DE19853360A1 - Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern - Google Patents
Brennkraftmaschine mit zwei AbgasturboladernInfo
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Abstract
Eine Brennkraftmaschine umfaßt zwei Abgasturbolader, von denen zumindest ein Abgasturbolader eine Abgasturbine mit variabler Turbinengeometrie zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts aufweist, wobei die beiden Abgasturbolader unterschiedliche Betriebskennfelder besitzen. DOLLAR A Um Leistungsdefizite im unteren Drehzahlbereich mit einfachen Maßnahmen auszugleichen, werden die Abgasturbolader in Reihe geschaltet und weisen ein bestimmtes Größenverhältnis zueinander auf.
Description
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zwei Abga
sturboladern und ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraft
maschine mit zwei Abgasturboladern nach dem Oberbegriff des An
spruches 1 bzw. 9.
Aus der DE 43 10 148 A1 ist eine aufgeladene Brennkraftmaschine
mit zwei parallel angeordneten Abgasturbolader bekannt. Die
Turbine eines ersten Abgasturboladers ist mit variabler Turbi
nengeometrie ausgestattet, die es erlaubt, den wirksamen Turbi
nenquerschnitt in Abhängigkeit des Betriebszustands der Brenn
kraftmaschine zu verändern. Der kleiner dimensionierte zweite
Abgasturbolader weist eine Turbine mit Festgeometrie auf. In
der Ladeluftleitung des Laders mit variabler Turbinengeometrie
ist ein regelbares Sperrventil angeordnet, das je nach Be
triebszustand der Brennkraftmaschine in Öffnungs- oder Sperr
stellung versetzt wird, so daß dementsprechend der Lader mit
variabler Turbinengeometrie in einem einstellbaren Umfang an
der Ladeluftversorgung der Brennkraftmaschine teilnimmt.
Im unteren Drehzahlbereich arbeitet nur der kleine Abgasturbo
lader mit Festgeometrie, dessen Verdichter aufgrund der gerin
geren Trägheit im unteren Drehzahlbereich einen höheren Lade
druck aufbaut, als mit dem größeren Verdichter in diesem Dreh
zahlbereich möglich wäre. Das Sperrventil des Laders mit varia
bler Turbinengeometrie steht in Schließstellung, so daß dieser
Lader im unteren Drehzahlbereich keinen Beitrag zur Ladeluft
versorgung leistet.
Ab einer mittleren Drehzahl wird auch der Lader mit variabler
Turbinengeometrie zugeschaltet, indem das Sperrventil geöffnet
wird, so daß von dem Lader mit variabler Turbinengeometrie ein
zunehmender Anteil an der Ladeluftversorgung geleistet wird.
Diese Anordnung hat den Vorteil, daß der kleine Abgasturbolader
optimal für kleine Drehzahlen ausgelegt und dadurch ein guter
Gesamtwirkungsgrad erreicht werden kann. Außerdem wird vermie
den, daß der größere Lader bei niedrigen Drehzahlen in den Be
reich des Verdichterpumpens gerät.
Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, Leistungsdefizite im
unteren Drehzahlbereich mit einfachen Maßnahmen auszugleichen.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des An
spruches 1 bzw. 9 gelöst.
Die Definition eines Turbobremsfaktors wurde erstmals in der
hiermit in Bezug genommenen Druckschrift DE 197 27 141 C1 ange
geben. Der Turbobremsfaktor wird ermittelt durch Multiplikation
des Strömungsquerschnitts im Abgasweg zur Turbine, bezogen auf
die maximale Leistung, mit dem Eintrittsdurchmesser des Turbi
nenrades und Division mit dem Hubvolumen der Brennkraftmaschi
ne, wobei ein Turbobremsfaktor in der Größenordnung von maximal
0.005 (5 ‰) eine hohe Leistung bei zugleich relativ niedrigen
thermischen Belastungen ermöglicht.
