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WO2010043298A1 - Turboladeranordnung - Google Patents

Turboladeranordnung Download PDF

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Publication number
WO2010043298A1
WO2010043298A1 PCT/EP2009/006825 EP2009006825W WO2010043298A1 WO 2010043298 A1 WO2010043298 A1 WO 2010043298A1 EP 2009006825 W EP2009006825 W EP 2009006825W WO 2010043298 A1 WO2010043298 A1 WO 2010043298A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
turbocharger
compressor
housing
diffuser
air
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2009/006825
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Manfred Stute
Michael Stiller
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
Daimler AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daimler AG filed Critical Daimler AG
Publication of WO2010043298A1 publication Critical patent/WO2010043298A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/013—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/004—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust drives arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
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    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
    • F04D25/04—Units comprising pumps and their driving means the pump being fluid-driven
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2220/00—Application
    • F05B2220/40—Application in turbochargers
    • 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 a turbocharger arrangement for an internal combustion engine of a motor vehicle according to the preamble of patent claim 1.
  • Such a two-stage turbocharger arrangement is known for example from DE 10 2006 015253 A1.
  • two turbochargers are connected in series, wherein the precompressed by the compressor of a first turbocharger air is supplied to an air inlet opening of the second turbocharger and is further compressed by the compressor wheel.
  • particularly high boost pressures and thus also particularly good efficiencies of the associated internal combustion engine can be achieved.
  • a multistage charge of the type mentioned makes it possible to achieve higher exhaust gas recirculation rates without losses in terms of the specific power of the associated internal combustion engine occurring. As a result, the emission values of the internal combustion engine can be further reduced.
  • Such a turbocharger arrangement for an internal combustion engine of a motor vehicle comprises two turbochargers connected in series for compressing charge air.
  • an air outlet opening of the compressor side of the first turbocharger is connected to an air inlet opening of the compressor side of the second turbocharger.
  • charge air compressed by a compressor wheel of the first turbocharger passes via a radial diffuser extending radially with respect to the compressor wheel and an inner manifold connected downstream thereof into an axial diffuser extending axially with respect to the compressor wheel.
  • Both radial diffuser and internal manifold and axial diffuser are arranged within the housing of the first turbocharger.
  • a collecting spiral of the first turbocharger can also be displaced in the axial direction compared with conventional turbochargers so that the axial offset between the air outlet opening of the first turbocharger and the air inlet opening of the second turbocharger is compared in a turbocharger arrangement according to the invention is reduced with the prior art. This allows easier flow guidance between the two turbochargers and reduces the pressure losses of the compressed charge air in this area.
  • the axial diffuser advantageously additionally achieves a reduction in the flow velocity of the charge air compressed in the low-pressure stage, so that pressure losses due to flow are further reduced.
  • the flow is accelerated in the region of the 90 ° deflection in order to reduce local losses there.
  • the inner wall of the axial diffuser runs parallel to an axis of rotation of the compressor wheel of the first turbocharger. In other words, the inner wall of the axial diffuser forms the outer surface of a cylinder.
  • the outer surface of the axial diffuser is preferably arranged at an angle to the inner wall, wherein a flow cross-section of the axial diffuser widens in the flow direction of the charge air flowing through it.
  • the axial diffuser thus assumes an overall substantially conical shape, so that the desired reduction of the flow velocity can be achieved in order to achieve low flow velocities in the compressor-external manifold. Due to the concern of the flow in the axial diffuser on the outer wall is additionally advantageously achieved by the centrifugal force of the flow favoring the three components of the flow.
  • the inventive arrangement of radial diffuser, inner manifold and axial diffuser in the housing of the first turbocharger, the resulting increased flow area can also be used to advantage to achieve a precooling of the pre-compressed charge air.
  • at least one coolant channel may be provided in the vicinity of the radial diffuser and / or the inner manifold and / or the axial diffuser in the housing of the first turbocharger.
  • the so-improved intercooler allows a further increase in performance of the associated engine, since higher air mass flows can be used to charge the engine.
  • the arrangement of the at least one coolant channel, in particular in the vicinity of the compressor wheel or the radial diffuser enables particularly efficient cooling, since the highest heat transfers can be achieved there.
  • the axial diffuser opens into a spiral-shaped collecting channel with an air outlet opening.
  • This air outlet opening represents the transition point between the low-pressure and the high-pressure stage of the turbocharger arrangement and serves to connect an external manifold for connecting the second turbocharger.
  • the axial diffuser Due to the low flow velocities which are achieved by the axial diffuser according to the invention, it is also possible in a further preferred embodiment to allow the axial diffuser to open directly into a collecting container which is directly connected to an air inlet opening of the second turbocharger.
  • the second turbocharger thus draws the charge air directly from the reservoir, whereby an external manifold assembly between the first and the second turbocharger is unnecessary. This in turn, improves the overall performance of the turbocharger assembly as pressure losses are further minimized.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a turbocharger arrangement according to the prior art
