EP0086466A1 - Durchflussregelung für den Spiralgehäuse-einlass einer Radialturbine - Google Patents
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- EP0086466A1 EP0086466A1 EP83101306A EP83101306A EP0086466A1 EP 0086466 A1 EP0086466 A1 EP 0086466A1 EP 83101306 A EP83101306 A EP 83101306A EP 83101306 A EP83101306 A EP 83101306A EP 0086466 A1 EP0086466 A1 EP 0086466A1
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
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- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
- F01D17/10—Final actuators
- F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
- F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
- F01D17/146—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by throttling the volute inlet of radial machines or engines
Definitions
- the invention relates to a turbine, in particular.
- Exhaust gas turbine with variable flow in particular for driving turbochargers of internal combustion engines, consisting of a rotor which can be rotated about an axis and has a plurality of rotor blades or blades arranged at a mutual circumferential distance, from a housing with a Rotor coaxial outlet and a volute section with an inlet arranged at a distance from the axis, in which a primary outer and a secondary inner flow path are formed by a partition, and a valve-like member with an actuator for changing the inflow cross-section of the secondary inner flow path.
- radially inflated turbines are known which are used in connection with turbochargers of internal combustion engines.
- One type is known as a fixed geometry turbine. This is designed so that the shape and area of the flow channel or the flow channels, which extend from the fluid inlet to the turbine rotor, cannot be physically changed.
- An example of a turbine with a fixed geometry is the turbine according to US Pat. No. 3,664,761.
- the second type of turbine is known as a variable flow turbine.
- the turbine is configured to have radially inner and radially outer fluid channels, with a valve positioned across one of the channels to allow fluid flow through that channel to be adjusted.
- a valve By changing the size of the opening of one flow channel by adjusting the valve, one can change the cross-sectional area of the fluid flow path and thereby compensate for changes in the flow speed and the pressure, which can occur due to the operation of the internal combustion engine at different speeds and under different loads.
- An example of a variable flow turbine is the turbine according to US Pat. No. 4,177,006.
- the turbine housing has a straight fluid inlet section which merges into a spiral housing section. Both the fluid inlet section and the volute section are each divided into two flow paths.
- Each of the flow paths is further divided into the volute section, primary and secondary flow paths, which are divided by a wall integral with the housing. Furthermore, a valve is arranged in the fluid inlet transversely to the second flow path. This can be rotated to direct the flow away from the wall and thus regulate the fluid flow.
- variable flow turbine can increase the efficiency of the machine by using compressors that are highly effective at limited speed and charge and less effective when the machine is at peak torque. This is possible because the variable flow turbine power can be increased at peak torque to compensate for the lower efficiency of the compressor.
- variable flow turbines are more effective at lower than the maximum speeds and loads at which a maximum boost pressure is not required. In these situations, variable flow turbines can increase the flow area so as to reduce the pressure in the exhaust manifold.
- a more precise adaptation of the operation of the turbine to the need and the operation of the internal combustion engine should be possible.
- the housing has a curved section between the inlet and the spiral housing section formed around the axis and that the partition extends through the curved section and into the volute section so that the primary outer flow path and the secondary inner flow path within the volute section each have cross-sectional areas that decrease steadily as the flow path approaches the rotor.
- the valve-like member can be operated so that the flow through the secondary internal flow path is changed.
- the moment of the exhaust gases can be adjusted by adjusting the valve member.
- the curved housing section extends in the flow direction from the valve member in order to keep the throttle losses as small as possible.
- the speed of the exhaust gases on their way to the blades or blades of the turbine rotor can be increased by rotating the valve member in the direction of the partition wall with partial or full blocking of the secondary internal flow path.
- the new possibility of the turbine to vary the moment of the flowing exhaust gases over the curved housing section with the aid of the valve member improves the effectiveness of the turbine for a predetermined torque curve over a desired working range of the internal combustion engine.
- the increase in the speed of the incoming exhaust gas fluids can be set precisely.
- the valve member By adjusting the valve member, the incoming exhaust gases can be guided to the circumference of the turbine rotor better than before.
- the new turbine makes it possible to use a compressor with high efficiency at limited engine speeds in order to increase the efficiency of this machine. You can also use the new turbine Achieve higher torque at lower speeds. Above all, the turbine makes it possible to improve the efficiency of the internal combustion engine at all speeds and loads, while at the same time the sensitivity of the internal combustion engine to the transition can be increased.
- the curved housing section expediently extends over an arc length between 30 ° and 180 °.
- the spiral housing section extends over an arc length of at least 270 °.
- the inner surface of the curved housing section converges towards an inner surface of the volute housing section and. forms with this a tongue at the entrance to the volute section, which extends approximately tangentially to the rotor circumference.
- the partition wall approaches from the inlet tangentially to the circumference of the rotor to a point which is offset by an arc length of approximately 90 ° from the end of the tongue.
- the cross-sectional area of the primary outer flow path is expediently larger than that of the secondary inner flow path.
- valve member is advantageously adjustable so that the exhaust gases flowing through the secondary internal flow path are deflected against the partition.
- an axially extending partition section can also be provided which extends approximately perpendicular to the partition and projects axially from the inlet into the housing in order to divide it into two axially adjacent and separate flow paths, each of which has a primary outer flow path and one has secondary internal flow path.
- the flow paths expediently point in the curved housing section from the inlet to the inlet occurs in the spiral housing section in each case a constantly decreasing cross-sectional area.