Erfindungsgemäß werden die beiden Abgasturbolader in Reihe ge
schaltet und weisen die Abgasturbolader ein bestimmtes Größen
verhältnis in bezug zueinander auf. Bezogen auf den Turbobrems
faktor stehen die Lader in einem Relativverhältnis von maximal
0.5 zueinander, so daß der Turbobremsfaktor des kleineren Abga
sturboladers maximal die Hälfte des Turbobremsfaktors des grö
ßeren Abgasturboladers beträgt. Bei diesem Verhältnis der in
Reihe geschalteten Turbolader können mit einfachen Mitteln,
insbesondere ohne oder mit nur geringem Regelungs- und Steue
rungsaufwand, im Motorbremsbetrieb hohe Bremsleistungen er
reicht werden. Die Nachteile einer einstufigen Aufladung - ent
weder Leistungsbegrenzung in oberen Drehzahlen bei kleinen La
dern oder schlechter Wirkungsgrad in unteren Drehzahlen bei
größeren Ladern - können bei der zweistufigen Aufladung vermie
den werden, sofern die Turbobremsfaktoren der beiden Lader in
dem angegebenen Größenverhältnis stehen. Insbesondere im Motor
bremsbetrieb kann eine deutliche Leistungssteigerung erreicht
werden.
Im niederen Drehzahlbereich bewirkt das sensible Ansprechver
halten des kleineren Laders, der eine zugunsten kleinerer Dreh
zahlen verschobene Pumpgrenze aufweist, eine deutliche Anhebung
des Aufladegrades mit dementsprechend gesteigerter Bremslei
stung. Im mittleren und oberen Drehzahlbereich kommt dagegen
der größere Turbolader verstärkt zum Tragen, der aufgrund sei
ner größeren Trägheit zwar erst bei höheren Drehzahlen gute
Wirkungsgrade liefert, andererseits aber eine zugunsten höherer
Drehzahlen verschobene Stopfgrenze aufweist und deswegen höhere
absolute Leistungen ermöglicht. Die Kombination von kleinerem
und größerem Lader in dem angegebenen Größenverhältnis ermög
licht eine optimierte, stetig verlaufende Bremsleistungsfunkti
on im Motorbremsbetrieb.
Die gewählte Auslegung beeinflußt nicht nur den Motorbremsbe
trieb positiv, sondern auch die befeuerte Antriebsbetriebswei
se, insbesondere das transiente Verhalten und das Verhalten bei
kleinen Drehzahlen und hoher Last.
Mit Hilfe der variabel einstellbaren Turbinengeometrie, die be
vorzugt am größeren Lader ausgebildet ist, kann der wirksame
Turbinenquerschnitt der Turbine verändert werden. Je nach Be
triebszustand der Brennkraftmaschine werden verschieden hohe
Abgasgegendrücke im Abschnitt zwischen den Zylindern und dem
Abgasturbolader realisiert, wodurch die Leistung der Turbine
und die Leistung des Verdichters je nach Bedarf eingestellt
werden können.
Um im Bremsbetrieb der Brennkraftmaschine eine hohe Motorbrems
wirkung zu erzielen, wird die Turbinengeometrie in eine Stau
stellung überführt, in der der Turbinenquerschnitt deutlich re
duziert ist. Im Leitungsabschnitt zwischen den Zylindern und
der Abgasturbine baut sich ein hoher Abgasgegendruck auf, wel
cher bewirkt, daß Abgas mit hoher Geschwindigkeit durch den
verbliebenen offenen Strömungsquerschnitt strömt und das Turbi
nenrad mit großem Impuls beaufschlagt. Daraufhin wird die dem
Motor zugeführte Verbrennungsluft vom Verdichter unter erhöhten
Ladedruck gesetzt, so daß der Zylinder eingangsseitig mit er
höhtem Druck beaufschlagt wird und ausgangsseitig zwischen dem
Zylinderauslaß und dem Abgasturbolader ein erhöhter Abgasgegen
druck anliegt, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten
Luft über Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt.
