl der Kurbelwelle 14 des Verbrennungsmotors 10 ist, besteht die Möglichkeit, den Druckaufbau mittels des Radialverdichters 16 bei hohen Drehzahlen der Kurbelwelle 14 mittels eines Verdichterbypasses 30 in bekannter Weise zu begrenzen.In the internal combustion engine according to the 2 becomes the integrated in the fresh gas train radial compressor 16 mechanically, ie directly from the crankshaft 14 of the internal combustion engine 10 by means of a belt drive 28 driven. Since in this case the speed of the compressor impeller is proportional to the speed of the crankshaft 14 of the internal combustion engine 10 is, there is the possibility of pressure build-up by means of the centrifugal compressor 16 at high speeds of the crankshaft 14 by means of a compressor bypass 30 limit in a known manner.
Die 3 und 4 zeigen eine mögliche Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Radialverdichters 16, wie er beispielsweise bei Brennkraftmaschinen gemäß den 1 und 2 zum Einsatz kommen kann. Dieser Radialverdichter 16 umfasst ein Gehäuse 32 und ein drehbar innerhalb des Gehäuses 32 gelagertes Verdichterlaufrad 34. Das Gehäuse 32 bildet einen Einlass 36 und einen Auslass (nicht sichtbar) aus. Der Auslass wird von einem Stutzendiffusor (nicht sichtbar) ausgebildet, der tangential von dem als so genannte Spirale 38 bezeichneten, von dem Gehäuse 32 begrenzten Ringraum abgeht, der das Verdichterlaufrad 34 radial umgibt. Der Übergang von dem Verdichterlaufrad 34 zu der Spirale 38 wird von einem das Verdichterlaufrad 34 radial umgebenden, von dem Gehäuse 32 begrenzten Diffusorraum 40 ausgebildet, der im Vergleich zu der Spirale 38 einen deutlich kleineren Strömungsquerschnitt für die Strömung des zu verdichtenden Frischgases und auch ein deutlich kleineres Volumen aufweist. Dieser Diffusorraum 40 dient dazu, die das Verdichterlaufrad 34 mit Überschallgeschwindigkeit abströmende Gasströmung auf Unterschall zu verzögern und gleichzeitig den Druck des Frischgases zu erhöhen, um die gewünschte Verdichtungswirkung des Radialverdichters 16 zu erreichen.The 3 and 4 show a possible embodiment of a radial compressor according to the invention 16 , as used, for example, in internal combustion engines according to the 1 and 2 can be used. This radial compressor 16 includes a housing 32 and a rotatable within the housing 32 stored compressor impeller 34 , The housing 32 forms an inlet 36 and an outlet (not visible). The outlet is formed by a nozzle diffuser (not visible), which is tangent to the so-called spiral 38 designated, from the housing 32 limited annulus going off the compressor impeller 34 radially surrounds. The transition from the compressor impeller 34 to the spiral 38 one of the compressor impeller 34 radially surrounding, from the housing 32 limited diffuser space 40 formed compared to the spiral 38 a significantly smaller flow cross-section for the flow of the fresh gas to be compressed and also has a much smaller volume. This diffuser room 40 serves to make the compressor impeller 34 To decelerate at supersonic velocity flowing gas flow to subsonic and simultaneously increase the pressure of the fresh gas to the desired compression effect of the centrifugal compressor 16 to reach.
Bei dem Verdichterlaufrad 34 des Radialverdichters gemäß den 3 und 4 handelt es sich um ein Überschall-Verdichterlaufrad 34, weil dieses aufgrund seiner Auslegung in der Lage ist, die den Radialverdichter 16 durchströmende Gasströmung und insbesondere auch die Meridiankomponente cm der Absolutgeschwindigkeit dieser Gasströmung unabhängig von der Drehzahl n des Verdichterlaufrads 34 auf Überschall zu beschleunigen. Dazu ist vorgesehen, dass die (senkrecht zur Hauptströmungsrichtung der Frischgasströmung gelegenen) Strömungsquerschnitte von Laufradkanälen 42, die von benachbarten Laufradschaufeln 44 des Verdichterlaufrads 34 sowie von dem Gehäuse 32 begrenzt werden, sich ausgehend von einem Eintritt des Verdichterlaufrads 34 hin zu einem Austritt des Verdichterlaufrads 34 verkleinern, wozu infolge des sich mit zunehmendem radialen Abstand von der Rotationsachse 46 des Verdichterlaufrads 34 vergrößernden Abstands zwischen benachbarten Laufradschaufeln 44 eine sich über der Länge der Laufradkanäle 42 (in Strömungsrichtung) so stark verkleinernde Tiefe der Laufradkanäle 42 vorgesehen ist, dass die tendenziell mit zunehmendem radialen Abstand von der Rotationsachse 46 erfolgende Vergrößerung der Strömungsquerschnitte der Laufradkanäle 42 überkompensiert wird. At the compressor impeller 34 of the centrifugal compressor according to the 3 and 4 it is a supersonic compressor impeller 34 because this is due to its design capable of the radial compressor 16 passing gas flow, and particularly the meridian component c m of the absolute velocity of this gas flow independently of the speed n of the compressor impeller 34 to accelerate to supersonic. For this purpose, it is provided that the flow cross sections of impeller passages (located perpendicular to the main flow direction of the fresh gas flow) 42 coming from neighboring impeller blades 44 of the compressor impeller 34 as well as from the case 32 be limited, starting from an entry of the compressor impeller 34 towards an exit of the compressor impeller 34 reduce, as a result of increasing with radial distance from the axis of rotation 46 of the compressor impeller 34 increasing distance between adjacent impeller blades 44 one over the length of the impeller channels 42 (in the flow direction) so greatly reducing depth of the impeller channels 42 is provided that tends to increase with increasing radial distance from the axis of rotation 46 successive enlargement of the flow cross sections of the impeller channels 42 is overcompensated.