- the arrangement 10 shown in the figures, in particular FIG. 3, comprises a variable flow turbine 11 which is connected to a compressor 12.
- the whole arrangement 10 forms an exhaust gas turbocharger.
- the turbine has a housing 13 which consists of a curved inlet section 14 and a spiral housing section 16.
- the curved housing section 14 is an arcuate part that can be flanged to the exhaust manifold of an internal combustion engine by means of a flange end 18 via bolts and bolt holes 20.
- the curved section 14 has an angular extent of at least 30 °, preferably an extent between 30 and 180 °. The preferred range for expansion is between 45 ° and 90 °.
- the curved section 14 has an inlet 22 at the flange end 18 and is connected to the volute section 16 at the other end 24.
- the spiral housing section 16 has a circumferential extent of at least 270 and preferably of approximately 360 °.
- the arc of the volute section 16 extends around an axis that is perpendicular to the paper of FIG. 1.
- a connecting shaft 26 rotatably connects a rotor 28 of the turbine to a compressor wheel 30.
- the shaft 26 rotates about the axis of the volute casing.
- the turbine rotor 28, which is enclosed in the housing 13, has a plurality of turbine blades or blades 34 which are arranged at intervals in the circumferential direction and extend radially outward from the central axis. The particular shape and shape of the blades 34 may vary in a known manner as desired.
- the turbine housing 13 also has an outlet 32, which can be seen in FIG. 3.
- the exhaust gases from an internal combustion engine are introduced into the turbine 11. They cause the turbine rotor 28 to rotate.
- the compressor wheel 30 is taken along, specifically via the connecting shaft 26. Das In this way, compressor wheel 30 delivers a relatively high boost pressure for the internal combustion engine.
- a control valve member 36 is disposed near the fluid inlet 22. This serves to control the gas flow in the turbine housing 13.
- the control valve 36 is preferably a rotary valve which is fitted into the inner surface of the curved housing section 14.
- the valve 36 has a valve insert 40 that is movable between an open position and a closed position to change and regulate the gas flow through the variable flow turbine. In the open position according to FIG. 2, the valve insert 40 lies flush with the inner surface of the curved housing section 14 and thus allows the exhaust gases to flow through the entire curved section 14. In the closed position, which is shown in broken lines in FIG. 2, the valve insert 40 pivots the flow path of the gases through the curved housing section 14.
- the valve - 36 is operated by a control device 42 via pin 43 and linkage 44.
- the control device 42 can be pivotally attached at one end 46 to a fixed support device 48, so that a linear movement of the linkage 44 is converted into a rotary movement of the control valve 36. It is noted that the control device 42 can be operated manually or automatically, as is known in the art. The controller 42 can also be configured differently, for essentially any linear or non-linear dependence on changes in machine parameters, e.g., the working speed, the load, the distributor inlet pressure, the machine emissions, the smoke density of the exhaust gases which leave the machine and into which Atmosphere, from the temperature of the exhaust gases or from any combination of these factors. In addition, the control device 42 can be set to parameters, for example the speed of the turbine rotors 28 and on the throttle position.
- a divider wall or partition wall 50 extends from the control valve 36 into both sections of the turbine housing 13.
- the partition wall 50 terminates in a tip 52 which lies approximately tangentially on the outer circumference of the turbine rotor 28.
- This partition 50 is an arcuate member that can be integrally formed with the turbine housing and serves to divide the turbine housing 13 into an inner or secondary fluid channel 54 and an outer or primary fluid channel 56.
- the area of the outer fluid channel 56 is larger than the area of the inner fluid channel 54.
- the outer fluid channel 56 intersects approximately three times as much as the circumference of the turbine rotor 28 as the inner fluid channel 54.
- the partition 50 works with an inner surface 58 of the volute casing section 16 together, as can be seen from FIG. This results in a decreasing cross-sectional area of the outer fluid channel 56.
- the cross-sectional areas of both fluid channels 54 and 56 preferably decrease constantly over the entire curved housing section and over the spiral housing section 14 and 16, respectively. This feature provides a relatively uniform velocity of the exhaust gases as they strike the turbine blades 34.
- Rotating the control valve 36 from the open position to a partially closed position results in the exhaust gases being deflected outward toward the divider wall 50. This increases the velocity of the exhaust gases that flow in the two inner and outer channels 54 and 56. The increased speed combined with the increased radius of curvature Mass flow of the exhaust gases leads to an increase in the power of the turbine 11.
- the curved housing section 14 cooperates with an inner surface 58 of the spiral housing section 16 to form a tongue 60 with a tip 62.
- the tip 62 lies at the opposite end 24 of the curved housing section 14, which is indicated by the dash-dotted line. It is in the immediate vicinity of the circumference of the turbine rotor 28 and preferably tangential to the outer circumference of the rotor.
- the tongue tip 62 lies at an angular distance of approximately 90 ° from the tip 52 of the partition 50, so that approximately 75% of the peripheral region of the turbine rotor 28 is exposed to the outer fluid channel 56.
- Tip 62 and inner surface 58 control the flow of exhaust gases between the outer periphery of turbine rotor 28 and tongue 60. Tip 62 also controls each flow of exhaust gases clockwise, which flow would have a pulsating effect on turbine rotor 28.
- FIGS. 5 to 7. This shows an alternative embodiment for a variable flow turbine.
