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WO2006018189A1 - Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine - Google Patents

Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine Download PDF

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WO2006018189A1
WO2006018189A1 PCT/EP2005/008635 EP2005008635W WO2006018189A1 WO 2006018189 A1 WO2006018189 A1 WO 2006018189A1 EP 2005008635 W EP2005008635 W EP 2005008635W WO 2006018189 A1 WO2006018189 A1 WO 2006018189A1
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WO
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turbine
turbine wheel
internal combustion
combustion engine
exhaust gas
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Ceased
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PCT/EP2005/008635
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English (en)
French (fr)
Inventor
Wolfram Schmid
Siegfried Sumser
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mercedes Benz Group AG
Original Assignee
DaimlerChrysler AG
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Publication date
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Ceased legal-status Critical Current

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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
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/04—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines
    • F01D5/043—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines of the axial inlet- radial outlet, or vice versa, type
    • F01D5/048—Form or construction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
    • F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
    • F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/70—Shape
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • the guide grid comprises a plurality of guide vanes distributed over the circumference of the guide grid.
  • the turbine blades of the turbine wheel are formed in such a way that the first natural frequency of each turbine blade depending on the number of guide vanes and the maximum supercharger speed follows an inequality and does not exceed a certain limit. This ensures that the first natural frequency of each turbine blade has a sufficient distance to the excitation frequency, which is calculated by multiplying the number of blades on the guide grid and the maximum supercharger speed in engine braking operation.
  • the invention is based on the problem to provide an exhaust gas turbocharger with a guide grid or a free annular nozzle without guide grid and with a thin-bladed turbine wheel, which has a high rigidity and high strength.
  • Turbine wheel blading the so-called fundamental tone to put on the maximum operating speed of the exhaust gas turbocharger in engine braking mode. If the operation of the exhaust gas turbocharger in resonance to this natural frequency, this can damage due to vibration fractures both in the exit region of the blade on a
  • Turbinenradaustrittskante as well as in the inlet region at a turbine wheel leading edge.
  • Turbine wheel leading edge to a blade height of a vane of a guide grid or a nozzle height of a free annular nozzle in relation to each other said ratio is greater than 2.0.
  • a ratio of a rear wall diameter of the turbine wheel to the turbine wheel inlet diameter is within a certain range, whereby a relative movement of the turbine blades is made possible with a vibration excitation of the turbine blades to each other. Furthermore, due to the not drawn up to Turbinenradeintritt rear wall of the turbine wheel an advantageous effect on the damping properties of the turbine wheel.
  • the turbine wheel diameter in an optimized engine turbocharger system is advantageously in a certain size ratio to the displacement of the internal combustion engine.
  • a free Strömungsgueritess which is located in a transition from a spiral channel of the turbine to the turbine, results in a turbo braking factor, which at maximum braking power in engine braking operation of a multiplication of the free flow cross-section with the inlet diameter of the turbine wheel and division with the displacement calculated internal combustion engine, which is in particular less than 0.006, possibly even less than 0.003.
  • this optimized value of the turbo-braking factor it is ensured that with maximum achievable engine braking power, the thermal load on the internal combustion engine and the exhaust-gas turbocharger is comparatively low.
  • the high engine braking powers and associated thermal and mechanical loads occurring with these turbo-braking factors can be absorbed by the turbine wheel without damage.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a detail of a turbine wheel and a vane of an exhaust gas turbocharger according to the invention
  • FIG. 2 is a schematic plan view of the turbine wheel of the exhaust gas turbocharger according to the invention.
  • Fig. 3 shows a turbine wheel of the exhaust gas turbocharger according to the invention
  • FIG. 4 shows a twin-flow turbine of the exhaust gas turbocharger according to the invention.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a detail of a turbine wheel 1 of a turbine 14 shown in FIG. 4 of an exhaust gas turbocharger, not shown in an exhaust duct, not shown, of an internal combustion engine, not shown, which is for example a gasoline or a diesel engine, mapped ,
  • the turbine wheel 1 with a turbine wheel inlet diameter D ⁇ has a turbine hub 2.