Im Motorbremsbetrieb muß der Kolben im Verdichtungs- und Aus
schiebehub Kompressionsarbeit gegen den hohen Überdruck im Ab
gasstrang verrichten, wodurch eine starke Bremswirkung erreicht
wird.
Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine
liegt in der großen Anzahl an Eingriffsmöglichkeiten zur Steue
rung oder Regelung der Abgasturbolader. So ist es beispielswei
se möglich, die zweite Laderstufe, die in der Regel durch den
kleineren Lader Zeit Festgeometrie gebildet wird, im Bremsbe
trieb und/oder bei befeuertem Antrieb zunächst im unteren Dreh
zahlbereich mit dem gesamten Abgasstrom zu beaufschlagen und
bei höheren Drehzahlen nach und nach abzuschalten. Für die Zu-
und Abschaltung ist zweckmäßig eine gekoppelte Absperreinrich
tung zur gemeinsamen Zu- und Abschaltung des Verdichters und
der Turbine der zweiten Stufe vorgesehen, um die Leistungskurve
gezielt zu beeinflussen.
Als weitere Maßnahme kann eine Bypassleitung zur Turbine des
größeren Abgasturboladers vorgesehen sein, in der ein einstell
bares Abblaseventil angeordnet ist. Bei geöffnetem Abblaseven
til wird Abgas unter Umgehung der Turbine abgeblasen, wodurch
der Abgasgegendruck verringert und die Leistung der Brennkraft
maschine reduziert wird.
Die variable Turbinengeometrie, die Zu- und Abschaltung der
zweiten Laderstufe und die Abblasung können einzeln oder in un
terschiedlicher Kombination über eine Regelungseinrichtung zu
sammengeschaltet werden, um beispielsweise eine Tempomatfunkti
on zu realisieren.
Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung wird in der Anfangspha
se des Motorbremsbetriebs zusätzlich eine Befeuerung des Motors
vorgenommen, um eine weitere Leistungssteigerung der Motor
bremsleistung zu erzielen. Die Befeuerung im Motorbremsbetrieb
bewirkt, daß in kürzerer Zeit ein hoher Ladedruck und. ein hoher
Abgasgegendruck aufgebaut werden; die Leistungsentfaltung er
folgt schneller. Auch in der instationären Phase im Motorbrems
betrieb, beispielsweise im Übergang von geringer Motorbremslei
stung zu hoher Motorbremsleistung, kann zur Verbesserung des
transienten Verhaltens die Brennkraftmaschine befeuert werden.
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungsformen sind den
weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnun
gen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Ansicht einer Brennkraftmaschine
mit zwei Abgasturboladern,
Fig. 2 ein Schaubild mit mehreren Ladedruckkurven in Abhän
gigkeit der Motordrehzahl.
Die in Fig. 1 dargestellte Brennkraftmaschine 1 eines Kraft
fahrzeugs, insbesondere eines schweren Nutzfahrzeugs, weist ei
nen ersten Abgasturbolader 2 mit einer Turbine 3 und einem Ver
dichter 4 auf, wobei die Turbine 3 im Abgasstrang 6 von den Ab
gasen der Brennkraftmaschine 1 angetrieben wird und über eine
Welle 5 den Verdichter 4 im Ansaugtrakt 7 betätigt. Im Verdich
ter 4 wird Ansaugluft komprimiert, die aus der Atmosphäre mit
Umgebungsdruck angesaugt, gegebenenfalls gereinigt und dem Ver
dichter 4 zugeführt wird. Die im Verdichter komprimierte An
saugluft wird in einem Ladeluftkühler 8 gekühlt und tritt mit
dem Ladedruck p2S in ein Saugrohr der Brennkraftmaschine 1 ein.
Über das Saugrohr wird die Ansaugluft Saugkanälen zugeführt,
welche in die Zylindereinlässe der Brennkraftmaschine 1 münden.
