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1. WO1999000589 - SYSTEME TURBOCOMPRESSEUR POUR MOTEURS A COMBUSTION INTERNE

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[ DE ]

Brennkraftmaschinen - Turbolader - System

Die Erfindung betrifft ein Brennkraftmaschinen-Turboiader-System gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1.

Brennkraftmaschinen-Turbolader-Systeme der vorgenannten Art sind beispielsweise aus der DE 42 32 400 C1 bekannt. In den ringdüsenförmigen, vom Strömungskanal ausgehenden und auf das Turbinenrad ausmündenden Bereich ist dort ein ringförmiger Einsatz axial einschiebbar, der teilweise als Leitapparat ausgebildet ist und Leitschaufeln unterschiedlicher Anstellung aufweist, die in Abhängigkeit von der axialen Einstellage des ringförmigen Einsatzes zum Einsatz gebracht werden. Ferner weist der ringförmige, durch ein verschiebbares, rohrförmiges Hülsenteil gebildete Einsatz einen Axialbereich auf, der für den Bremsbetrieb als Sperrvorrichtung in axiale Überdeckung zum ringdüsenförmigen Eintrittsbereich gebracht wird und der bezogen auf seinen Durchtrittsquerschnitt so bemessen ist, daß er für das Abgas als Drossel den engsten, im Bremsbetrieb nicht veränderlichen Strömungsquerschnitt im Übergang auf das Turbinenrad bestimmt. Es lassen sich auf diese Weise hohe Bremsieistungen erzielen, es bereitet aber Schwierigkeiten, diese Bremsleistungen bei geringer thermischer Belastung der Brennkraftmaschine zu realisieren, insbesondere auch in geeigneter Zuordnung zur Drehzahl und über einem ausreichend breiten Drehzahlband, so daß insgesamt Schwierigkeiten bestehen, eine entsprechende Abstimmung zwischen Brennkraftmaschine und Turbolader zu finden, die diesen Forderungen gerecht wird.

Durch die Erfindung soll ein Brennkraftmaschinen-Turboiader-System geschaffen werden, das die für den Bremsbetrieb angestrebten hohen Bremsleistungen in geeigneter Zuordnung zu den für den Fahrbetrieb wesentlichen Drehzahlen des Motores bei relativ niedrigen thermischen Belastungen ermöglichen soll.

Erreicht wird dies bei Brennkraftmaschinen-Turbolader-Systemen durch eine Ausgestaltung gemäß den Merkmalen des Anspruches 1 , durch die die Turbine in ihren Hauptparametern in Bezug auf das Gesamt-Hubvolumen der Brennkraftmaschine derart festgelegt ist, daß maximale Bremsleistungen ermöglicht werden, und zwar bei vergleichsweise geringer thermischer Belastung der Brennkraftmaschine und in einem für den Betrieb von Nutzfahrzeugen geeigneten, hinreichend breiten Drehzahlbereich.

Hierbei gilt die Beziehung

TBF = Aτx ^L ,

wobei mit Aτ der bei maximaler Bremsleistung durch Sperrvorrichtung als Festdrossel und Abblaseventil freigegebene Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine bezeichnet ist, mit Dτ der Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und mit VH das Hubvolumen der Brennkraftmaschine. TBF bildet einen Turbo-Brems-Faktor, der im Rahmen der Erfindung kleiner als 0,005 (5 %o) ist und der bevorzugt bei 0,001 bis 0,003 (1-3 %o) liegt.