  • a turbine hub 2 which forms a rotationally fixed connection with the turbine hub 2, the turbine wheel 1 is rotatably coupled with a compressor, not shown in a non-illustrated intake of the engine and is driven by the turbine 1.
  • the compressor compresses sucked combustion air, which is supplied via not shown inlet ducts of the internal combustion engine.
  • the turbine wheel 1 is delimited by a turbine housing 4.
  • turbine blades 3 projecting approximately radially from the turbine hub 2 are arranged at uniform intervals, with only one turbine blade 3 being illustrated by way of example in FIG.
  • the turbine hub 2 has at its larger diameter end a turbine rear wall 5 with a diameter D 3 .
  • a turbine wheel inlet edge 6 of the turbine blade 3 is located perpendicular to the turbine wheel rear wall 5 at a distance H from the diameter D 8 of the turbine wheel rear wall 5.
  • the guide grid 7 is adjustable, so that via the guide grid 7, a free flow cross section A ⁇ , which is in a transition from a spiral channel 15 shown in FIG. 4 of the turbine 14 is located on the turbine 1 is adjustable.
  • This free flow cross-section A ⁇ determines the velocity of a flow medium and thus an inlet velocity of the flow medium into the turbine wheel 1 and thus also the rate of occurrence on a turbine blade 3 of the turbine wheel 1.
  • An arrow 9 represents the flow direction of the flow medium.
  • FIG. 2 shows the schematic plan view of a turbine blade 3 of the turbine wheel 1 of the exhaust gas turbocharger according to the invention.
  • a tangent 10 of the turbine blade 3 encloses an angle with a plane of the turbine wheel rear wall 5, the so-called
  • Rake angle ⁇ is advantageously less than 50 °.
  • S ER true length of the turbine wheel inlet edge 6 runs. The rotation of the turbine wheel 1 takes place in the direction of rotation 12.
  • the true length S ER of the turbine wheel leading edge 6 has a value of at least one quarter of the turbine wheel diameter D ⁇ and is at least twice as large as the blade height h Le or, in the case of a free annular nozzle, the height of the free annular nozzle.
  • the greater the ratio of the true length of the turbine wheel inlet edge S ER to the blade height h Le the more a pressure peak of a flow of the flow medium is reduced to the turbine blade 3.
  • Turbine wheel blading is exceeded at a maximum speed of the exhaust gas turbocharger.
  • Advantageously, thereby thin turbine blades 3 are used, which are operable damage-free under very high loads.
  • a ratio DD of the diameter D 5 of Turbinenrad Wegwand 5 to the turbine wheel inlet diameter D ⁇ is set within a range of values, which has the value of 0.6 as the minimum ratio and the value 0, 95 as the maximum ratio.
  • Fig. 3 the turbine wheel 1 of the exhaust gas turbocharger is shown to further illustrate the exhaust gas turbocharger according to the invention.
  • the turbine 14 is formed as a double-flow asymmetric turbine.
  • the turbine may also be designed as a single-flow turbine or a symmetrical multi-flow turbine.
  • a sizing rule may be considered. This dimensioning rule supports the design of the free flow cross-section A ⁇ and the
  • Ingress diameter D ⁇ of the turbine wheel 1 as a function of a stroke volume of the internal combustion engine which can be calculated as the sum of the difference volumes between the smallest and largest volumes of the combustion chambers of the internal combustion engine, in particular a reciprocating internal combustion engine.
  • a braking braking factor TBF is determined according to the relationship during braking operation at maximum braking power of the internal combustion engine
  • TBF A ⁇ • - V H determined, which is to achieve high braking performance while maintaining allowable load limits less than 0.006, in particular less than 0.003.