Die Turbine 3 des Laders 2 ist zur veränderlichen Einstellung
des wirksamen Turbinenquerschnitts mit einer variablen Turbi
nengeometrie 9 ausgestattet, mittels der der freie Querschnitt
im Düsenkanal der Turbine reduziert werden kann, wodurch im Mo
torbremsbetrieb das Abgas im Abgasstrang stromauf der Turbine 3
aufgestaut wird. In dieser Staustellung der Turbinengeometrie
ist der Strömungsquerschnitt der Turbine reduziert und es wird
ein hoher Abgasgegendruck p3 in dem Leitungsabschnitt 9 zwi
schen den Zylindern und dem Abgasturbolader 2 aufgebaut. Das
Abgas strömt mit hoher Geschwindigkeit durch die Kanäle der
Turbinengeometrie und beaufschlagt das Turbinenrad, woraufhin
der Verdichter 4 im Ansaugtrakt 7 einen erhöhten Ladedruck P2S
aufbaut. Eingangs- und ausgangsseitig liegt am Zylinder ein
Überdruck an, der dem Abblasen der im Zylinder verdichteten
Luft über Bremsventile in den Abgasstrang hinein entgegenwirkt,
wodurch eine starke Bremswirkung erreicht wird.
Die variable Turbinengeometrie kann als axial in den Turbinen
querschnitt einschiebbares Leitgitter oder in Form eines radia
len Leitgitters mit Leitschaufeln ausgeführt sein. Alternativ
hierzu kann die Turbine mit einer Klappe im Eintritt und strom
auf des Eintritts abgehenden Beschleunigungskanälen, die unmit
telbar hinter dem offenen Turbinenrücken enden, ausgestattet
sein, wobei auch in dieser Ausführung der das Turbinenrad be
aufschlagende Abgasstrom variabel einstellbar ist.
Im Strömungsweg zwischen dem Abgasturbolader 2 und der Brenn
kraftmaschine 1 ist ein zweiter Abgasturbolader 10 in Reihe zum
ersten Abgasturbolader 2 angeordnet. Der zweite Lader 10 weist
eine Festgeometrie-Turbine 11 stromauf der ersten Turbine 3 so
wie einen Verdichter 12 stromab des ersten Verdichters 4 auf.
Der Verdichter 12 des zweiten Laders 10 wird über eine Welle 13
von der Festgeometrie-Turbine 11 angetrieben.
Um den zweiten Lader 10 frei wählbar zuschalten zu können,
liegt der Verdichter 12 des zweiten Laders in einer Umgehungs
leitung 18, die einen Drehschieber 15 im Ansaugtrakt 7 stromab
des ersten Verdichters 4 des ersten Laders 2 überbrückt. Die
Festgeometrie-Turbine 11 liegt in einer Umgehungsleitung 19,
die einen Drehschieber 16 im Abgasstrang 6 stromauf der Turbine
3 des ersten Laders 2 überbrückt. Die beiden Drehschieber 15,
16 sind über eine Koppelstange 17 verbunden, die eine gleich
zeitige Betätigung beider Drehschieber 15, 16 erlaubt. Die
Drehschieber 15, 16 und die Koppelstange 17 bilden eine gekop
pelte Absperreinrichtung 14 zur simultanen Verstellung beider
Drehschieber zwischen Öffnungs- und Sperrstellung, wobei in
Öffnungsstellung die Gasströmungen durch den Abgasstrang 6 bzw.
der Ansaugtrakt 7 fließen können und in Sperrstellung die
Gasströmungen den Weg durch die Umgehungsleitungen 18, 19 neh
men müssen. In Öffnungsstellung der Absperreinrichtung 14 ist
der zweite Lader 10 abgeschaltet, in Sperrstellung der Absperr
einrichtung 14 ist der zweite Lader 10 zugeschaltet. Zur voll
ständigen Stillegung des zweiten Laders 10 ist verdichterseitig
in der Umgehungsleitung 18 stromauf des Verdichters 12 ein
Rückschlagventil 20 und turbinenseitig in der Umgehungsleitung
19 stromauf der Turbine 11 eine veränderliche Kanalabsperrung
21 angeordnet.