Bezogen auf den Auslegungspunkt der maximalen Bremsleistung ist im Rahmen der Erfindung der bei maximaler Bremsleistung freigegebene Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine gebildet durch einen einen unteren Drehzahlbereich abdeckenden von der Sperrvorrichtung im Übergang auf die Turbine freigegebenen Querschnittsanteil und einen variablen Querschnittsanteil, der gegen den Ausiegungspunkt maximaler Bremsleistung größer wird und der durch den vom Abblaseventil freigegebenen Abströmquerschnitt gebildet wird. Das Verhältnis des zusätzlichen, variablen und gegen die maximale Bremsieistung anwachsenden Querschnittsanteiles, der dem vom Abblaseventil freigegebenen Abströmquerschnitt entspricht, zu dem von der Sperrvorrichtung freigegebenen Querschnittsanteil ist für den Auslegungspunkt maximaler Bremsleistung im Rahmen der Erfindung größer 0,2, und liegt bevorzugt im Bereich zwischen 0,2 und 1. Bei kleiner Verhältniszahi ist die Bremsleistung im unteren Drehzahlbereich verhältnismäßig klein und wächst im oberen Drehzahlbereich verhältnismäßig steil an; bei großer Verhältniszahl ergibt sich eine höhere Bremsleistung schon im unteren Drehzahlbereich mit einem, im Vergleich zu kleineren Verhältniszahlen, flacheren Anstieg der Bremsieistung gegen den Punkt maximaler Bremsleistung als Auslegungspunkt. Bezogen auf das Drehzahlband des Motores beginnt der obere Drehzahlbereich, in dem der zusätzliche, variable, vom Abblaseventil bestimmte Abströmquerschnitt freigegeben ist, bei etwa 2/3 bis 3/4 der bei maximaler Bremsleistung gegebenen Drehzahl, wobei die Drehzahl, die bei maximaler Bremsieistung gegeben ist, in einem Bereich liegt, der um etwa 1/4 bis 1/3 größer als die Nenndrehzahl der Brennkraftmaschine ist, also die Drehzahl bei maximaler Leistung der Brennkraftmaschine.

Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus den Ansprüchen.

Ferner wird die Erfindung nachfolgend anhand von Zeichnungen noch näher erläutert, wobei
Figur 1 einen Schnitt durch einen Turboiader, in schematisierter Darstellung,
zeigt,
Figur 2 eine Schnittdarstellung gemäß Linie ll-ll in Figur 1, die die als Leitapparat ausgebildete Sperrvorrichtung zeigt,
Figur 3 in vergrößerter Schnittdarstellung, stark schematisiert, die Anordnung und

Ausbildung eines Abblaseventiies zeigt, und in
Figur 4 eine schematisierte Prinzipdarstellung gezeigt ist, bei der der grundsätzliche Verlauf der Bremsleistung über der Motordrehzahl bei unterschiedlichen Verhältnissen von variablem, bei maximaler Bremsleistung
zusätzlich freigegebenem Abströmquerschnitt zu bei geschlossener
Sperrvorrichtung gegebenen Strömungsquerschnitt dargestellt ist.

In den Schemadarsteliungen gemäß Figuren 1 und 2 ist mit 1 der Turbolader bezeichnet, der einen Turbinenteil 2 und einen Verdichterteil 3 umfaßt, wobei das Turbinenrad 4 über eine Welle 5 das Verdichterrad 6 antreibt. Der Turbolader t ist dem in seinen Umrissen angedeuteten Motor 7 zugeordnet und die Abgase des Motores 7 fließen vom Motor zunächst in den Strömungskanal 8 des Turbinenteiles 2 ein, der als zweiflutiger Spiralkanal das Turbinenrad 4 umschließt und über einen radialen, ringförmigen Kanal, der eine Ringdüse 9 bildet auf die Schaufeln 10 des Turbinenrades 4 ausmündet, über die die radial zuströmenden Abgase umgelenkt und einem Axialkanal 11 zugeführt werden, der in nicht weiter dargestellter Weise an das Abgassystem der Brennkraftmaschine bzw. des Fahrzeuges angeschlossen ist.