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Abstract

Es wird ein Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine mit einem Verdichter im Ansaugtrakt und einer Turbine im Abgastrakt der Brennkraftmaschine vorgestellt, wobei der Verdichter mit der Turbine über eine drehfeste Welle verbunden ist. Die wahre Länge der Turbinenradeintrittskante und der Turbinenradeintrittsdurchmesser der Turbine sowie die wahre Länge der Turbinenradeintrittskante und die Höhe der leitschaufeln stehen jeweils in einem bestimmten Verhältnis zueinander und weisen einen die Steifigkeit und die Festigkeit des Turbinenrades sichernden minimalen Wert auf.

Description

Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Aus der gattungsgemäßen Druckschrift DE 102 12 032 Al geht ein Abgasturbolader mit einem Leitgitter hervor. Das Leitgitter umfasst eine Mehrzahl über den Umfang des Leitgitters verteilte Leitschaufeln. Die Turbinenschaufeln des Turbinenrades sind in der Weise ausgebildet, dass die erste Eigenfrequenz jeder Turbinenschaufel in Abhängigkeit der Anzahl der Leitschaufeln des Leitgitters und der maximalen Laderdrehzahl einer Ungleichung folgt und einen bestimmten Grenzwert nicht überschreitet. Damit ist sichergestellt, dass die erste Eigenfrequenz jeder Turbinenschaufel einen ausreichenden Abstand zur Anregungsfrequenz aufweist, welche durch Multiplikation der Schaufelanzahl am Leitgitter und der maximalen Laderdrehzahl im Motorbremsbetrieb berechnet wird. Dieser Abstand zwischen Eigenfrequenz und Anregungsfrequenz stellt sicher, dass bei maximaler Motorbremsleistung, bei der die thermodynamische Belastung des Turbinenrades ein Maximum erreicht, keine zusätzliche Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln stattfindet. Die Bruchgefahr ist somit deutlich reduziert und damit die Lebensdauer des Turbinenrades erhöht. Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, einen Abgasturbolader mit einem Leitgitter oder einer freien Ringdüse ohne Leitgitter und mit einem dünnschaufeligen Turbinenrad zu schaffen, welches eine hohe Steifigkeit und eine hohe Festigkeit aufweist.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche enthalten zweckmäßige Weiterbildungen.
Grundsätzlich wird bei der Entwicklung der Abgasturbolader darauf geachtet eine erste Eigenfrequenz der
Turbinenradbeschaufelung, den sogenannten Grundton, über die maximale Betriebsdrehzahl des Abgasturboladers im Motorbremsbetrieb zu legen. Erfolgt der Betrieb des Abgasturboladers in Resonanz zu dieser Eigenfrequenz, kann dies zu Schäden durch Schwingungsbrüche sowohl im Austrittsbereich der Schaufel an einer
Turbinenradaustrittskante als auch im Eintrittsbereich an einer Turbinenradeintrittskante führen. Zur Problemlösung wird vorgeschlagen, eine wahre Länge der Turbinenradeintrittskante zum Durchmesser eines Turbinenradeintritts in ein Verhältnis zueinander zu setzen, wobei das Verhältnis größer ist als 0,25. Des Weiteren wird die wahre Länge der
Turbinenradeintrittskante zu einer Schaufelhöhe einer Leitschaufel eines Leitgitters oder einer Düsenhöhe einer freien Ringdüse in ein Verhältnis zueinander gesetzt, wobei dieses Verhältnis größer ist als 2,0. Mit Hilfe dieser Beziehungen ist sichergestellt, dass mindestens die erste Eigenfrequenz der Turbinenradbeschaufelung bei der maximalen Drehzahl des Abgasturboladers bei niederen Anregungsintensitäten überschritten wird. Dadurch sind dünnschaufelige Turbinenräder einsetzbar, die unter sehr hohen Belastungen schadensfrei betreibbar sind.