Eine solche Ausgestaltung eines Verdichterlaufrads 34 und die Tatsache, dass mit einem solchen Verdichterlaufrad 34 eine Beschleunigung auch der Meridiankomponente cm einer durch einen solchen Radialverdichter 16 geführten Gasströmung auf Überschall erfolgen kann, ist grundsätzlich aus der US 3,010,642 bekannt. Diese angestrebte Überschallwirkung des Verdichterlaufrads 34 beruht auf dem Prinzip einer Lavaldüse, bei der es sich um das einzige strömungsführende Bauteil handelt, mittels dessen eine Gasströmung ohne Zufuhr von potentieller Energie von Unterschall auf Überschall beschleunigt werden kann. Eine solche Lavaldüse ist grundsätzlich durch einen ersten Abschnitt gekennzeichnet, in dem sich der Strömungsquerschnitt verringert. In einem sich an den ersten Abschnitt in Strömungsrichtung der Gasströmung anschließenden zweiten Abschnitt vergrößert sich der Strömungsquerschnitt wieder. Dabei muss, um eine Beschleunigung der Gasströmung bis auf Überschall erreichen zu können, der Übergang zwischen diesen beiden Abschnitten, in dem der Strömungsquerschnitt am kleinsten ist, dort angeordnet sein, wo die Gasströmung die Schallgeschwindigkeit überschreitet.Such a configuration of a compressor impeller 34 and the fact that with such a compressor impeller 34 an acceleration of the meridional component c m one by such a radial compressor 16 guided gas flow can take place on supersonic, is basically from the US 3,010,642 known. This desired supersonic effect of the compressor impeller 34 is based on the principle of a Laval nozzle, which is the only flow-conducting component, by means of which a gas flow can be accelerated from supersonic to supersonic without the supply of potential energy. Such a Laval nozzle is basically characterized by a first section in which the flow cross-section is reduced. In a subsequent to the first portion in the flow direction of the gas flow second portion of the flow cross-section increases again. In order to be able to achieve an acceleration of the gas flow to supersonic, the transition between these two sections, in which the flow cross section is smallest, must be located where the gas flow exceeds the speed of sound.
Für das Verdichterlaufrad 34 gemäß den 3 und 4 ist nicht erforderlich, dass sich die Laufradkanäle 42 nach einem ersten, sich verjüngenden Abschnitt wieder aufweiten, um ein Abströmen des Verdichterlaufrads 34 mit Überschallgeschwindigkeit auch hinsichtlich der Meridiankomponente cm erreichen zu können. Dies ist darin begründet, dass, anders als bei einer Lavaldüse, die potentielle Energie der Gasströmung nicht im Wesentlichen gleich bleibt, sondern erheblich durch den drehenden Antrieb des Verdichterlaufrads 34 und die damit bewirkte Beschleunigung der Gasströmung erhöht wird.For the compressor impeller 34 according to the 3 and 4 it is not necessary that the impeller channels 42 after a first, tapered section re-expand to a flow of the compressor impeller 34 with supersonic speed also with regard to the meridional component c m to achieve. This is because, unlike a Laval nozzle, the potential energy of the gas flow does not remain substantially the same, but considerably by the rotating drive of the compressor impeller 34 and the acceleration of the gas flow caused thereby is increased.
Wird eine Überschall- mit einer Unterschallströmung verglichen, ist grundsätzlich festzustellen, dass sich diese gegensätzlich zueinander verhalten. Beispielsweise erfährt eine Unterschallströmung in einem geraden Rohr mit konstantem Querschnitt bei kompressibler Betrachtungsweise aufgrund der Reibung eine Abnahme des statischen Drucks und dadurch bedingt eine Geschwindigkeitssteigerung sowie einen Temperaturrückgang. Wird dagegen dieses Rohr mit Überschall durchströmt, fällt die Strömungsgeschwindigkeit und es steigt der statische Druck sowie die Temperatur. Desweiteren benötigt eine Überschallströmung für deren Verzögerung und Beschleunigung eine andere Diffusor- und Düsenform als eine Unterschallströmung. Ein Unterschalldiffusor, also ein Diffusor für Unterschallströmungen, besitzt eine Strömungsquerschnittserweiterung und eine Unterschalldüse eine Strömungsquerschnittsverjüngung, wie die 7 zeigt. Umgekehrt dazu bedarf es für einen Überschalldiffusor eine Strömungsquerschnittsverjüngung und für Überschalldüse eine Strömungsquerschnittserweiterung (vgl. 7). Demnach wirkt ein Diffusor für eine Unterschallströmung im Überschall als Düse und umgekehrt. If a supersonic flow is compared with a subsonic flow, it must always be stated that these behave in opposite ways to one another. For example, a subsonic flow in a straight tube of constant cross-section experiences a decrease in static pressure due to friction due to friction, thereby causing an increase in speed and a drop in temperature. If, on the other hand, this pipe flows through supersonic, the flow velocity drops and the static pressure and the temperature increase. Furthermore, a supersonic flow for their deceleration and acceleration requires a different diffuser and nozzle shape than a subsonic flow. A subsonic diffuser, ie a diffuser for subsonic flows, has a flow cross-sectional widening and a subsonic jet has a flow cross-sectional taper, such as 7 shows. Conversely, for a supersonic diffuser, a flow cross-sectional taper and for supersonic nozzle a flow cross-sectional widening is required (cf. 7 ). Thus, a supersonic diffuser for supersonic flow acts as a nozzle and vice versa.
Der Grund für diese unterschiedlichen Geometrieformen von Diffusoren beziehungsweise Düsen für Überschall beziehungsweise Unterschall liegt im Verhalten der Luftdichte ρ, da diese beispielsweise in einem Überschalldiffusor stärker steigt, als die Geschwindigkeit v abnimmt. Folglich muss sich gemäß der Kontinuitätsgleichung der Strömungsquerschnitt (die Strömungsquerschnittsfläche) A verkleinern: A = ṁ / ϱ·ν The reason for these different geometric shapes of diffusers or nozzles for supersonic or subsonic sound is the behavior of the air density ρ, since this increases more strongly in a supersonic diffuser, for example, than the velocity v decreases. Consequently, according to the equation of continuity, the flow cross-section (the flow cross-sectional area) A must be reduced: A = ṁ / ρ · ν
Ist beabsichtigt, eine Luftströmung von Überschall auf Unterschall wirkungsgradoptimal zu verzögern, sind die in der 7 dargestellten Diffusoren so zusammenzufügen, dass die Luftströmung zunächst den Überschall- und anschließend den Unterschalldiffusor durchquert (Stoßdiffusor). Äquivalent dazu bedarf es für die Beschleunigung einer Strömung von Unterschall auf Überschall einer Aneinanderreihung der Unterschall- und Überschalldüse (Lavaldüse). Jedoch kann eine Verzögerung auf Unterschall und eine Beschleunigung auf Überschall nur erreicht werden, wenn die Strömung im engsten Querschnitt der Geometrie, dem kritischen Strömungsquerschnitt Akritisch, das kritische Druckverhältnis πkritisch = 1,89 und damit Ma = 1 erreicht: If it is intended to delay an air flow from supersonic to subsonic to optimum efficiency, are in the 7 assembled so that the air flow first passes through the supersonic and then the subsonic diffuser (shock diffuser). Equivalently, for the acceleration of a flow from subsonic to supersonic, it is necessary to string together the subsonic and supersonic nozzles (Laval nozzle). However, a deceleration to subsonic and an acceleration to supersonic can only be achieved if the flow in the narrowest cross-section of the geometry, the critical flow cross-section A critical , the critical pressure ratio π critical = 1.89 and thus reaches Ma = 1:
In einer Lavaldüse verläuft der Beschleunigungsvorgang stetig; es tritt kein Verdichtungsstoß auf. Allerdings muss dafür der Austrittsquerschnitt an den Gegendruck angepasst werden. Dagegen entsteht in einem Stoßdiffusor immer mindestens ein Verdichtungsstoß. Der Vorgang ist also unstetig und dadurch sehr verlustbehaftet. Zur Minimierung der Verluste ist es daher sinnvoll, den zumindest bei drallfreier Zuströmung zur Erreichung der Unterschallgeschwindigkeit notwendigen senkrechten Verdichtungsstoß klein zu halten. Das wird durch mehrere schräge Verdichtungsstöße erreicht, die die Machzahl vor der Entstehung des senkrechten Stoßes soweit wie möglich reduzieren. Dies ist schematisch in der 8 verdeutlicht.In a Laval nozzle, the acceleration process is continuous; There is no compression shock. However, the outlet cross-section needs to be adapted to the backpressure. In contrast, in a shock diffuser at least one compression shock always occurs. The process is thus unsteady and therefore very lossy. To minimize the losses, it is therefore advisable to keep the vertical compression shock, which is necessary at least in the case of swirl-free inflow to achieve the subsonic speed, small. This is achieved by several oblique compression strokes, which reduce the Mach number as much as possible before the formation of the vertical impact. This is schematically in the 8th clarified.