Gleichachsig zur Ringdüse 9, Turbinenrad 4 und Axialkanal 11 ist gegenüber dem den Axialkanal 11 begrenzenden Gehäuse 12 eine rohrförmige Hülse 13 gelagert, die in Richtung der gemeinsamen Achse 14 verschieblich ist und die an ihrem der Ringdüse 9 zugeordneten Ende einen durch Leitschaufeln 15 gebildeten Leitapparat 16 trägt. Der Leitapparat 16 ist durch axiale Verstellung der Hülse 13 - die Verstellmittel 17 sind im Einzelnen nicht weiter dargestellt - aus einer hier nicht gezeigten inaktiven Position, in der der Querschnitt der Ringdüse 9 frei ist, in die in Figur 1 gezeigte Stellung verschiebbar, in der der Leitapparat 16 mit seinen Leitschäufeln 15 im Querschnitt der Ringdüse liegt und dadurch als Sperrvorrichtung deren freien Strömungsquerschnitt wesentlich verengt. Für die über den Strömungskanal 8 zugeführten Abgase bildet der Leitapparat 16 damit eine im Bereich der Ringdüse 9 liegende Drosselstelle mit durch den Leitapparat bestimmten Festquerschnitt, so daß durch Einschieben des Leitapparates 16 in den Bereich der Ringdüse 9 der Zufluß der Abgase aus dem Strömungskanal 8 auf das Turbinenrad 4 gedrosselt werden kann. Dies ist für den Bremsbetrieb vorgesehen, um über den Rückstau der Abgase die Bremsleistung des Motores zu erhöhen, wobei durch die Beschaufelung zusätzlich eine Anströmung des Turbinenrades 4 sichergestellt ist, die eine ausreichende Förderleistung des Verdichters gewährleistet und gleichzeitig auch eine Grunddrehzahl des Turboladers, bei der beim Übergang vom Bremsbetrieb auf den Leistungsbetrieb ein rasches Ansprechen des Turboladers gewährleistet ist.

Figur 2 zeigt, daß die gewählte Lage und Form der Schaufeln 15 eine wesentliche Reduzierung des Strömungsquerschnittes innerhalb der Ringdüse 9 zur Folge hat wobei der von den Schaufeln 15 für das Abgas im Übergang auf die Turbine 4 freigelassene Querschnitt im wesentlichen der Schaufelzahl mal dem radialen Abstand 18 der Schaufeln im Bereich ihrer sich überlappenden Enden entspricht.

Durch das axiale Einschieben des der Hülse 13 zugeordneten Leitapparates 16 mit den Schaufeln 15 in den Ringraum der Ringdüse 9 wird wie dargelegt, eine Drosselstelle geschaffen. Die dadurch erreichte Drosselung kann, bei entsprechender Ausbildung des Leitapparates, so groß sein, daß mit zunehmendem Abgasstrom bei zunehmender Drehzahl die Brennkraftmaschine 7 zerstört würde. Um dem vorzubeugen und ein Bremsverhalten der Maschine zu erreichen, das für den Praxisbetrieb geeignet ist und das trotz hoher Bremsieistung die thermische Belastung für die Brennkraftmaschine im Bremsbetrieb gering hält ist, wie in Figur 3 beispielhaft gezeigt, dem Strömungskanal 8 ein Abblaseventil 19 zugeordnet, dessen Ventil 20 in Richtung auf seine gezeigte Schiießlage belastet ist und in der Schließlage einen Ventilsitz 21 mit seinem Ventilteller 22 abdeckt, der beide Fluten des Strömungskanales 8 anschneidet. Wird das Ventil 20 geöffnet, so kann Abgas aus beiden Fluten des Strömungskanales 8 über den Ventilsitz 21 einem Ventilraum 23 zufließen, der über einen nicht weiter dargestellten Kanal 24 an das Abgassystem der Brennkraftmaschine bzw. des Fahrzeuges angeschlossen ist, so daß über das Abblaseventil 19 bei geöffnetem Ventil 20 ein Bypass für die Abgase des Motores 7 bezogen auf deren Anströmweg zur Turbine geschaffen ist. Dieser Bypass kann abweichend vom gezeigten Ausführungsbeispiel auch auf den abströmseitigen Bereich der Schaufeln des Turbinenrades ausmünden.