- This also has a control valve 64 which is arranged across the inner flow channel 54.
- the control valve 64 has a valve insert 67 which can be actuated within the curved housing section 14 on seals 65 via a control linkage 66 according to FIG. 7.
- the Valve insert 67 When the control valve 64 is rotated, the Valve insert 67 between the open position and the closed position. 5, the valve insert 67 is flush with the inner surface of the curved portion 14 and allows exhaust gases to flow through both the inner and outer flow channels 54 and 56, respectively.
- By rotating the valve insert 67 in the direction of the partition 51 into a partially closed position part of the inner channel 54 is blocked. In the fully closed position, which is indicated by dashed lines in FIG.
- the alternative embodiment also shows an axial divider wall 68 which, according to FIGS. 6 and 7, is arranged approximately perpendicular to the partition wall 51 and extends inwards from the fluid inlet 22 in both sections 14 and 16 of the turbine housing 13.
- the axial divider wall 68 divides the turbine housing 13 into two axially separated fluid flow paths 70 and 72, each of these flow paths having inner and outer flow channels 54 and 56.
- Each of the flow paths 70 and 72 are aligned with a separate exhaust manifold to prevent the pulsating exhaust gases from mixing before striking the turbine blades 34.
- the new turbine 11 works with the exhaust gases that are passed from the exhaust manifold of an internal combustion engine through the flow paths 54 and 56 and impinge on the blades 34 of the turbine rotor 28.
- the turbine rotor 28 is driven at a speed that is adapted to the speed and mass flow of the exhaust gases.
- the rotational speed of the turbine rotor 28 is related to the working conditions of the internal combustion engine, for example in Regarding their speed and load.
- the cross-sectional flow area and shape of the flow channels 54 and 56 as well as the shape of the partition 50 affect the speed of the exhaust gases and thus also have an effect on the rotational speed of the turbine rotor 28.
- Partially or fully closing the control valve 36 to increase the speed of the turbocharger increases the charge air flow to the internal combustion engine. This allows more fuel to be injected into the engine to achieve higher engine torques and to improve transition responsiveness without exceeding exhaust gas smoke density limits.
- the control valve 36 can be modulated so that a optimal combination of air / fuel ratio and pressure differential can be achieved via the machine with maximum internal combustion engine efficiency.
- the cross-sectional area can be increased and the average radius of curvature of the mass flow reduced to monitor the speed of the turbocharger and the boost pressure of the engine.
- the j vaneless nozzle-type turbine according to the invention can process flows of exhaust gases whose velocities above Mach I, occur without impact problems. This ability to process absolute speeds that exceed supersonic speeds is not available in turbines with guide vanes.
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Abstract
Description
- Die Erfindung betrifft eine Turbine, insb. Abgasturbine mit variabler Strömung, und zwar insb. zum Antrieb von Turboladern von Brennkraftmaschinen, bestehend aus einem um eine Achse drehbaren Rotor mit einer Mehrzahl von im gegenseitigen Umfangsabstand angeordneten Rotorblättern oder Schaufeln, aus einem Gehäuse mit einem zum Rotor koaxialen Auslaß und einem Spiralgehäuseabschnitt mit im Abstand von der Achse angeordnetem Einlaß, in dem durch eine Trennwand ein primärer äußerer und ein sekundärer innerer Strömungsweg gebildet sind, sowie aus einem ventilartigen Glied mit Betätigungseinrichtung zur Veränderung des Einströmquerschnittes des sekundären inneren Strömungsweges.
- Gegenwärtig sind bekannt zwei generelle Typen von radial angeströmten Turbinen, die in Verbindung mit Turboladern von Brennkraftmaschinen eingesetzt werden. Ein Typ ist bekannt als eine Turbine mit fester Geometrie. Diese ist so ausgebildet, daß Form und Fläche des Strömungskanals oder der Strömungskanäle, die sich von dem Fluideinlaß zum Turbinenrotor erstrecken, physikalisch nicht geändert werden können. Ein Beispiel für eine Turbine mit fester Geometrie ist die Turbine nach der US-PS 36 64 761.
- Der zweite Typ von Turbine ist bekannt als Turbine mit variabler Strömung. In einem Falle ist die Turbine so ausgebildet, daß sie radial innere und radial äußere Fluidkanäle aufweist, wobei ein Ventil quer zu einem der Kanäle angeordnet ist, um die Fluidströmung durch diesen Kanal einstellen zu können. Durch Veränderung der Größe der Öffnung des einen Strömungskanals durch Verstellung des Ventils kann man die Querschnittsfläche des Fluidströmungsweges verändern und dadurch Änderungen in der Strömungsgeschwindigkeit und dem Druck kompensieren, die durch den Betrieb der Brennkraftmaschine bei verschiedenen Geschwindigkeiten und unter unterschiedlichen Belastungen auftreten können. Ein Beispiel für eine Turbine mit variabler Strömung ist die Turbine nach der US-PS 41 77 006. Bei dieser bekannten Turbine weist das Turbinengehäuse einen geraden Fluideinlaßabschnitt auf, der in einen Spiralgehäuseabschnitt übergeht. Sowohl der Fluideinlaßabschnitt als auch der Spiralgehäuseabschnitt sind jeweils in zwei Strömungswege unterteilt. Jeder der Strömungswege ist weiter unterteilt in dem Spiralgehäuseabschnitt,und zwar in einen primären und in einen sekundären Strömungsweg, die unterteilt sind durch eine Wand, die einstückig mit dem Gehäuse ausgebildet ist. Weiterhin ist ein Ventil im Fluideinlaß quer zu dem zweiten Strömungsweg angeordnet. Dieses kann gedreht werden, um die Strömung von der Wand wegzuleiten und so die Fluidströmung zu regulieren.