Die Erzeugung einer Überschallströmung in einem Radialverdichter ist grundsätzlich auch durch eine Drehzahlerhöhung möglich. Ist diese genügend groß, wird im Laufradeintritt und -austritt Überschallgeschwindigkeit erreicht. Eine Erhöhung der Drehzahl n des Verdichterlaufrads führt nämlich zu einer Steigerung der Umfangsgeschwindigkeit am Laufradeintritt (u1) und -austritt (u2). Wird der Vektor u1 nun mit der absoluten Zuströmgeschwindigkeit c1 gemäß dem Geschwindigkeitsdreieck in der 9 addiert, ergibt sich bei ausreichender Drehzahlerhöhung eine Überschall-Relativgeschwindigkeit w1 im Laufradeintritt. Ist die Vektorsumme aus Relativgeschwindigkeit w2 und Umfangsgeschwindigkeit u2 ausreichend groß, erreicht die Absolutgeschwindigkeit c2 Überschall. Die Entstehung von Überschall am Laufradeintritt und -austritt ergibt sich also durch den Wechsel auf ein anderes Bezugssystem. Am Laufradeintritt ist der Übergang von einem absoluten zu einem relativen Bezugssystem und am Laufradaustritt von einem relativen zu einem absoluten Bezugssystem durchführbar. Diese Überschallgasströmungen haben gemeinsam, dass zwar die Relativ- und/oder Absolutkomponente der Gasströmung durch Vektoraddition beziehungsweise durch Änderung des Bezugssystems auf Überschall beschleunigt wird, die Meridiankomponente cm erreicht aber maximal Ma = 1. Sie ist nämlich sowohl für das relative als auch für das absolute Bezugssystem gleich. Aus diesem Grund muss in der Regel (zumindest wenn die Durchströmung eines Verdichterlaufrads isoliert betrachtet wird) die Geometrie der Laufradkanäle an die Dichteänderung der Gasströmung angepasst werden. Dies bedeutet, dass die Form der Laufradkanäle entsprechend einer Lavaldüse ausgestaltet werden sollten. Damit kann die Meridiankomponente cm der Absolutgeschwindigkeit der Gasströmung auf Überschallgeschwindigkeit beschleunigt werden, da nur eine Lavaldüse einer Gasströmung ohne Bezugssystemwechsel die Überschreitung der Schallgeschwindigkeit ermöglicht. The generation of a supersonic flow in a centrifugal compressor is basically possible by increasing the speed. If this is sufficiently large, supersonic speed is achieved in the impeller inlet and outlet. An increase in the speed n of the compressor wheel leads namely to an increase in the peripheral speed at the impeller inlet (u 1 ) and outlet (u 2 ). If the vector u 1 now with the absolute inflow velocity c 1 according to the velocity triangle in the 9 added, results in sufficient speed increase supersonic relative velocity w 1 in the impeller inlet. If the vector sum of relative velocity w 2 and peripheral velocity u 2 is sufficiently large, the absolute velocity c 2 reaches supersonic. The emergence of supersonic at the impeller inlet and outlet thus results from the change to another reference system. At the impeller inlet, the transition from an absolute to a relative reference system and at the impeller outlet from a relative to an absolute reference system is feasible. These supersonic gas flows have in common that, although the relative and / or absolute component of the gas flow is accelerated to supersonic by vector addition or by changing the reference system, the meridional component c m reaches a maximum of Ma = 1. It is namely is the same for both the relative and absolute reference systems. For this reason, the geometry of the impeller channels must usually be adapted to the density change of the gas flow (at least if the flow of a compressor impeller is considered isolated). This means that the shape of the impeller channels should be designed according to a Laval nozzle. Thus, the meridional component c m of the absolute velocity of the gas flow can be accelerated to supersonic speed, since only a Laval nozzle of a gas flow without reference system change allows exceeding the speed of sound.
Das Verdichterlaufrad 34 des Radialverdichters 16 gemäß den 3 und 4 nutzt dieses aus und sieht eine entsprechende Ausgestaltung der Laufradkanäle 42 in Form einer Lavaldüse vor, wodurch die Meridiankomponente cm unabhängig von der Drehzahl n des Verdichterlaufrads 34 Überschallgeschwindigkeit erreichen kann. Die Drehzahl n beeinflusst lediglich den Druckverlauf in den Laufradkanälen 42. Im Gegensatz zu einer Lavaldüse müssen bei der Auslegung der Laufradkanäle 42 jedoch auch die durch die Drehung des Verdichterlaufrads 34 erzeugten Zentrifugalkräfte berücksichtigt werden. Zudem tritt in solchen Laufradkanälen 42 im Vergleich zu einer Lavaldüse aufgrund der Zentrifugalkräfte ein weniger starker Druckabbau auf. The compressor impeller 34 of the centrifugal compressor 16 according to the 3 and 4 uses this and sees a corresponding design of the impeller channels 42 in the form of a Laval nozzle, whereby the meridional component c m regardless of the rotational speed n of the compressor impeller 34 Can reach supersonic speed. The speed n only influences the pressure curve in the impeller channels 42 , Unlike a Laval nozzle must be in the design of the impeller channels 42 but also by the rotation of the compressor wheel 34 centrifugal forces are taken into account. In addition, occurs in such impeller ducts 42 compared to a Laval nozzle due to the centrifugal forces a less severe pressure reduction.