Durch die vorliegende Erfindung werden Zusammenhänge zwischen Brennkraftmaschine, Turbolader und erreichbarer Bremsleistung unter der Prämisse möglichst geringer thermischer Belastung für Brennkraftmaschine und Turbolader festgelegt.

Insoweit kommt dem Eintrittsdurchmesser der Abgase auf das Turbinenrad Bedeutung zu, und es ist dieser Eintrittsdurchmesser im Ausführungsbeispiel gemäß Figuren 1 und 2 mit Dτ bezeichnet.

Ferner spielt der Strömungsquerschnitt eine Rolle, der bei maximaler Bremsleistung durch die Sperrvorrichtung im Übergang auf das Turbinenrad und das Abblaseventil im Abgasweg zur Turbine freigegeben ist. Dieser setzt sich aus einem Festanteil und einem variablen Anteil zusammen. Der Festanteil ist durch die Sperrvorrichtung, also z.B. die Geometrie des Leitapparates bestimmt, der variable Teil durch den Öffnungsgrad des Abbiaseventiles. Die Sperrvorrichtung muß nicht durch einen Leitapparat mit Leitschaufeln gebildet sein, sondern kann beispielsweise auch als Hülse gestaltet sein, die Bohrungen oder Ausschnitte entsprechenden Querschnittes aufweist.

Bei den dargestellten Ausführungsbeispielen erfolgt die Zuströmung auf das Turbinenrad auf einem einheitlichen Durchmesser, da die Ringdüse das Turbinenrad radial umschließt.

Es sind aber auch Lösungen vorstellbar und bekannt, bei denen entsprechend der Zweiflutigkeit des Strömungskanales unterschiedliche Anströmwege gegeben sind, so daß die „Ringdüse" beispielsweise einen radialen und einen halbaxialen Kanalteil umfaßt. Für diese Kanalteile sind dann unterschiedliche Eintrittsdurchmesser auf das Turbinenrad gegeben, und es kann in Anwendung der erfindungsgemäßen Lehre dann zweckmäßig sein, eine Gewichtung der Querschnittsanteile unter Berücksichtigung des jeweiligen Einthttsdurchmessers zur Bildung eines gemittelten Eintrittsdurchmessers Dτ vorzunehmen.

Der Zusammenhang, der erfindungsgemäß gegeben ist, und der zu einem Brennkraftmaschinen-Turbolader-System führt, bei dem für den Bremsbetrieb hohe Bremsieistungen mit relativ geringen thermischen Belastungen verbunden sind, stellt sich wie folgt dar:

TBF = Aτx^ ,

wobei TBF einen Turbo-Brems-Faktor bildet, der kleiner 0,005 ist, und der bevorzugt zwischen 0,001 und 0,003, insbesondere bei 0,002 liegt. Mit VH ist das Gesamtvolumen der Brennkraftmaschine bezeichnet.

Angesprochen ist bereits, daß der bei maximaler Bremsleistung durch Sperrvorrichtung und Abblaseventil freigegebene Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine quasi einen Festanteil umfaßt, der durch die Sperrvorrichtung bedingt ist, und einen variablen Anteil, der von dem Grad der Öffnung des Abbiaseventiles abhängt. Bezogen auf die maximale Bremsleistung . ist also der freie Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine wie folgt festgelegt:
AT = AD + d Vmax ,
wobei AD der durch die als Festdrossel eingesetzte Sperrvorrichtung freigelassene Querschnitt im Übergang zwischen Strömungskanal 8 und Turbinenrad ist, während mit dAV max der bei maximaler Bremsleistung vom Abbiaseventil freigegebene variable Querschnittsanteil bezeichnet ist. Das Verhältnis VF von dAvιmax zu AD ist bevorzugt größer 0,2, und es liegt insbesondere im Bereich zwischen 0,2 und 0,1 , wobei diese mit VF bezeichnete Verhältniszahl um so größer zu wählen ist, je höher die Bremsieistung schon bei niedrigen Motordrehzahlen sein soll.