- Von den beiden beschriebenen Turbinentypen sind Maschinen mit fester Turbinengeometrie weniger effektiv. Der Grund dafür liegt darin, daß bei Brennkraftmaschinen mit Turboladung und Turbine von fester Geometrie die Turbine an den Kompressor angepaßt ist, der seinerseits normalerweise seine maximale Effektivität erbringt, wenn die Brennkraftmaschine ihr größtes Drehmoment entwickelt. Die Folge ist, daß die Brennkraftmaschine bei begrenzten Geschwindigkeiten und Belastungen.nicht mit optimaler Effektivität arbeiten kann, da der Arbeitswirkungsgrad des Kompressors in diesen Strömungsbereichen kleiner ist als der von der Brennkraftmaschine geforderte Wirkungsgrad. Eine Turbine mit variabler Strömung kann auf der anderen Seite den Wirkungsgrad der Maschine durch Verwendung von Kompressoren vergrößern, welche eine hohe Effektivität bei begrenzter Geschwindigkeit und Ladung und geringere Effektivität aufweisen, wenn die Maschine ihr Spitzendrehmoment aufweist. Dies ist möglich, da die Leistung der Turbine mit variabler Strömung bei Spitzendrehmoment vergrößert werden kann, um so die geringere Effektivität des Kompressors zu kompensieren. Weiterhin sind Turbinen mit variabler Strömung effektiver bei geringeren als den maximalen Geschwindigkeiten und Belastungen bei denen ein maximaler Ladedruck nicht erforderlich ist. In diesen Situationen können Turbinen mit variabler Strömung den Strömungsquerschnitt vergrößern, um so den Druck im Abgasverteiler zu-verringern.
- Die Praxis zeigt jedoch, daß es wünschenswert ist, einen Turbolader.in Verbindung mit einer Turbine von variabler Strömung zu erhalten, die höchste Effektivität über den gesamten Arbeitsbereich der Brennkraftmaschine aufweist.
- Es ist Aufgabe der Erfindung eine Turbine der eingangs näher bezeichneten Art so weiter-zu entwickeln, daß sie diesen erhöhten Forderungen gerecht wird, so daß so die von einer Brennkraftmaschine erbrachte Leistung vergrößert werden kann. Außerdem soll eine genauere Anpassung der Arbeitsweise der Turbine an den Bedarf und die Arbeitsweise der Brennkraftmaschine möglich werden.
- Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, daß das Gehäuse einen gekrümmten Abschnitt zwischen dem-Einlaß und dem um die Achse gebildeten Spiralgehäuseabschnitt aufweist, und daß die Trennwand sich durch den gekrümmten Abschnitt und in den Spiralgehäuseabschnitt so erstreckt, daß der primäre äußere Strömungsweg und der sekundäre innere Strömungsweg innerhalb des Spiralgehäuseabschnittes jeweils Querschnittsflächen aufweisen, die bei zunehmender Annäherung des Strömungsweges an den Rotor konstant abnehmen.
- Bei Verwendung einer solchen Turbine kann die Effektivität der Brennkraftmaschine wesentlich gesteigert werden. Das ventilartige Glied kann so betätigt werden, daß die Strömung durch den sekundären inneren Strömungsweg verändert wird. Durch die Verstellung des Ventilgliedes kann das Moment der Abgase eingestellt werden. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt erstreckt sich in Strömungsrichtung von dem Ventilglied aus um die Drosselverluste möglichst klein zu halten. Durch Drehen des Ventilgliedes in Richtung auf die Trennwand unter teilweiser oder voller Blockierung des sekundären inneren Strömungsweges kann die Geschwindigkeit der Abgase auf ihrem Weg zu den Blättern oder Schaufeln des Turbinenrotors vergrößert werden. Durch die neue Möglichkeit der Turbine das Moment der strömenden Abgase über den gekrümmten Gehäuseabschnitt mit Hilfe des Ventilgliedes zu variieren, verbessert die Effektivität der Turbine für eine vorbestimmte Drehmomentkurve über einen gewünschten Arbeitsbereich der Brennkraftmaschine. Dadurch läßt sich die Leistung der Brennkraftmaschine vergrößern. Die Erhöhung der Geschwindigkeit der eintretenden Abgasfluide kann genau eingestellt werden. Durch Verstellen des Ventilgliedes können die eintretenden Abgase besser als bisher auf den Umfang des Turbinenrotors geleitet werden. Die neue Turbine gestattet es einen Kompressor mit hohem Wirkungsgrad bei begrenzten Geschwindigkeiten der Brennkraftmaschine zu verwenden, .um so den Wirkungsgrad dieser Maschine zu erhöhen. Auch läßt sich mit der neuen Turbine ein höheres Drehmoment bei niedrigeren Geschwindigkeiten erzielen. Vor allem ermöglicht es die Turbine bei allen Geschwindigkeiten und Belastungen der Brennkraftmaschine deren Wirkungsgrad zu verbessern, wobei gleichzeitig die übergangsansprechempfindlichkeit der Brennkraftmaschine gesteigert werden kann.