Während der Diffusorraum bei dem Radialverdichter gemäß der US 3,010,642 durch einen parallelen oder sich bis hin zur Spirale 38 annähernden Verlauf der diesen begrenzenden Gehäusewände gekennzeichnet ist, ist bei dem erfindungsgemäßen Radialverdichter 16 vorgesehen, dass eine solche Annäherung lediglich in einem ersten, von dem Verdichterlaufrad 34 in radialer Richtung ausgehenden Abschnitt 48 vorgesehen ist, während in einem sich an den ersten Abschnitt 48 anschließenden zweiten Abschnitt 50 die den Diffusorraum 40 begrenzenden Gehäusewände parallel verlaufen (vgl. Ausgestaltung gemäß der 6) oder sich wieder voneinander entfernen (vgl. Ausgestaltung gemäß der 5). Dabei ist die Annäherung der Gehäusewände in dem ersten Abschnitt 48 bei beiden Ausgestaltungen so groß gewählt, dass eine sich durch den zunehmenden radialen Abstand von der Rotationsachse 46 ergebende Vergrößerung des von dem Diffusorraum 40 ausgebildeten Strömungsquerschnitts überkompensiert wird und sich der Strömungsquerschnitt somit (linear) verkleinert. In dem zweiten Abschnitt 50 vergrößert sich dieser Strömungsquerschnitt in beiden Ausgestaltungen wieder (linear), was bei der Ausgestaltung gemäß der 6 ausschließlich auf den zunehmenden radialen Abstand zu der Rotationsachse 46 und bei der Ausgestaltung gemäß der 5 zusätzlich auch auf die (mit zunehmenden radialen Abstand von der Rotationsachse) zunehmende Entfernung der den Diffusorraum 40 begrenzenden Gehäusewände in diesem zweiten Abschnitt 50 begründet ist. Vorgesehen ist, dass sowohl die Annäherung der Gehäusewände in dem jeweiligen ersten Abschnitt 48 beider Ausgestaltungen als auch die Entfernung voneinander in dem zweiten Abschnitt 50 der Ausgestaltung gemäß der 5 linear ist. Der Übergang zwischen den beiden Abschnitten ist dadurch abgewinkelt.While the diffuser space in the centrifugal compressor according to the US 3,010,642 through a parallel or up to the spiral 38 is characterized approximate course of these limiting housing walls, is in the radial compressor according to the invention 16 provided that such an approximation only in a first, from the compressor impeller 34 radially outgoing section 48 is provided while in one is attached to the first section 48 subsequent second section 50 the the diffuser room 40 bordering housing walls run parallel (see FIG 6 ) or move away from each other again (see embodiment according to the 5 ). Here is the approximation of the housing walls in the first section 48 chosen so large in both embodiments, that is characterized by the increasing radial distance from the axis of rotation 46 resulting enlargement of the diffuser space 40 trained flow cross-section is overcompensated and thus reduces the flow cross-section (linear). In the second section 50 increases this flow cross section in both embodiments again (linear), which in the embodiment according to the 6 exclusively on the increasing radial distance to the axis of rotation 46 and in the embodiment according to the 5 in addition to the (with increasing radial distance from the axis of rotation) increasing distance of the diffuser space 40 limiting housing walls in this second section 50 is justified. It is envisaged that both the approach of the housing walls in the respective first section 48 both embodiments as well as the distance from each other in the second section 50 the embodiment according to the 5 is linear. The transition between the two sections is thereby angled.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Diffusorraums 40 eines Radialverdichters 16 kann gegenüber dem Radialverdichter gemäß der US 3,010,642 eine deutliche Erhöhung des isentropen (Diffusor-)Wirkungsgrads ηD,s und eine Verringerung des Totaldruckverlustes ΔpTot erreicht werden. Diese Vorteile der erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Diffusorraums konnten anhand von Strömungssimulationen belegt werden. Dabei wurden u.a. sechs Varianten erfindungsgemäßer Diffusorräume untersucht; jeweils drei pro Ausgestaltung gemäß der 5 und der 6.Due to the inventive design of the diffuser space 40 a radial compressor 16 can with respect to the centrifugal compressor according to the US 3,010,642 a significant increase of the isentropic (diffuser) efficiency η D, s and a reduction in the total pressure loss Δp Tot can be achieved. These advantages of the inventive design of the diffuser space could be demonstrated by means of flow simulations. Among other things, six variants of diffuser spaces according to the invention were investigated; three each per embodiment according to the 5 and the 6 ,
Die den Strömungssimulationen zugrundeliegende Diffusorräume 40 wiesen folgende übereinstimmende Abmessungen auf:
- – Eintrittsdurchmesser des Diffusors: d3 = 200 mm;
- – Austrittsdurchmesser des Diffusors: d4 = 320 mm
- – Einlassbreite: x0 = 4,2 mm.
The underlying the flow simulations diffuser spaces 40 had the following matching dimensions: - - inlet diameter of the diffuser: d 3 = 200 mm;
- - Discharge diameter of the diffuser: d 4 = 320 mm
- - inlet width: x 0 = 4.2 mm.
Die drei Varianten der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 5 wiesen folgende übereinstimmende Abmessung auf:
- – Auslassbreite: x3 = 4,2 mm.
The three variants of the design of a diffuser room 40 according to the 5 had the following matching dimension: - - outlet width: x 3 = 4.2 mm.
Die erste Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 5 wies zudem folgende Abmessungen auf:
- – Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 3,2 mm
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 220 mm.
The first variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 5 also had the following dimensions: - - Width in the transition between the first and the second section: x min = 3.2 mm
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 220 mm.
Die zweite Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 5 wies zudem folgende Abmessungen auf:
- – Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 3,2 mm
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 300 mm.
The second variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 5 also had the following dimensions: - - Width in the transition between the first and the second section: x min = 3.2 mm
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 300 mm.
Die dritte Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 5 wies zudem folgende Abmessungen auf:
- – Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 2,2 mm
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 300 mm.
The third variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 5 also had the following dimensions: - - Width in the transition between the first and the second section: x min = 2.2 mm
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 300 mm.
Die erste Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 6 wies zudem folgende Abmessung auf:
- – Auslassbreite und Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 3,2 mm.
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 220 mm.
The first variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 6 also had the following dimensions: - - outlet width and width in the transition between the first and the second section: x min = 3.2 mm.
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 220 mm.
Die zweite Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 6 wies zudem folgende Abmessung auf:
- – Auslassbreite und Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 3,2 mm.
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 300 mm.
The second variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 6 also had the following dimensions: - - outlet width and width in the transition between the first and the second section: x min = 3.2 mm.
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 300 mm.
Die dritte Variante der Ausgestaltung eines Diffusorraums 40 gemäß der 6 wies zudem folgende Abmessung auf:
- – Auslassbreite und Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: xmin = 2,3 mm.