Mittels des ersten und des zweiten Laders 2, 10 ist eine zwei
stufige Registeraufladung realisiert.
Um unzulässig hohe Drücke und dadurch hervorgerufene Bauteil-
Überlastungen zu vermeiden, ist eine Anblaseeinrichtung 22 im
Abgasstrang 6 vorgesehen, die eine die Turbine 3 des ersten La
ders 2 überbrückende Bypassleitung 23 mit einem Abblaseventil
24 umfaßt. In Öffnungsstellung des Abblaseventils 24 wird ein
einstellbarer Anteil des Abgases unter Umgehung der Turbine 3
aus dem Leitungsabschnitt des Abgasstranges 6 stromauf des
Drehschiebers 16 der Absperreinrichtung 14 abgezweigt und abge
leitet.
Über eine Regel- und Steuereinrichtung 25 werden die Funktionen
der Brennkraftmaschine 1 bzw. der zugehörigen Komponenten ein
gestellt. Die Regel- und Steuereinrichtung 25 erhält über eine
Signalleitung 26 als Eingangssignale Informationen über den Be
triebszustand der Brennkraftmaschine, insbesondere Bremsbe
trieb/befeuerter Antrieb, Motorlast und Motordrehzahl. Über Si
gnalleitungen 27, 28 liefert die Regel- und Steuereinrichtung
25 Stellsignale zur Einstellung von getakteten Bremsventilen in
der Brennkraftmaschine 1 sowie zur Steuerung der Kraftstoffein
spritzung. Es kann gegebenenfalls zweckmäßig sein, anstelle von
getakteten Bremsventilen Konstantdrosselventile einzusetzen.
Weitere Stellsignale werden über Signalleitungen 29, 30, 31 ei
nem Aktuator 32 zur Einstellung der variablen Turbinengeometrie
9 der ersten Turbine 3, zur Einstellung des Abblaseventils 24
in der Abblaseeinrichtung 22 und zur Einstellung der Absperr
einrichtung 14 zugeführt.
Die Regel- und Steuereinrichtung 25 regelt insbesondere im Mo
torbremsbetrieb das Zusammenwirken der beiden Turbolader 2 bzw.
10 unter Berücksichtigung der Stellung der variablen Turbinen
geometrie und der Zu- und Abschaltung des zweiten Turboladers
10, der Stellung der Bremsventile, der Befeuerung, der Kraft
stoffeinspritzung und der Abblasung des Abgases. Dadurch ist es
beispielsweise möglich, eine Tempomatfunktion zu realisieren.
Je nach gewünschtem Betriebsverhalten kann es zweckmäßig sein,
den zweiten Lader oberhalb einer bestimmten Last/Drehzahl nach
und nach abzuschalten oder aber über den gesamten Betriebsbe
reich den zweiten Lader in Betrieb zu halten.
Um mit einfachen Maßnahmen im Motorbremsbetrieb hohe Bremslei
stungen über den gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftmaschi
ne zu erzielen, werden die Größenverhältnisse der beiden Lader
2, 10 aufeinander abgestimmt. Für die Dimensionierung der Lader
wird ein Turbobremsfaktor TBF definiert, der sich gemäß folgen
der Beziehung errechnet:
TBF = AT.DT/VH.
Hierin bezeichnet der Parameter AT den freien Strömungsquer
schnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung, DT
den Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und VH das Hubvolu
men der Brennkraftmaschine. Der Parameter AT hängt bei Ladern
mit variabler Turbinengeometrie von der Position des den Turbi
nenquerschnitt beeinflussenden Bauteils ab, das zwischen einer
den Strömungsquerschnitt auf ein Minimum reduzierenden Stellung
und einer den maximalen Strömungsquerschnitt freigebenden Stel
lung verstellbar ist; maßgebend für die Berechnung des Tur
bobremsfaktors ist hierbei der freie Strömungsquerschnitt in
der Turbine mit variabler Turbinengeometrie in der eine maxima
le Bremsleistung erzeugenden Bremsstellung, die üblicherweise
bei minimalem Strömungsquerschnitt AT erreicht wird. Bei Fest
geometrie-Turbinen dagegen ist der Parameter AT für den betref
fenden Turbinentyp eine feste, unveränderliche Größe, unabhän
gig von der erzeugbaren Bremsleistung.