- Der gekrümmte Gehäuseabschnitt erstreckt sich zweckmäßigerweise über eine Bogenlänge zwischen 30° und 180°. Der Spiralgehäuseabschnitt erstreckt sich über eine Bogenlänge von mindestens 270°. Die Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes konvergiert gegenüber einer Innenfläche des Spiralgehäuseabschnittes und. bildet mit dieser eine Zunge am Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt, die sich etwa tangential zum Rotorumfang erstreckt. Die Trennwand nähert sich vom Einlaß weg tangential an den Umfang des Rotors bis zu einem Punkt an, der um eine Bogenlänge von etwa 900 gegenüber dem Ende der Zunge versetzt ist.
- Die Querschnittsfläche des primären äußeren Strömungsweges ist zweckmäßigerweise größer als die des sekundären inneren Strömungsweges.
- Das Ventilglied ist zweckmäßigerweise so einstellbar, daß die Abgase, die durch den sekundären inneren Strömungsweg strömen, gegen die Trennwand abgelenkt werden. Bei Bedarf kann auch ein sich axial erstreckender Trennwandabschnitt vorgesehen sein, der sich etwa senkrecht zu der Trennwand erstreckt und vom Einlaß axial in das Gehäuse ragt, um dieses in zwei axial nebeneinanderliegende und voneinander getrennte Strömungswege zu unterteilen, deren jeder einen primären äußeren Strömungsweg und einen sekundären inneren Strömungsweg aufweist.
- Die Strömungswege weisen zweckmäßigerweise in dem gekrümmten Gehäuseabschnitt vom Einlaß aus bis zum Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt jeweils eine konstant abnehmende Querschnittsfläche auf.
- Es hat sich auch als vorteilhaft erwiesen, wenn der oder die primären äußeren Strömungswege und der oder die skundären inneren Strömungswege im Bereich des gekrümmten Gehäuseabschnittes in Richtung vom Einlaß bis zum Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt jeweils einen abnehmenden Krümmungsradius aufweisen.
- Die Erfindung wird nachfolgend anhand schematischer Zeichnungen an mehreren Ausführungsbeispielen näher erläutert.
- Es zeigen:
- Figur 1 eine Seitenansicht einer Turbine gemäß der Erfindung.
- Figur 2 einen Querschnitt durch die Turbine nach Figur 1.
- Figur 3 einen Teilschnitt entlang der Schnittlinie III-III der Fig. 1.
- Figur 4 eine Draufsicht auf den Fluideinlaß der Maschine mit Blickrichtung entlang der Pfeile IV-IV der Figur 2.
- Figur 5 im Querschnitt und im Ausschnitt eine abgewandelte Ausführungsform der Turbine.
- Figur 6 eine Stirnansicht des Einlasses mit Blickrichtung entlang der Pfeile VI-VI der Fig. 5 und
- Figur 7 einen Längsschnitt entlang der Schnittlinie VII-VII der Figur 5.
- Die in den Figuren, insb. Fig. 3, gezeigte Anordnung 10 umfaßt eine Turbine 11 mit variabler Strömung, die mit einem Kompressor 12 verbunden ist. Die ganze Anordnung 10 bildet einen Abgasturbolader.
- Die Turbine weist ein Gehäuse 13 auf, das aus einem gekrümmten Einlaßabschnitt 14 und einem Spiralgehäuseabschnitt 16 besteht. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt 14 ist ein bogenförmiger Teil, der mittels eines Flanschendes 18 über Bolzen und Bolzenlöcher 20 an den Abgasverteiler einer Brennkraftmaschine angeflanscht werden kann. Der gekrümmte Abschnitt 14 weist eine Winkelausdehnung von wenigstens 30° auf, vorzugsweise eine Ausdehnung zwischen 30 und 180°. Der bevorzugte Bereich für die Ausdehnung liegt zwischen 45° und 90°. Der gekrümmte Abschnitt 14 weist einen Einlaß 22 am Flanschende 18 auf und ist mit dem Spiralgehäuseabschnitt 16 am anderen Ende 24 verbunden. Der Spiralgehäuseabschnitt 16 weist eine Umfangsausdehnung von wenigstens 270 und vorzugsweise von etwa 360° auf. Der Bogen des Spiralgehäuseabschnittes 16 erstreckt sich um eine Achse, die senkrecht zum Papier nach Fig. 1 verläuft. Eine Verbindungswelle 26 verbindet drehbar einen Rotor 28 der Turbine mit einem Kompressorrad 30. Die Welle 26 rotiert um die Achse des Spiralgehäuses. Der Turbinenrotor 28, der in dem Gehäuse 13 eingeschlosse ist, weist mehrere in Umfangsrichtung in Abständen angeordnete Turbinenblätter oder Schaufeln 34 auf, die sich von der zentralen Achse in radialer Richtung nach außen erstrecken. Die besondere Form und Gestalt der Schaufeln 34 kann in bekannter Weise je nach Wunsch unterschiedlich sein. Das Turbinengehäuse 13 weist auch einen Auslaß 32 auf, der in Figur 3 zu sehen ist. Die Abgase einer Brennkraftmaschine werden in die Turbine 11 eingeleitet. Sie führen dazu, daß der Turbinenrotor 28 rotiert. Wenn der Rotor 28 umläuft wird das Kompressorrad 30 mitgenommen,und zwar über die Verbindungswelle 26. Das Kompressorrad 30 liefert auf diese Weise einen relativ hohen Ladedruck für die Brennkraftmaschine.