- – Durchmesser des Übergangs zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt: d5 = 300 mm.
The third variant of the embodiment of a diffuser room 40 according to the 6 also had the following dimensions: - - outlet width and width in the transition between the first and the second section: x min = 2.3 mm.
- - Diameter of the transition between the first and the second section: d 5 = 300 mm.
Die 10 und 11 zeigen die Simulationsergebnisse zu der ersten und zweite Variante der Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Diffusorraums 40 gemäß der 5, d.h. mit einer Breite im Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt (nachfolgend als „Einschnürung“ bezeichnet) von 3,2 mm und einer radialen Lage der Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 220 mm (10) beziehungsweise 300 mm (11). Es ist zu erkennen, dass die bei einem Radius von ca. 125 mm (d.h. einem Durchmesser von ca. 250 mm) beginnenden Bereiche beider Strömungseinschnürungen miteinander vergleichbar sind. Diese Bereiche sind einem überexpandierten Überschall-Freistrahl ähnlich. Dagegen unterscheiden sich die Gasströmungen bis zu diesem Bereich erheblich. Der Diffusorraum 40 mit der Einschnürung xmin bei dem Durchmesser von 300 mm gemäß der 11 unterliegt einem Wechsel aus Beschleunigungszonen und lokalen Verzögerungen aufgrund von auftretenden Verdichtungsstößen. Bei dem Diffusorraum 40 mit der Einschnürung xmin bei dem Durchmesser von 220 mm (vgl. 10) wird die Gasströmung durch die Strömungsquerschnittsverjüngung zunächst verzögert, anschließend aber aufgrund der Strömungsquerschnittszunahme über den Radius wieder beschleunigt. Der darauf folgende Freistrahlbereich verläuft im Vergleich zum Diffusorraum 40 gemäß der 11 nicht parallel zwischen Diffusorboden und -decke. Die Gasströmung erfährt aufgrund der Ablösung hinter dem Laufradübergang zunächst eine gewisse Ablenkung in Richtung des Diffusorbodens. Daraufhin legt sich die Gasströmung durch die Beschleunigung an der Diffusordecke an beziehungsweise wird in Richtung der Diffusordecke abgelenkt, wodurch sie im Ablösepunkt wieder eine Umlenkung erfährt. Die bei dieser Variante eines erfindungsgemäßen Diffusorraums 40 hinter dem Laufradübergang auftretende Strömungsablösung resultiert aus der starken Strömungsquerschnittsverjüngung und dem damit einhergehenden statischen Druckaufbau an dieser Stelle. Die Verringerung des Strömungsquerschnitts wirkt demnach als Überschalldiffusor und verhindert die Entstehung von Verdichtungsstößen. Obwohl in diesem Bereich keine Verdichtungsstöße zu erkennen sind, ist der Totaldruckverlust ΔpTot hier höher als bei der Variante mit einer Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 300 mm (vgl. 11). Demnach sind die kurze Verzögerung mit der Strömungsablösung und die anschließende Beschleunigung verlustbehafteter, als die in diesem Bereich bei der Variante mit einer Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 300 mm auftretenden Verdichtungsstöße. The 10 and 11 show the simulation results to the first and second variants of the embodiment of a diffuser space according to the invention 40 according to the 5 ie with a width in the transition between the first and the second section (hereinafter referred to as "constriction") of 3.2 mm and a radial position of the constriction x min at a diameter of 220 mm ( 10 ) or 300 mm ( 11 ). It can be seen that at a radius of about 125 mm (ie a diameter of about 250 mm) beginning portions of both flow constrictions are comparable. These areas are similar to an overexpanded supersonic jet. In contrast, the gas flows differ significantly up to this range. The diffuser room 40 with the constriction x min at the diameter of 300 mm according to the 11 is subject to a change of acceleration zones and local delays due to compression shocks. At the diffuser room 40 with the constriction x min at the diameter of 220 mm (cf. 10 ), the gas flow is initially delayed by the flow cross-sectional taper, but then accelerated again due to the increase in flow cross-section over the radius. The following free jet area is compared to the diffuser room 40 according to the 11 not parallel between diffuser floor and ceiling. Due to the separation behind the impeller transition, the gas flow initially experiences a certain deflection in the direction of the diffuser bottom. As a result, the gas flow settles on the diffuser ceiling due to the acceleration or is deflected in the direction of the diffuser cover, as a result of which it undergoes a deflection again at the detachment point. The in this variant of a diffuser according to the invention space 40 Flow separation occurring behind the impeller transition results from the strong flow cross-sectional taper and the associated static pressure build-up at this point. The reduction of the flow cross-section thus acts as a supersonic diffuser and prevents the formation of compression shocks. Although no compression shocks can be detected in this area, the total pressure loss Ap dead is higher here than in the variant with a constriction x min at a diameter of 300 mm (cf. 11 ). Accordingly, the short delay with the flow separation and the subsequent acceleration are more lossy than the compression shocks occurring in this region in the variant with a constriction x min at a diameter of 300 mm.
Auch der einem Überschall-Freistrahl ähnelnde Bereich zeigt bei der Variante gemäß der 10 einen höheren Verlust auf. Das liegt daran, dass die Variante gemäß der 11 in der Länge des ersten Abschnitts 48 ausreicht, um die Gasströmung im engsten Querschnitt (d.h. in der Einschnürung xmin) auf Unterschall zu verzögern. Wird der Totaldruckverlust ΔpTot beider Konzepte über die gesamte (radiale) Länge des Diffusorraums 40 betrachtet, ähneln sich beide Verläufe. Sie sind annähernd linear. Festzustellen ist aber, dass ab einem Radius von ca. 125 mm der Anstieg des Totaldrucks pTot steiler verläuft. Zurückzuführen ist das auf die starke Ablösung, die die Gasströmung ab hier erfährt. Also, the supersonic free jet similar area shows in the variant according to the 10 a higher loss. This is because the variant according to the 11 in the length of the first section 48 sufficient to delay the gas flow in the narrowest cross-section (ie in the constriction x min ) to subsonic. If the total pressure loss Ap dead of both concepts over the entire (radial) length of the diffuser space 40 considered, both courses are similar. They are approximately linear. It should be noted, however, that from a radius of about 125 mm, the increase in the total pressure p tot is steeper. This is due to the strong detachment that the gas flow experiences from here.