Der Eintrittsdurchmesser DT des Turbinenrades und das Hubvolu
men VH der Brennkraftmaschine sind feste Größen, die vom jewei
ligen Typ der Brennkraftmaschine abhängen.
Ein optimales Größenverhältnis zwischen den beiden Turboladern
wird bei einem Verhältnis der Turbobremsfaktoren von
TBF2/TBF1 ≦ 0.5
erreicht, wobei TBF1 den Turbobremsfaktor des ersten Laders 2
mit variabler Turbinengeometrie und TBF2 den Turbobremsfaktor
des zweiten Laders 10 mit Festgeometrie-Turbine bezeichnet. Das
Verhältnis der beiden Turbobremsfaktoren vom maximal 0.5 bedeu
tet, daß der Turbobremsfaktor TBF2 des zweiten Laders 10 maxi
mal die Hälfte des Wertes des Turbobremsfaktors TBF1 des ersten
Laders 2 mit variabler Turbinengeometrie betragen darf, was zur
Folge hat, daß der zweite Lader 10 deutlich kleiner dimensio
niert ist als der erste Lader 2. Der zweite, kleinere Lader 10
besitzt eine erheblich geringere Trägheit, eine zugunsten ge
ringerer Drehzahlen verschobene Verdichter-Pumpgrenze und einen
besseren Wirkungsgrad bei niedrigen Drehzahlen im Vergleich zum
ersten, größeren Lader 2; dagegen ermöglicht der erste, größere
Lader 2 höhere absolute Leistungen.
In absoluten Zahlen ausgedrückt erweist sich ein Turbobremsfak
tor TBF1 des ersten Laders 2 von maximal 0.005 (5 ‰) als vor
teilhaft. Der Turbobremsfaktor TBF2 des zweiten Laders 10 be
trägt zweckmäßig maximal 0.0015 (1.5 ‰). Bei einer Hinterein
anderschaltung von zwei in dieser Weise dimensionierten Ladern
kann über den gesamten nutzbaren Drehzahlbereich eine gute Mo
toraufladung mit einem angehobenen Gesamtwirkungsgrad erreicht
werden.
Fig. 2 zeigt mehrere in Abhängigkeit der Motordrehzahl nMot auf
getragene Kurven a bis d des Ladedrucks p2S, die verschiedene
Betriebszustände im Motorbremsbetrieb repräsentieren. Die Kur
ven a und b stellen eine einstufige Aufladung durch einen ein
zigen Lader mit variabler Turbinengeometrie dar, die Kurven c
und d eine zweistufige Aufladung durch eine Reihenschaltung ei
nes größeren Laders mit variabler Turbinengeometrie und eines
kleineren Laders mit Festgeometrie.
In Kurve a ist ein unbefeuerter Motorbremsbetrieb bei einstufi
ger Aufladung gezeigt. Im unteren Drehzahlbereich werden auf
grund der schlechten Wirkungsgrade in diesem Drehzahlbereich
nur geringe Aufladegrade erreicht. Der Ladedruck p2S fällt mit
abnehmender Drehzahl nMot exponentiell stark ab. Die Ursache
hierfür liegt in dem starken Rückgang der Aufladung und des Ab
gasgegendruckes p3, der für die Turbinenleistung verantwortlich
ist. Mit zunehmender Motordrehzahl nmot beginnt im Punkt A die
Abblasung von Abgas aus dem Leitungsabschnitt stromauf der Tur
bine. In diesem Punkt erfährt die bis dahin exponentiell an
steigende Kurve a einen Wendepunkt, der Gradient geht stark zu
rück.