- Nahe dem Fluideinlaß 22 ist ein Steuerventilglied 36 angeordnet. Dieses dient zur Steuerung der Gasströmung in dem Turbinengehäuse 13. Das Steuerventil 36 ist vorzugsweise ein Drehventil, das in der Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 eingepaßt ist. Das Ventil 36 weist einen Ventileinsatz 40 auf, der zwischen einer Offenstellung und einer geschlossenen Stellung bewegbar ist, um die Gasströmung durch die Turbine von variabler Strömung zu verändern und zu regeln. In der Offenstellung gemäß Fig..2 liegt der Ventileinsatz 40 bündig mit der Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 und gestattet es so, daß die Abgase durch den gesamten gekrümmten Abschnitt 14 strömen. In der geschlossenen Stellung, die in Fig. 2 gestrichelt dargestellt ist, schwenkt der Ventileinsatz 40 den Strömungsweg der Gase durch-den gekrümmten Gehäuseabschnitt 14 ein. Das Ventil-36 wird durch eine Steuereinrichtung 42 über Stift 43 und Gestänge 44 betätigt. Die Steuereinrichtung 42 kann schwenkbar an einem Ende 46 an einer festen Stützeinrichtung 48 befestigt sein, so daß.eine lineare Bewegung des Gestänges 44 in eine Drehbewegung des Steuerventils 36 umgesetzt wird. Es wird bemerkt, daß die Steuereinrichtung 42 manuell oder automatisch betätigt werden kann, wie dies im Stand der Technik bekannt ist. Die Steuereinrichtung 42 kann auch unterschiedlich ausgebildet werden, und zwar für im wesentlichen jede lineare oder nicht lineare Abhängigkeit auf Veränderungen von Maschinenparametern, z.B. der Arbeitsgeschwindigkeit,der Belastung, den Verteilereinlaßdruck, den Maschinenemissionen, der Rauchdichte der Abgase, welche die Maschine verlassen und in die Atmosphäre gelangen, von der Temperatur der Abgase oder von jeder Kombination dieser Faktoren. Zusätzlich kann die Steuereinrichtung 42 auf Parameter abgestellt werden, z.B. die Geschwindigkeit des Turbinenrotors 28 und auf die Drosselstellung.
- Von dem Steuerventil 36 erstreckt sich in beide Abschnitte des Turbinengehäuses 13 eine Teilerwand oder Trennwand 50. Die Trennwand 50 läuft in eine Spitze 52 aus, die annähernd tangential am äußeren Umfang des Turbinenrotors 28 liegt. Diese Trennwand 50 ist ein bogenförmiges Glied, das einstückig mit dem Turbinengehäuse ausgebildet sein kann und dazu dient das Turbinengehäuse 13 in einen inneren oder sekundären Fluidkanal 54 und in einen äußeren oder primären Fluidkanal 56 zu unterteilen. Vorzugsweise ist die Fläche des äußeren Fluidkanals 56 größer als die Fläche des inneren Fluidkanals 54. Insbesondere wird bevorzugt, wenn die Fläche des äußeren Fluidkanals 56 annähernd dreimal so groß ist wie die Fläche des inneren Fluidkanals 54.Wenn die Fläche des inneren und des äußeren Fluidkanals 54 bzw. 56 annähernd im Verhältnis von 1:3 stehen, schneidet der äußere Fluidkanal 56 annähernd dreimal so viel des Umfanges des Turbinenrotors 28 wie der innere Fluidkanal 54. Zusätzlich zu dieser Größendifferenz der Fluidkanäle 54 und 56 arbeitet die Trennwand 50 mit einer Innenfläche 58 des Spiralgehäuseabschnittes 16 zusammen, wie dies aus Figur 2 ersichtlich ist. Damit ergibt sich eine abnehmende Querschnittsfläche des äußeren Fluidkanals 56. Vorzugsweise nehmen die Querschnittsflächen beider Fluidkanäle 54 und 56 über den ganzen gekrümmten Gehäuseabschnitt und über den Spiralgehäuseabschnitt 14 bzw. 16 konstant ab. Dieses Merkmal liefert eine relativ gleichförmige Geschwindigkeit der Abgase beim Auftreffen auf die Turbinenschaufeln 34. Ein Drehen des Steuerventils 36 aus der Offenstellung zu einer teilweise geschlossenen Stellung führt dazu, daß die Abgase nach außen in Richtung auf_die Teilerwand 50 abgelenkt werden. Dadurch steigert sich die Geschwindigkeit der Abgase, die in den beiden inneren und äußeren Kanälen 54 und 56 strömen. Die vergrößerte Geschwindigkeit kombiniert mit dem vergrößerten Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase führt zu einer Vergrößerung der Leistung der Turbine 11.
- Eine weitere Drehung des Steuerventils 36 in die voll geschlossene Stellung, wie sie gestrichelt in Fig. 2 gezeigt ist, leitet alle strömenden Abgase durch den äußeren Kanal 56. Dies führt zu einer weiteren Vergrößerung sowohl der Geschwindigkeit als auch des durchschnittlichen Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase und maximiert die Ausgangsleistung der Turbine 11.