Aufgrund der Tatsache, dass die Variante gemäß der 11 einen geringeren Totaldruckverlust ΔpTot beziehungsweise einen höheren Wirkungsgrad ηD,s aufzeigt, wurde diese für eine weitere Optimierung genutzt. Zur Erreichung diese Ziels war eine Verringerung des Strömungsquerschnitts im Übergang zwischen dem ersten Abschnitt 48 und dem zweiten Abschnitt 50 notwendig. Das haben Voruntersuchungen gezeigt. Vor diesem Hintergrund wurde der Strömungsquerschnitt der Variante des Diffusorraums 40 gemäß der 11 im Übergang zwischen den zwei Abschnitten 48, 50 bei dem Durchmesser von 300 mm sukzessive bis zu einer Breite von 2,2 mm gemäß der 12 verkleinert. Dadurch konnte der Wirkungsgrad ηD,s auf 62% erhöht und der Totaldruckverlust ΔpTot auf 1,27 bar (weiter) verringert werden. Die Strömung änderte sich dadurch derart, dass im Vergleich zur 11 nur noch der durch den Laufradübergang induzierte Stoß zu erkennen ist. Die darauf folgenden Stoßreflexionen treten kaum noch hervor und die Expansions- und Kompressionsbereiche des Freistrahls sind nicht mehr sichtbar. Dieses Strömungsverhalten ist die Folge aus der starken geometrischen Strömungsquerschnittsverjüngung, die als Überschalldiffusor wirkt.Due to the fact that the variant according to the 11 a lower total pressure loss Δp Tot or a higher efficiency η D, s shows, this was used for further optimization. To achieve this goal was a reduction of the flow cross section in the transition between the first section 48 and the second section 50 necessary. That showed preliminary investigations. Against this background, the flow cross-section of the variant of the diffuser space 40 according to the 11 in the transition between the two sections 48 . 50 at the diameter of 300 mm successively up to a width of 2.2 mm according to 12 reduced. As a result, the efficiency η D, s was increased to 62% and the total pressure loss Ap dead reduced to 1.27 bar (further). The flow changed in such a way that compared to 11 only the impact induced by the impeller transition can be recognized. The subsequent impact reflections hardly emerge and the expansion and compression areas of the free jet are no longer visible. This flow behavior is the result of the strong geometric flow cross-sectional taper, which acts as a supersonic diffuser.
Im Vergleich zu der 11 ist zudem in der 12 eine Ablenkung der Gasströmung in Richtung Diffusordecke ab dem Übergang zwischen den zwei Abschnitten 48, 50 zu erkennen. Zurückzuführen ist das auf die Ablösung der Gasströmung hinter dem Laufradübergang gemäß der 12, wodurch die Gasströmung in Richtung Einschnürung xmin zum Diffusorboden abgelenkt wird und infolge dessen im Bereich der Einschnürung xmin eine Umlenkung in Richtung Diffusordecke erfährt.Compared to the 11 is also in the 12 a deflection of the gas flow toward the diffuser ceiling from the transition between the two sections 48 . 50 to recognize. This is due to the replacement of the gas flow behind the impeller transition according to the 12 whereby the gas flow is deflected in the direction of constriction x min to the diffuser floor and as a result undergoes a deflection in the direction of the diffuser ceiling in the region of the constriction x min .
Darüber hinaus ist in der 12 zu erkennen, dass der Kern der Gasströmung im Gegensatz zur Variante gemäß der 11, d.h. mit einer Breite von 3,2 mm an der Einschnürung xmin, ab einem Radius von ca. 140 mm wieder beschleunigt. Der Grund dafür ist, dass in diesem Diffusorbereich die Strömungsablösung abnimmt und die dadurch eintretende Strömungsquerschnittserweiterung für den Strömungskern als Überschalldüse wirkt. Ab der Einschnürung xmin verzögert der Strömungskern wieder, da die steigende Strömungsablösung die Wirkung einer Querschnittsverjüngung hat. Eine weitere Querschnittsverkleinerung an der Einschnürung würde dazu führen, dass die Gasströmung in Richtung Einschnürung xmin aufgrund der genannten Strömungsumstände noch stärker beschleunigt, wodurch die Streckenlänge bis zum Auslass für eine Verzögerung auf Unterschall nicht ausreicht. Die für den Diffusoraustritt vorgegebene Unterschallbedingung wäre damit nicht mehr erfüllt. Eine weitere Optimierung durch Reduzierung des Strömungsquerschnitts an dieser Stelle ist daher nicht möglich.In addition, in the 12 to recognize that the core of the gas flow in contrast to the variant according to the 11 , That is accelerated again with a width of 3.2 mm at the narrowed x min, from a radius of about 140 mm. The reason for this is that in this diffuser region, the flow separation decreases and the resulting flow cross-sectional widening for the flow core acts as a supersonic nozzle. From the constriction x min the flow core retards, because the increasing flow separation has the effect of a cross-sectional taper. A further reduction in cross-section at the constriction would cause the gas flow in the direction of constriction x min to be accelerated even more due to the aforementioned flow conditions, as a result of which the distance to the outlet is insufficient for a delay to subsonic noise. The specified for the diffuser exit subsonic condition would thus no longer satisfied. Further optimization by reducing the flow cross section at this point is therefore not possible.
Im Gegensatz zu der Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Diffusorraums 40 gemäß der 5 führt eine Ausgestaltung gemäß der 6 zum Erreichen des höchsten Wirkungsgrads ηD,s bei einer Lage der Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 220 mm (vgl. 13 bis 15). Der Grund für dieses gegensätzliche Verhalten liegt in den unterschiedlichen geometrischen Formen beider Ausgestaltungen. Während die Ausgestaltung gemäß der 5 ab der Einschnürung xmin eine Strömungsquerschnittsaufweitung aufweist, bleibt die Breite des Diffusorraums 40 (d.h. der Abstand zwischen den den Diffusorraum 40 begrenzenden Gehäusewände) bei der Ausgestaltung gemäß der 6 konstant. Daraus folgt, dass die Ausgestaltung gemäß der 6 eine weniger starke Strömungsablösung in dem einem Freistrahl ähnelndem Bereich erfährt als die Ausgestaltung gemäß der 5 (vgl. 10 und 13). Trotz dieses Umstandes zeigt die Ausgestaltung gemäß der 6 in den 13 und 14 ein vergleichbares Strömungsverhalten wie die Ausgestaltung gemäß der 5 in den 10 und 11. Liegt die Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 300 mm sind hinter dem Laufradübergang Verdichtungsstöße erkennbar, bei einem Durchmesser von 220 mm jedoch nicht. Auch die einem Überschall-Freistrahl ähnelnden Strömungsbereiche treten mit dem Unterschied auf, dass dieser Bereich bei der Ausgestaltung gemäß der 6 mit der Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 220 mm mehr in Richtung Diffusoraustritt verschoben ist. Der Grund dafür liegt in der konstanten Breite des Diffusorraums 40 bei der Ausgestaltung gemäß der 6 hinter der Einschnürung xmin, wodurch der Strömungsquerschnitt im Vergleich zu der Ausgestaltung gemäß der 5 über den Radius weniger stark zunimmt. Daraus folgt, dass der Strömungsquerschnitt, an dem die Gasströmung ablöst, hinter derjenigen bei der Ausgestaltung gemäß der 5 liegt, obwohl die vorgegebenen physikalischen Einlass- und Auslassbedingungen gleich sind.In contrast to the embodiment of a diffuser space according to the invention 40 according to the 5 leads an embodiment according to the 6 to achieve the highest efficiency η D, s at a position of the constriction x min at a diameter of 220 mm (see. 13 to 15 ). The reason for this contradictory behavior lies in the different geometric forms of both embodiments. While the embodiment according to the 5 from the constriction x min has a flow cross-sectional widening, the width of the diffuser space remains 40 (ie the distance between the diffuser space 40 delimiting housing walls) in the embodiment according to 6 constant. It follows that the embodiment according to the 6 a less strong flow separation in the free jet similar area experiences than the embodiment according to the 5 (see. 10 and 13 ). Despite this fact, the embodiment according to the 6 in the 13 and 14 a comparable flow behavior as the embodiment according to the 5 in the 10 and 11 , If the constriction x min is at a diameter of 300 mm, compression impulses are visible behind the impeller transition, but not at a diameter of 220 mm. The flow areas which resemble a supersonic jet also occur with the difference that in the embodiment according to FIG 6 with the constriction x min at a diameter of 220 mm more in the direction of diffuser exit is shifted. The reason for this lies in the constant width of the diffuser space 40 in the embodiment according to the 6 behind the constriction x min , whereby the flow cross-section compared to the embodiment according to the 5 increases less over the radius. It follows that the flow cross-section, at which the gas flow separates, behind that in the embodiment according to the 5 although the given physical inlet and outlet conditions are the same.