In einer weiterführenden Ausgestaltung nach Anspruch 2 liegt ein Verhältnis eines Rückwanddurchmessers des Turbinenrades zum Turbinenradeintrittsdurchmesser innerhalb eines bestimmten Bereiches, wodurch bei einer Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln eine Relativbewegung der Turbinenradschaufeln zueinander ermöglicht wird. Des Weiteren ergibt sich aufgrund der nicht bis zum Turbinenradeintritt hochgezogenen Rückwand des Turbinenrades ein vorteilhafter Einfluss auf die Dämpfungseigenschaften des Turbinenrades.
In einer weiterführenden Ausgestaltung nach Anspruch 3 steht der Turbinenraddurchmesser in einem optimierten Brennkraftmaschinen-Turboladersystem vorteilhaft in einem bestimmten Größenverhältnis zum Hubvolumen der Brennkraftmaschine. Unter zusätzlicher Berücksichtigung eines freien Strömungsguerschnitts, welcher sich in einem Übergang von einem Spiralkanal der Turbine auf das Turbinenrad befindet, ergibt sich ein Turbobremsfaktor, der sich bei maximaler Bremsleistung im Motorbremsbetrieb aus einer Multiplikation des freien Strömungsquerschnitts mit dem Eintrittsdurchmesser des Turbinenrades und Division mit dem Hubvolumen der Brennkraftmaschine errechnet, der insbesondere kleiner ist als 0,006, gegebenenfalls sogar kleiner ist als 0,003. Bei diesem optimierten Wert des Turbobremsfaktors ist sichergestellt, dass bei maximal erreichbarer Motorbremsleistung die thermische Belastung der Brennkraftmaschine und des Abgasturboladers vergleichsweise gering ist . Die bei diesen Turbobremsfaktoren auftretenden hohen Motorbremsleistungen und damit einhergehenden thermischen und mechanischen Belastungen können von dem Turbinenrad schadensfrei aufgenommen werden. Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungen der Erfindung sind den Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Dabei zeigen:
Fig. 1 eine schematisierte Darstellung eines Ausschnitts eines Turbinenrades und einer Leitschaufel eines erfindungsgemäßen Abgasturboladers,
Fig. 2 eine schematisierte Draufsicht auf das Turbinenrad des erfindungsgemäßen Abgasturboladers,
Fig. 3 ein Turbinenrad des erfindungsgemäßen Abgasturboladers und
Fig. 4 eine zweiflutige Turbine des erfindungsgemäßen Abgasturboladers.
In Fig. 1 ist eine schematisierte Darstellung eines Ausschnitts eines Turbinenrades 1 einer in Fig. 4 dargestellten Turbine 14 eines nicht näher dargestellten Abgasturboladers in einem nicht näher dargestellten Abgastrakt einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine, welche zum Beispiel ein Otto- oder ein Dieselmotor ist, abgebildet.
Das Turbinenrad 1 mit einem Turbinenradeintrittsdurchmesser Dτ weist eine Turbinenradnabe 2 auf. Über eine nicht näher dargestellte Welle, welche mit der Turbinenradnabe 2 eine drehfeste Verbindung bildet, ist das Turbinenrad 1 mit einem nicht näher dargestellten Verdichter in einem nicht näher dargestellten Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine drehfest gekoppelt und wird vom Turbinenrad 1 angetrieben. Der Verdichter komprimiert angesaugte Verbrennungsluft, welche über nicht näher dargestellte Einlasskanäle der Brennkraftmaschine zugeführt wird. Das Turbinenrad 1 wird von einem Turbinengehäuse 4 begrenzt.
Um den Umfang der Turbinenradnabe 2 sind in gleichmäßigen Abständen etwa radial von der Turbinenradnabe 2 abstehende Turbinenschaufeln 3 angeordnet, wobei in Fig. 1 exemplarisch nur eine Turbinenschaufel 3 abgebildet ist.