Die Kurve b zeigt einen Motorbremsbetrieb bei einstufiger Auf
ladung und befeuertem Motor. Die Befeuerung bewirkt, daß im un
teren Motordrehzahlbereich ein relativ hoher Aufladegrad er
reicht wird, der eine Steigerung der Motorbremsleistung zur
Folge hat. Die Kurve b verläuft etwa parallel zur Kurve a, je
doch verschoben zugunsten eines höheren Ladedrucks p2S.
In Kurve c ist eine zweistufige Aufladung für den unbefeuerten
Motorbremsbetrieb dargestellt. Der Kurvenverlauf bewegt sich in
einem unteren und mittleren Drehzahlbereich oberhalb des Ni
veaus der Kurve b, dem befeuerten einstufigen Motorbremsbe
trieb. Erst in einem oberen Drehzahlbereich macht sich die Be
feuerung im einstufigen Betrieb gemäß Kurve b bemerkbar, die
Kurve c verläuft flacher und schneidet die Kurve b.
Im Punkt C, der etwa den Wendepunkt der Kurve c markiert, wird
die Absperreinrichtung geöffnet, über die der zweite Turbolader
zu- und abschaltbar ist, wobei in Sperrstellung der Absperrein
richtung der zweite Lader zugeschaltet und in Öffnungsstellung
der zweite Lader außer Funktion gesetzt ist. Wird die Absperr
einrichtung in Öffnungsstellung überführt, so wird der Beitrag
des zweiten Laders zur Erhöhung des Ladedrucks reduziert, was
sich in einem flacher werdenden Anstieg der Kurve c ausdrückt.
Im Punkt B im oberen Drehzahlbereich ist die Absperreinrichtung
vollständig geöffnet, der zweite Lader ist außer Funktion ge
setzt, der Beitrag zur Ladedruckerhöhung wird ausschließlich
vom ersten Lader geleistet. Im Punkt B treffen sich die Kurven
a und c, da in diesem Punkt die zweistufige Aufladung gemäß
Kurve c auf eine einstufige Aufladung reduziert wird.
Die Kurve d zeigt eine zweistufige Aufladung mit befeuertem Mo
tor. Die Kurve d verläuft etwa parallel oberhalb der Kurve c,
die den zweistufigen, unbefeuerten Verlauf darstellt. Im Punkt
C' im mittleren Drehzahlbereich beginnt die Öffnungsphase der
Absperreinrichtung, so daß der zweite Lader nach und nach außer
Kraft gesetzt wird und der Gradient der Kurve d geringer wird.
Im Punkt B' im oberen Drehzahlbereich treffen sich die Kurven b
und d; in diesem Punkt ist die Absperreinrichtung vollständig
geöffnet und dementsprechend der zweite Lader außer Funktion
gesetzt.
Die zusätzliche Befeuerung gemäß den Kurven b und d ermöglicht
insbesondere in kritischen Bremssituationen eine Steigerung der
Motorbremsleistung. Der Anstieg der Bremsleitung kann durch ein
gezieltes Öffnen der Absperreinrichtung ab einer bestimmten Mo
tordrehzahl gedämpft werden. Bei vollständig geöffneter Absper
reinrichtung wird der Ladedruck praktisch ausschließlich durch
den ersten Lader erzeugt.
Der Effekt der Dämpfung des Bremsleistungsanstiegs kann durch
Abschaltung des zweiten Laders oder auch durch die Abblasung
der Abgase stromauf der Turbine des ersten Laders erreicht wer
den.
Die dargestellten Verläufe der Ladedruckkurven korrelieren mit
Kurven für die Motorbremsleistungen.
Claims (12)
1. Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern, mit zumindest
einer Abgasturbine (2) mit variabler Turbinengeometrie (9) zur
veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquerschnitts,
wobei die beiden Abgasturbolader (2, 10) unterschiedliche Be
triebskennfelder aufweisen,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß ein auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine bezogener Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur bobremsfaktor (TEF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga sturboladers (2) beträgt.