Figur 4 veranschaulicht dies in einem schematisierten Diagramm, in dem die Bremsieistung P über der Motordrehzahl N aufgetragen ist, wobei die Kurve a die Verhältnisse in Bezug auf ein Brennkraftmaschinen-Turbolader-System beschreibt, bei dem über den gesamten Drehzahlbereich der Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine gleich groß gehalten ist, im Praktischen also ein Fall, bei dem bezogen auf das Ausführungsbeispiel gemäß Figuren 1 und 2 im Bremsbetrieb nur mit der Sperrvorrichtung gearbeitet würde und ein Abblaseventil nicht vorhanden wäre. Der Kurvenzug b schneidet sich mit dem Kurvenzug a im Auslegungspunkt Pmax auf maximale Bremsleistung, liegt aber über dem Kurvenzug a und veranschaulicht eine Maschinenauslegung, bei der im niedrigen Motordrehzahlbereich schon eine höhere Bremsieistung angestrebt ist, und bei der somit, bezogen auf eine analoge Maschinenkonfiguration und gleiche Abgasmengen, im unteren Drehzahibereich ein kleinerer Strömungsquerschnitt im Abgasweg zur Turbine gegeben sein muß. Dieser Auslegung mit kleinerem Strömungsquerschnitt im unteren Drehzahlbereich entspricht eine Vergrößerung des variablen Querschnittsanteils für den oberen Drehzahibereich, da ansonsten die maximale Bremsleistung bei einem niedrigerem Motordrehzahlniveau erreicht werden würde. Der Beginn der Öffnung des Abblaseventils ist bei P0 angedeutet; ohne Zuschalten des variablen Abströmquerschnittes dAv ergäbe sich, von P0 ausgehend, der strichlierte, steilere Kurvenverlauf.

Der Kurvenzug c stellt eine weitere Variante mit noch höherer Bremsleistung im unteren Drehzahlbereich dar, und gleiche Grundauslegung der Maschine unterstellt muß der variable Anteil des Strömungsquerschnittes für den oberen Drehzahlbereich größer sein als im Falle b, wenn die maximale Bremsleistung Pmax bei der gleichen Motordrehzahl erreicht werden soll. Auch hier ist, analog zum Kurvenzug b, der Zuschaltpunkt für den variablen Anteil, also der Zuschaltpunkt für das Abblaseventil mit P0 bezeichnet, wobei das Abbiaseventil vom Zuschaltpunkt an bis zum Pmax immer weiter aufgemacht wird.

Die Zuschaltung des variablen Abströmquerschnittes dAv erfolgt also mit zunehmendem variablen Anteil am Gesamtöffnungsquerschnitt bzw. höher liegender Bremsleistung im unteren Drehzahlbereich bevorzugt jeweils bei niedrigeren Drehzahlen, um eine gleichmäßige Steigerung der Bremsleistung über der Motordrehzahl zu gewährleisten.

In Bezug auf das Brennkraftmaschinen-Turbolader-System wird die maximale Bremsleistung zweckmäßig erweise in einem Motordrehzahlbereich erreicht, der oberhalb des Bereiches der Nenndrehzahl des Motores, also der Drehzahl des Motores bei maximaler Leistung iiegt. Liegt die Nenndrehzahl bei 1800 Umdrehungen, so kann die Motordrehzahl bei maximaler Bremsieistung beispielsweise im Bereich von 2300 Umdrehungen pro Minute iiegen, wobei dies eine bevorzugte Auslegung darstellt. Der obere Drehzahlbereich, in dem ein zusätzlicher, variabler, mit der Drehzahl wachsender Abströmquerschnitt freigegeben ist, beginnt zweckmäßigerweise etwa bei 2/3 bis 3/4 der bei maximaler Bremsleistung gegebenen Drehzahl, wobei die Größe des variablen Querschnittanteils bevorzugt kontinuierlich drehzahlabhängig bis zum Erreichen der maximalen Bremsleistung anwächst, die den Bezugspunkt für die vorstehend erläuterte Auslegung des Systemes auf maximale Bremsleistung bei möglichst geringer thermischer Belastung bildet.