- Der gekrümmte Gehäuseabschnitt 14 wirkt mit einer Innenfläche 58 des Spiralgehäuseabschnittes 16 zusammen, um eine Zunge 60 mit einer Spitze 62 zu bilden. Die Spitze 62 liegt am entgegengesetzten Ende 24 des gekrümmtem Gehäuseabschnittes 14, die durch die strichpunktierte Linie angedeutet ist. Sie liegt in unmittelbarer Nähe des Umfanges des Turbinenrotors 28 und vorzugsweise tangential zu dem äußeren Umfang des Rotors. Die Zungenspitze 62 liegt in einem Winkelabstand von etwa 90° von der Spitze 52 der Trennwand 50, so daß etwa 75% des Umfangsbereiches des Turbinenrotors 28 zum äußeren Fluidkanal 56 hin freiliegt. Die Spitze 62 und die Innenfläche.58 steuern die Strömung der Abgase zwischen dem äußeren Umfang des Turbinenrotors 28 und der Zunge 60. Die Spitze 62 kontrolliert außerdem jede Strömung der Abgase im Uhrzeigersinne, welche Strömung pulsierende Wirkung auf den Turbinenrotor 28 hätte.
- Es wird nunmehr bezug genommen auf die Figuren 5 bis 7. In diesen ist eine alternative Ausführungsform für eine Turbine mit variabler Strömung gezeigt. Diese weist ebenfalls ein Steuerventil 64 auf, welches quer über den inneren Strömungskanal 54 angeordnet ist. Das Steuerventil 64 weist einen Ventileinsatz 67 auf, der innerhalb des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 auf Dichtungen 65 über ein Steuergestänge 66 nach Fig. 7 betätigbar ist. Wenn das Steuerventil 64 gedreht wird, bewegt sich der Ventileinsatz 67 zwischen der Offenstellung und der geschlossenen Stellung. In der Offenstellung nach Fig. 5 ist der Ventileinsatz 67 bündig mit der Innenfläche des gekrümmten Abschnittes 14 und gestattet, daß Abgase durch sowohl den inneren als auch den äußeren Strömungskanal 54 bzw. 56 strömen. Durch Drehung des Ventileinsatzes 67 in Richtung auf die Trennwand 51 in eine teilweise geschlossene Stellung wir ein Teil des inneren Kanals 54 gesperrt. In der voll geschlossenen Stellung, die durch gestrichelte Linien in Fig. 5 angedeutet ist, blockiert der Ventileinsatz 67 die Abgase gegenüber dem inneren Fluidkanal 54 vollständig. Dies ermöglicht sowohl eine Zunahme der Gasgeschwindigkeit als auch eine Zunahme des durchschnittlichen Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase. Dadurch wird die Ausgangsleistung der Turbine 11 erhöht. Die alternative Ausführungsform zeigt auch eine axiale Teilerwand 68, die nach Fig. 6 und 7 annähernd senkrecht zu der Trennwand 51 angeordnet ist und sich vom Fluideinlaß 22 in beiden Abschnitten 14 und 16 des Turbinengehäusss 13 nach innen erstreckt. Die axiale Teilerwand 68 unterteilt das Turbinengehäuse 13 in zwei axial getrennte Fluidströmungswege 70 und 72, wobei jeder dieser Strömungswege innere und äußere Strömungskanäle 54 und 56 aufweisen. Jeder der Strömungswege 70 und 72 ist in Fluchtung mit einer getrennten Abgasverteilerleitung, um zu verhindern, daß die pulsierenden Abgase sich mischen können, bevor sie auf die Turbinenschaufeln 34 auftreffen.
- Die neue Turbine 11 arbeitet mit den Abgasen, die von dem Abgasverteiler einer Brennkraftmaschine durch die Strömungswege 54 und 56 geleitet werden und auf die Schaufeln 34 des Turbinenrotors 28 auftreffen. Der Turbinenrotor 28 wird mit einer Geschwindigkeit angetrieben, die an die Geschwindigkeit und die Massenströmung der Abgase angepaßt ist. Die Drehgeschwindigkeit des Turbinenrotors 28 wird in Bezug gesetzt zu den Arbeitsbedingungen der Brennkraftmaschine, z.B. in Bezug auf deren Geschwindigkeit und Belastung. Die Querschnittsströmungsfläche und Form der Strömungskanäle 54 und 56 ebenso wie die Form der Trennwand 50 beeinflußt die Geschwindigkeit der Abgase und hat somit auch eine Wirkung auf die Drehgeschwindigkeit des Turbinenrotors 28. Durch eine Bemessung der Querschnittsströmungsfläche des äußeren Kanals 56 auf annähernd das Dreifache der Querschnittsströmungsfläche des inneren Kanals 54 und durch Verwendung eines gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 in Strömungsrichtung vor dem Spiralgehäuseabschnitt 16 erhält man eine bessere Steuerung der Geschwindigkeit der Abgase. Durch Schließen des Steuerventils 36 kann eine hohe Strömungsgeschwindigkeit der Gase durch den äußeren Kanal 56 bei relativ niedrigen Arbeitsgeschwindigkeiten der Brennkraftmaschine erzielt werden. Wenn der innere Strömungskanal 54 blockiert ist muß die gesamte Gasströmung durch den äußeren Strömungskanal 56 passieren. Dies stellt sicher, daß eine ausreichende Gasgeschwindigkeit erzielt wird, um den Turbinenrotor28 mit einer ausreichenden Geschwindigkeit anzutreiben, so daß das Kompressorrad 30 den Ladedruck für die Brennkraftmaschine steigern kann. Wenn die Geschwindigkeit oder die Belastung der Brennkraftmaschine zunehmen, nehmen auch.die Geschwindigkeit und die Massenströmung der Abgase zu. An einem oberen Punkt der Drehmomentkurve der Maschine führen Geschwindigkeit - und Massenströmung der Abgase dazu, daß der Turbinenrotor 28 so schnell dreht, daß entweder eine Komponente des Turboladers 10 kritische Arbeitsgrenzen überschreiten könnte und ausfällt oder der Turbolader könnte Ladedrücke erzeugen, die die Arbeitsgrenzen der . Brennkraftmaschine übersteigen. Bevor irgend eines dieser Ereignisse auftritt wird das Steuerventil 36 in Richtung auf die Offenstellung gedreht, um zu ermöglichen, daß die eintretenden Abgase durch sowohl den inneren als auch den äußeren Strömungskanal 54 bzw. 56 fließen.