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß ein auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine bezogener Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur bobremsfaktor (TEF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga sturboladers (2) beträgt.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der größere Abgasturbolader (2) einen Turbobremsfaktor
(TBF1) kleiner als 0.005 aufweist.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Turbobremsfaktor (TBF2) des kleineren Abgasturboladers
(10) maximal 0.0015 beträgt.
4. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet,
daß der größere Abgasturbolader (2) eine Abgasturbine (3) mit
variabler Turbinengeometrie (9) aufweist.
5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet,
daß der kleinere Abgasturbolader (10) eine Abgasturbine (11)
mit Festgeometrie aufweist.
6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
daß der kleinere Abgasturbolader (10) im Strömungsweg zwischen
dem größeren Abgasturbolader (2) und der Brennkraftmaschine (1)
angeordnet ist.
7. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet,
daß eine die Turbine (3) des größeren Abgasturboladers (2)
überbrückende Bypassleitung (23) mit einem einstellbaren Abbla
seventil (24) vorgesehen ist.
8. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet,
daß eine gekoppelte Absperreinrichtung (14) zur gemeinsamen Zu-
und Abschaltung des Verdichters (12) und der Turbine (11) des
kleineren Abgasturboladers (10) vorgesehen ist.
9. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit zwei
Abgasturboladern, insbesondere Verfahren zum Betreiben einer
Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei zu
mindest eine Abgasturbine (3) mit variabler Turbinengeometrie
(9) zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbinenquer
schnitts ausgestattet ist und die beiden Abgasturbolader (2,
10) unterschiedliche Betriebskennfelder aufweisen,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß bezogen auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremslei stung der Brennkraftmaschine ein Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur bobremsfaktor (TBF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga sturboladers (2) beträgt,
und daß in einer Regel- und Steuereinrichtung (25) ein Rege lungssignal zur betriebszustandsabhängigen Abstimmung der Funk tion der beiden Abgasturbolader (2, 10) erzeugt wird.
dadurch gekennzeichnet,
daß die Abgasturbolader (2, 10) in Reihe geschaltet sind, daß bezogen auf den Motorbremsbetrieb bei maximaler Bremslei stung der Brennkraftmaschine ein Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = AT.DT/VH
aus den Parametern
AT freier Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bei maximaler Bremsleistung
DT Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades
VH Hubvolumen der Brennkraftmaschine
ermittelt wird, wobei sich die Turbobremsfaktoren (TBF1, TBF2) der beiden Abgasturbolader (2, 10) unterscheiden und der Tur bobremsfaktor (TBF2) des kleineren Abgasturboladers (10) maxi mal die Hälfte des Turbobremsfaktors (TBF1) des größeren Abga sturboladers (2) beträgt,
und daß in einer Regel- und Steuereinrichtung (25) ein Rege lungssignal zur betriebszustandsabhängigen Abstimmung der Funk tion der beiden Abgasturbolader (2, 10) erzeugt wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet,
daß unterhalb eines Grenzwertes für die Last/Drehzahl der klei
nere Abgasturbolader (10) mit Festgeometrie-Turbine (11) mit
dem gesamten Abgasmassenstrom beaufschlagt wird und mit anstei
gender Drehzahl der durch die Festgeometrie-Turbine (11) gelei
tete Abgasmassenstrom reduziert wird.
11. Verfahren nach Anspruch 9 oder 10,
dadurch gekennzeichnet,
daß in der Anfangsphase des Motorbremsbetriebs Kraftstoff zur
Motorbefeuerung eingespritzt wird.
12. Verfahren nach einem der Ansprüche 9 bis 11,
dadurch gekennzeichnet,
daß in der instationären Phase des Motorbremsbetriebs Kraft
stoff zur Motorbefeuerung eingespritzt wird.
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OP8 | Request for examination as to paragraph 44 patent law | ||
8127 | New person/name/address of the applicant |
Owner name: DAIMLERCHRYSLER AG, 70327 STUTTGART, DE |
|
8127 | New person/name/address of the applicant |
Owner name: DAIMLER AG, 70327 STUTTGART, DE |
|
8364 | No opposition during term of opposition | ||
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