Wie das Strömungsverhalten ist auch der Verlauf des Totaldrucks pTot bei einer Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Diffusors gemäß der 6 mit demjenigen bei einer Ausgestaltung gemäß der 5 vergleichbar. Die Verlustzunahme ist annähernd linear und steigt mit Beginn des Freistrahls stärker an.Like the flow behavior, the course of the total pressure p Tot in an embodiment of a diffuser according to the invention in accordance with FIG 6 with that in an embodiment according to the 5 comparable. The loss increase is approximately linear and increases more with the start of the free jet.
Trotz dieser Gemeinsamkeiten ist eine Optimierung äquivalent zu der Ausgestaltung gemäß der 5, für die die Einschnürungslage mit dem höchsten Wirkungsgrad ηD,s gewählt wurde, bei der Ausgestaltung gemäß der 6 nicht möglich. Eine weitere Verringerung der Breite des Diffusorraums 40 bei dem Durchmesser von 220 mm würde nämlich zu einer ausgeprägteren Überschalldüsenform führen und die Gasströmung stärker beschleunigen. Die Streckenlänge wäre für eine Verzögerung der Strömung nicht mehr ausreichend und die für den Diffusoraustritt vorgegebene Unterschallbedingung damit nicht mehr erfüllt.Despite these similarities, an optimization is equivalent to the embodiment according to the 5 for which the necking position with the highest efficiency η D, s was selected, in the embodiment according to the 6 not possible. A further reduction in the width of the diffuser space 40 with the diameter of 220 mm, namely, would lead to a more pronounced supersonic nozzle shape and accelerate the gas flow more. The route length would no longer be sufficient for a delay of the flow and thus no longer fulfills the subsonic condition specified for the diffuser exit.
Vor diesem Hintergrund wurde die Variante gemäß der 14, d.h. mit der Einschnürung xmin bei einem Durchmesser von 300 mm, gewählt und der Strömungsquerschnitt bis zu einer Breite von 2,3 mm verkleinert (vgl. 15). Dadurch konnte der Wirkungsgrad ηD,s auf 69% erhöht und der Totaldruckverlust ΔpTot auf 1,1 bar verringert werden. Against this background, the variant according to the 14 Ie x min at a diameter of 300 mm, selected with the constriction and the flow cross section up to a width of 2.3 mm reduced (see FIG. 15 ). As a result, the efficiency η D, s was increased to 69% and the total pressure loss Ap dead reduced to 1.1 bar.
Ebenfalls simulierte Varianten erfindungsgemäßer Diffusorräume mit Einschnürungslagen zwischen 220 mm und 300 mm zeigten aufgrund der genannten Problematik ein geringeres Optimierungspotential. Likewise simulated variants of diffuser spaces according to the invention with necking positions between 220 mm and 300 mm showed a lower optimization potential due to the problem mentioned.
Im Vergleich zu der Variante gemäß der 12 hat die Verkleinerung des Strömungsquerschnitts an der Einschnürung xmin bei der Variante gemäß der 15 ähnliche Auswirkungen auf die Gasströmung. Die Stoßreflexionen sind kaum noch erkennbar und die Expansions- und Kompressionsbereiche des Freistrahls treten nicht mehr auf. Im Gegensatz zu der Variante gemäß der 12 wird die Gasströmung im Bereich der Einschnürung xmin aber nicht in Richtung der Diffusordecke abgelenkt. Der Grund dafür liegt in der konstanten Breite des Diffusors nach der Einschnürung xmin, die einer Umlenkung der Strömung an dieser Stelle entgegenwirkt. Ein weiterer Unterschied im Vergleich zu der Ausgestaltung gemäß der 5 ist, dass die Beschleunigung des Strömungskerns im Bereich der Einschnürung xmin kaum auftritt. Das liegt daran, dass der Strömungsquerschnitt an der Einschnürung xmin mit einer Breite von 2,3 mm geringer ausfällt. Eine weitere Reduzierung der Breite an dieser Stelle ist dennoch nicht möglich, da der gleiche Effekt wie bei der Ausgestaltung gemäß der 5 auftritt. Die Gasströmung würde nämlich in Richtung Einschnürung xmin wieder stärker beschleunigen, wodurch die Streckenlänge bis zum Diffusoraustritt für eine Verzögerung auf Unterschallgeschwindigkeit nicht ausreicht. Die für den Diffusoraustritt vorgegebene Unterschallbedingung wäre damit nicht mehr erfüllt.Compared to the variant according to the 12 Has reduction of a flow cross-section at constriction x min at a variant in accordance with 15 similar effects on gas flow. The impact reflections are barely recognizable and the expansion and compression areas of the free jet no longer occur. In contrast to the variant according to the 12 the gas flow is deflected in the area of the constriction x min but not in the direction of the diffuser ceiling. The reason for this is the constant width of the diffuser after the constriction x min , which counteracts a deflection of the flow at this point. Another difference compared to the embodiment according to the 5 is that the acceleration of the flow core hardly occurs in the region of the constriction x min . This is because the flow area at the constriction x min with a width of 2.3 mm is smaller. A further reduction of the width at this point is still not possible, since the same effect as in the embodiment according to the 5 occurs. The gas flow would namely x min accelerate in the direction narrowed more strongly, whereby the length of the route is not sufficient to the diffuser outlet for a delay to subsonic speed. The specified for the diffuser exit subsonic condition would thus no longer satisfied.