Die Turbinenradnabe 2 weist an ihrem durchmessergrößeren Ende eine Turbinenradrückwand 5 mit einem Durchmesser D3 auf. Eine Turbinenradeintrittskante 6 der Turbinenschaufel 3 befindet sich senkrecht zur Turbinenradrückwand 5 in einem Abstand H vom Durchmesser D8 der Turbinenradrückwand 5.
Im Turbinengehäuse 4 ist stromauf der
Turbinenradeintrittskante G der Turbinenschaufel 3 ein Leitgitter 7 mit einer Schaufelhöhe hLe einer nicht näher dargestellten Leitschaufel und einer Leitgitteraustrittskante 8 angeordnet. Das Leitgitter 7 ist verstellbar, so dass über das Leitgitter 7 ein freier Strömungsquerschnitt Aτ, welcher sich in einem Übergang von einem in Fig. 4 dargestellten Spiralkanal 15 der Turbine 14 auf das Turbinenrad 1 befindet einstellbar ist. Dieser freie Strömungsquerschnitt Aτ bestimmt die Geschwindigkeit eines Strömungsmediums und damit eine Eintrittsgeschwindigkeit des Strömungsmediums in das Turbinenrad 1 und damit auch die Auftrittsgeschwindigkeit auf eine Turbinenschaufel 3 des Turbinenrades 1. Ein Pfeil 9 stellt die Strömungsrichtung des Strömungsmediums dar.
Über einen entsprechend angelegten Spiralkanal 15 mit einer freien Ringdüse, also ohne Leitgitter 7, ist eine analoge Wirkung in der Turbine 14 auf die Geschwindigkeit des Strömungsmediums erzielbar. Fig. 2 zeigt die schematische Draufsicht auf eine Turbinenschaufel 3 des Turbinenrads 1 des erfindungsgemäßen Abgasturboladers. Um eine schlagähnliche Beanspruchung der Turbinenschaufel 3 zu verringern, schließt eine Tangente 10 der Turbinenschaufel 3 mit einer Ebene der Turbinenradrückwand 5 einen Winkel, den so genannten
Rakewinkel γ ein. Dieser Rakewinkel γ ist vorteilhaft kleiner als 50°. Entlang der Tangente 10 der Turbinenschaufel 3 verläuft eine wahre Länge SER der Turbinenradeintrittskante 6. Die Rotation des Turbinenrades 1 erfolgt in Drehrichtung 12.
Die wahre Länge SER der Turbinenradeintrittskante 6 weist erfindungsgemäß einen Wert von mindestens einem Viertel des Turbinenraddurchmessers Dτ auf und ist mindestens doppelt so groß wie die Schaufelhöhe hLe oder bei einer freien Ringdüse die Höhe der freien Ringdüse. Je größer das Verhältnis der wahren Länge der Turbinenradeintrittskante SER zur Schaufelhδhe hLe ist, umso mehr wird eine Druckspitze einer Strömung des Strömungsmediums auf die Turbinenschaufel 3 abgebaut.
Mit Hilfe dieser Beziehungen ist sichergestellt, dass mindestens die erste Eigenfrequenz einer
Turbinenradbeschaufelung bei einer maximalen Drehzahl des Abgasturboladers überschritten wird. Vorteilhafterweise sind dadurch dünne Turbinenschaufeln 3 einsetzbar, die unter sehr hohen Belastungen schadensfrei betreibbar sind.
Um bei einer Schwingungsanregung der Turbinenschaufeln 3 infolge einer bestimmten Abgasturboladerdrehzahl eine Relativbewegung der Turbinenschaufeln 3 zueinander zu ermöglichen ist ein Verhältnis DD des Durchmessers D5 der Turbinenradrückwand 5 zu dem Turbineradeintrittsdurchmesser Dτ innerhalb eines Wertebereiches zu legen, der als minimales Verhältnis den Wert 0,6 und als maximales Verhältnis den Wert 0, 95 aufweist.