- Durch teilweises Schließen des Steuerventils 36 wird die Gasströmung weiter weg von der zentralen Achse des Turbinenrotors 28 gelenkt. Dadurch wird der durchschnittliche Krümmungsradius der Massenströmung vergrößert. Die Geschwindigkeit nimmt ebenfalls zu aufgrund der Abnahme der Querschnittsfläche des gekrümmten Abschnittes 14. In jeder Stellung des Steuerventils 36 führt die Gasgeschwindigkeit senkrecht zum Krümmungsradius unmittelbar stromabwärts von dem Steuerventil 36 zu einem bestimmten Winkelmoment. Durch Schließen des Steuerventils 36 kann der Krümmungsradius des Massenflusses und die Geschwindigkeit der Abgasströmung vergrößert werden, so daß auch das Winkelmoment zunimmt. Diese Zunahme der durchschnittlichen Massengeschwindigkeit wird stromabwärts am Umfang des Turbinenrotors 28 annähernd gemäß folgender Formel festgestellt:
- In dieser Gleichung bedeuten:
- c die durchschnittliche Massengeschwindigkeit der Abgase.
- K einen konstanten Wert, der durch die Werte c und R unmittelbar stromab des Steuerventils bestimmt wird und die den gewünschten Wert von c am Umfang des Turbinenrotors erzeugt, und
- R der durchschnittliche Krümmungsradius der Massenströmung für die Abgase.
- Die oben gegebene Gleichung läßt sich auf alle Turbinen anwenden, welche einen Spiralgehäuseabschnitt aufweisen, in dem Reibung und Kompressibilität vernachlässigbar sind.
- Durch teilweises oder volles Schließen des Steuerventils 36 kann die Geschwindigkeit der Abgase, die auf die Schaufeln 34 des Turbinenrotors 28 treffen, vergrößert werden. Dies wiederum führt zu einer Vergrößerung des Energieüberschusses auf den Turbinenrotor 28 in Übereinstimmung mit der gut bekannten Turbinengleichung von Euler:
- In dieser Gleichung bedeuten:
- H die Energie, die pro Masseneinheit der Abgase auf den Turbinenrotor übertragen wird;
- U1 die Geschwindigkeit der Turbinenschaufeln 34 am Umfang des Rotors 28;
- Cu1 die Geschwindigkeit der Abgase tangential zum Umfang des Turbinenrotors 28;
- Cu2 die durchschnittliche tangentiale Massengeschwindigkeit der Abgase bei Verlassen des Rotors 28;
- U2 die Geschwindigkeit der Turbinenschaufeln 34 im Bereich des durchschnittlichen Massenradius der strömenden Abgase bei Verlassen des Rotors 28 und
- gc die Schwerkraftkonstante.
- Teilweise oder volles Schließen des Steuerventils 36 zur Vergrößerung der Geschwindigkeit des Turboladers vergrößert die Ladeluftströmung zur Brennkraftmaschine. Dies ermöglicht, daß mehr Kraftstoff in die Brennkraftmaschine zur Erzielung höherer Maschinendrehmomente und zur Verbesserung der übergangsansprechempfindlichkeit injeziert werden kann, ohne daß die Abgasrauchdichtgrenzen überschritten werden. Für Maschinenbelastungen unterhalb der maximalen Drehmomentkurve kann das Steuerventil 36 so moduliert werden, daß eine optimale Kombination von Luft/Kraftstoffverhältnis und Druckdifferential über die Maschine bei maximaler Brennkraftmschinenwirksamkeit erzielt werden kann. In gleicher Weise kann durch teilweises oder volles Öffnen des Steuerventils 36 bei hohen Maschinengeschwindigkeiten und Belastungen die Querschnittsfläche vergrößert und der durchschnittliche Krümmungsradius der Massenströmung verringert werden, um die Geschwindigkeit des Turboladers und den Ladedruck der Maschine zu überwachen.
- Es sollte bemerkt werden, daß die leitschaufelfreienj düsenartigen Turbinen nach der Erfindung Strömungen von Abgasen verarbeiten können, deren Geschwindigkeiten oberhalb Mach I liegen, ohne daß Stoßprobleme auftreten. Diese Fähigkeit, absolute Geschwindigkeiten verarbeiten zu können, welche Überschallgeschwindigkeiten überschreiten, ist bei Turbinen mit Leitschaufeln nicht vorhanden.
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