Zusammenfassend ist festzustellen, dass die erfindungsgemäßen Ausgestaltungen von Diffusoren gemäß den 5 und 6 eine Gasströmung verlustärmer verzögern als ein vergleichsweise simulierter parallelwandigen Diffusor, wie er in der US 3,010,642 offenbart ist. Im Vergleich dazu verbessert die Variante gemäß der 12 den Wirkungsgrad ηD,s um 11% und verringert den Totaldruckverlust ΔpTot um 27%. Die Variante gemäß der 15 erhöht den Wirkungsgrad ηD,s um 23% und reduziert den Totaldruckverlust ΔpTot um 37%. Jedoch ist dabei anzumerken, dass die flächengemittelte Austrittsgeschwindigkeit am Diffusoraustritt gemäß der 15 mit 341 m/s (Mach = 0,87) über dem der Variante gemäß der 12 mit 266 m/s (Mach 0,67) liegt. Die Variante gemäß der 12 erreicht hinsichtlich der flächengemittelten Austrittsgeschwindigkeit den Geschwindigkeitsbereich des parallelwandigen Vergleichsdiffusors; die Variante gemäß der 15 liegt darüber. Im Hinblick auf den Gesamtwirkungsgrad ηD,s des Verdichters sollten diese Geschwindigkeitsunterschiede beachtet werden. Die Beaufschlagung der Spirale 38 mit einer höheren Strömungsgeschwindigkeit kann nämlich zu höheren Verlusten in der Spirale 38 führen.In summary, it should be noted that the embodiments according to the invention of diffusers according to the 5 and 6 to delay a gas flow loss less than a comparatively simulated parallel-walled diffuser, as in the US 3,010,642 is disclosed. In comparison, the variant improves according to the 12 the efficiency η D, s 11% and reduces the total pressure loss .DELTA.p Dead by 27%. The variant according to the 15 increases the efficiency η D, s by 23% and reduces the total pressure loss Ap dead by 37%. However, it should be noted that the surface-averaged exit velocity at the diffuser exit in accordance with 15 with 341 m / s (Mach = 0.87) above that of the variant according to the 12 with 266 m / s (Mach 0.67). The variant according to the 12 reaches the speed range of the parallel-walled comparison diffuser in terms of the area-averaged exit velocity; the variant according to 15 lies above it. With regard to the overall efficiency η D, s of the compressor, these speed differences should be taken into account. The impingement of the spiral 38 namely, with a higher flow rate can cause higher losses in the spiral 38 to lead.
Darüber hinaus zeigen die Berechnungen, dass der statische Wirkungsgrad ηD,s und der Totaldruckverlust ΔpTot als Beurteilungskriterien gleichwertig sind. Zeigt beispielsweise eine Diffusorform einen höheren Wirkungsgrad ηD,s, sinkt auch ihr Totaldruckverlust ΔpTot.In addition, the calculations show that the static efficiency η D, s and the total pressure loss Δp Tot are equivalent as judgment criteria. If, for example, a diffuser shape shows a higher efficiency η D, s , its total pressure loss Δp Tot also drops.
BezugszeichenlisteLIST OF REFERENCE NUMBERS
-
1010
-
Verbrennungsmotor internal combustion engine
-
1212
-
Zylinder cylinder
-
1414
-
Kurbelwelle crankshaft
-
1616
-
Radialverdichter centrifugal compressors
-
1818
-
Ladeluftkühler Intercooler
-
2020
-
Drosselklappe throttle
-
2222
-
Turbine turbine
-
2424
-
Welle wave
-
2626
-
Wastegate wastegate
-
2828
-
Riementrieb belt drive
-
3030
-
Verdichterbypass compressor bypass
-
3232
-
Gehäuse des Radialverdichters Housing of the centrifugal compressor
-
3434
-
(Überschall-)Verdichterlaufrad (Supersonic) compressor impeller
-
3636
-
Einlass inlet
-
3838
-
Spirale spiral
-
4040
-
Diffusorraum diffuser space
-
4242
-
Laufradkanal impeller channel
-
4444
-
Laufradschaufel impeller blade
-
46 46
-
Rotationsachse axis of rotation
-
4848
-
erster Abschnitt des Diffusorraums first section of the diffuser room
-
5050
-
zweiter Abschnitt des Diffusorraums second section of the diffuser room
-
cm c m
-
Meridiankomponente der Absolutgeschwindigkeit der Gasströmung Meridian component of the absolute velocity of the gas flow
-
nn
-
Drehzahl des Verdichterlaufrads Speed of the compressor impeller
-
AA
-
Strömungsquerschnitt Flow area
-
ṁm '
-
Massenstrom mass flow
-
ρρ
-
Dichte density
-
vv
-
Geschwindigkeit speed
-
Akritisch A critical
-
kritischer Strömungsquerschnitt critical flow cross-section
-
πkritisch π critical
-
kritisches Druckverhältnis critical pressure ratio
-
u1 u 1
-
Umfangsgeschwindigkeit am Laufradeintritt Circumferential speed at the impeller inlet
-
u2 u 2
-
Umfangsgeschwindigkeit am Laufradaustritt Peripheral speed at impeller outlet
-
c1 c 1
-
Absolutgeschwindigkeit am Laufradeintritt Absolute speed at the impeller inlet
-
w1 w 1
-
Relativgeschwindigkeit am Laufradeintritt Relative speed at the impeller inlet
-
c2 c 2
-
Absolutgeschwindigkeit am Laufradaustritt Absolute speed at impeller outlet
-
w2 w 2
-
Relativgeschwindigkeit am Laufradaustritt Relative speed at impeller outlet
-
xmin x min
-
Einschnürung constriction
-
pTot p dead
-
Totaldruck Total pressure
-
ΔpTot Δp dead
-
Totaldruckverlust Total pressure loss
-
ηD,s η D, s
-
isentroper Diffusorwirkungsgrad isentropic diffuser efficiency
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG QUOTES INCLUDE IN THE DESCRIPTION
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Zitierte PatentliteraturCited patent literature
-
US 3010642 [0010, 0011, 0011, 0019, 0022, 0054, 0062, 0063, 0083] US 3010642 [0010, 0011, 0011, 0019, 0022, 0054, 0062, 0063, 0083]
-
DE 1053714 [0012] DE 1053714 [0012]
-
US 3604818 [0013] US 3604818 [0013]
-
JP 3260399 A [0014] JP 3260399A [0014]
-
DE 1628227 A [0015] DE 1628227A [0015]