In Fig. 3 ist zur weiteren Veranschaulichung des erfindungsgemäßen Abgasturboladers das Turbinenrad 1 des Abgasturboladers dargestellt.
In Fig. 4 ist die Turbine 14 als eine zweiflutige asymmetrische Turbine ausgebildet . Alternativ zu der zweiflutigen asymmetrischen Bauweise der Turbine 14, kann die Turbine auch als eine einflutige Turbine oder eine symmetrische mehrflutige Turbine ausgebildet sein.
Um die Turbinenradbelastung, insbesondere die thermische Belastung, im Motorbremsbetrieb unter Verwendung von Abgasturbinen mit variabler Turbinengeometrie nicht zu überschreiten, kann eine Dimensionierungsregel berücksichtigt werden. Diese Dimensionierungsregel unterstützt die Auslegung des freien Strömungsquerschnitts Aτ und des
Eintrittsdurchmessers Dτ des Turbinenrades 1 in Abhängigkeit eines Hubvolumens der Brennkraftmaschine, welches als Summe der Differenzvolumina zwischen kleinstem und größtem Volumen der Brennräume der Brennkraftmaschine, insbesondere eine Hubkolben-Brennkraftmaschine errechenbar ist. Entsprechend dieser Dimensionierungsregel wird im Bremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der Brennkraftmaschine ein Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
Dτ
TBF = Aτ • — VH ermittelt, der zur Erreichung hoher Bremsleistungen bei gleichzeitiger Einhaltung zulässiger Belastungsgrenzen kleiner als 0,006, insbesondere kleiner als 0,003 ist.

Claims

Patentansprüche
Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine, mit einem im Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine angeordneten Verdichter und einer im Abgasstrang der Brennkraftmaschine angeordneten Turbine (14) , welche Turbinenschaufeln (3) und ein Leitgitter (7) mit Leitschaufeln mit einer Schaufelhöhe (hLe) oder eine freie Ringdüse ohne Leitschaufeln mit einer Düsenhöhe
(hLe) aufweist, wobei die Turbine (14) einen Turbinenradeintrittsdurchmesser (Dτ) sowie eine wahre Länge (SER) einer Turbinenradeintrittskante (6) besitzt, dadurch gekennzeichnet, dass die wahre Länge (SER) der Turbinenradeintrittskante
(6) zu dem Turbinenradeintrittsdurchmesser (Dτ) der Turbine (14) ein Verhältnis SD gemäß der Beziehung g
SD = -5^- aufweist und Dτ
SD größer ist als 0,25 und die wahre Länge (SER) der Turbinenradeintrittskante (6) mit der Schaufelhöhe (hLe) der Leitschaufei des Leitgitters (7) oder der Düsenhöhe (hLe) der freien Ringdüse ein Verhältnis Sh gemäß der Beziehung g Sh = -^- aufweist und
Sh größer ist als 2,0. Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach Anspruch
1, dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchmesser (D8) der Turbinenradrückwand (5) des Turbinenrades (1) mit dem Turbinenradeintrittsdurchmesser (Dτ) ein Verhältnis DD gemäß der Beziehung
Ds
DD = -s- Dτ bildet und DD in folgendem Wertebereich liegt: 0,6 < DD < 0,95
Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine nach Anspruch
1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass im Bremsbetrieb bei maximaler Bremsleistung der
Brennkraftmaschine ein freier Strömungsquerschnitt (Aτ) , welcher sich in einem Übergang von einem Spiralkanal (15) der Turbine (14) auf das Turbinenrad (1) befindet, der
Turbinenradeintrittsdurchmesser (Dτ) und ein Hubvolumen
(V11) der Brennkraftmaschine in folgender Beziehung zueinander stehen und einen Turbobremsfaktor TBF gemäß der Beziehung
TBF = Aτ • -^
bilden, wobei der Turbobremsfaktor TBF kleiner als 0,006 ist.
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