  • Fig. 2 is a perspective view of a turbocharger according to the
  • Fig. 3 is a sectional view of an embodiment of a first turbocharger for a turbocharger assembly according to the invention.
  • FIG. 1 the principle of multistage charging of an internal combustion engine 10, which is a four-cylinder in-line engine, is illustrated schematically.
  • the four cylinders 12 of the internal combustion engine is supplied via an intake manifold 14 using a turbocharger 16 charge air.
  • the exhaust gas of the internal combustion engine 10 from the four cylinders 12 is collected in an exhaust manifold 18, wherein a portion of the exhaust gas via an exhaust gas recirculation cooler 20 and a control valve 22 is returned to the intake manifold 14.
  • an exhaust gas recirculation cooler 20 and a control valve 22 is returned to the intake manifold 14.
  • a further part of the exhaust gas is supplied via a first exhaust gas line 24 to a turbine 26 of a high-pressure exhaust gas turbocharger 28. This drives via a turbine shaft 30 a If necessary, via a second exhaust pipe 34, controlled by a control valve 36, the exhaust gas are passed to the high-pressure turbocharger 28. Exhaust from the turbine 26 of the high pressure exhaust gas turbocharger 28 is further directed to a turbine 38 of the turbocharger 40 of the low pressure stage of the turbocharger assembly 16. This turbine 38 drives the low-pressure compressor 44 via a further turbine shaft 42.
  • Charge air sucked in via an intake line 46 is thus initially precompressed by the first turbocharger 40, ie the low-pressure stage in the low-pressure compressor 44 and fed via a further charge air line 48 to the supercharger 28 where it is further compressed in the compressor 32 of the high pressure stage and finally passed through a charge air cooler 50 in the intake manifold 14.
  • the first turbocharger 40 ie the low-pressure stage in the low-pressure compressor 44
  • a further charge air line 48 to the supercharger 28 where it is further compressed in the compressor 32 of the high pressure stage and finally passed through a charge air cooler 50 in the intake manifold 14.
  • FIG. 2 shows such a turbocharger assembly 16 in a perspective view.
  • Charge air flows in the direction of arrow 52 first into an intake opening 54 of the low-pressure turbocharger 40, is compressed there and passes through a spiral channel 56 to an air outlet opening 58 of the low-pressure turbocharger 40.
  • the high pressure stage 28 of the turbocharger assembly 16 is arranged so that the turbine shafts 30 and 42 of the two turbochargers 28 and 40 are parallel to each other.
  • the air outlet opening 58 of the turbocharger 40 of the low-pressure stage has an axial offset from the air inlet opening 60 of the high-pressure stage turbocharger 28.
  • a connecting line 62 is necessary which has a first 90 ° bend 64 and a 180 ° bend 66 connected thereto.
  • high pressure losses occur in the charge air duct between the turbocharger 40 of the low pressure stage and the turbocharger 28 of the high pressure stage.
  • Via a spiral channel ?? 66 ?? the high-pressure charge air finally reaches the outlet opening 68 of the turbocharger 28 of the high-pressure stage and is forwarded in the direction of the arrow 70 to the intake tract 14.
  • exhaust gas flows in the direction of the arrow 72 into an exhaust gas inlet opening 74 of the high-pressure turbocharger 28, and drives the compressor wheel of the turbocharger 28, also not shown, via the turbine located inside the housing and therefore not visible in the drawing a manifold 76 is discharged exhaust gas flowing in a spiral channel 78 of the turbocharger 40 and drives there the turbine 38 for driving the compressor wheel 44 via an exhaust gas discharge port 80, the exhaust gas finally flows in the direction of arrow 82 from the turbocharger 40 and is further components of the exhaust system fed.
  • the invention proposes to provide a modified charge air guide in the housing 84 of the turbocharger 40 of the low pressure stage of the turbocharger assembly 16.
  • FIG. 3 An embodiment is shown for this purpose in a schematic sectional view in Figure 3.
  • Charge air flows in the direction of the arrow 52 on the compressor wheel 86 of the compressor side 44 of the turbocharger 40 of the low-pressure stage.
  • the arrangement shown is symmetrical to the axis 88, which at the same time represents the axis of rotation of the turbine shaft 42, from which the compressor wheel 86 is also supported.
  • the boosted charge air is first introduced radially in the direction of the arrow 90 into a radial diffuser 92.
  • the internal air 98 of the axial diffuser runs parallel to the axis of symmetry 88 of the turbocharger 44.
  • the outer wall 100 of the axial diffuser encloses an angle .alpha.
  • Such an embodiment of the turbocharger 44 has the advantage that the air outlet opening 58 of the turbocharger 44 is displaced in the axial direction relative to the arrangement shown in FIG. 2, which corresponds to the prior art.
  • the offset between the air outlet opening 58 of the turbocharger 40 of the low-pressure stage and the air inlet opening 60 of the high-pressure stage turbocharger 28 is thus lower, which allows the use of a simplified manifold between said openings.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Turboladeranordnung (16) für eine Brennkraftmaschine (10) eines Kraftwagens, mit zwei in Serie geschalteten Turboladern (28, 40) zum Verdichten von Ladeluft, wobei eine Luftaustrittsöffnung (58) der Verdichterseite (44) des ersten Turboladers (40) mit einer Lufteintrittsöffnung (60) der Verdichterseite (32) des zweiten Turboladers (28) verbunden ist, wobei von einem Verdichterrad (86) des ersten Turboladers (40) verdichtete Ladeluft über einen radial bezüglich des Verdichterladers (86) verlaufenden Radialdiffusor (92) in einem Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) und einen diesem nachgeschalteten, im Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) angeordneten inneren Krümmer (94) in einen axial bezüglich des Verdichterrades (86) verlaufenden, im Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) angeordneten Axialdiffusor (96) gelangt.

Description

Turboladeranordnung
Die Erfindung betrifft eine Turboladeranordnung für eine Brennkraftmaschine eines Kraftwagens nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
Eine solche zweistufige Turboladeranordnung ist beispielsweise aus der DE 10 2006 015253 A1 bekannt. Anstelle eines einzelnen Turboladers sind hierbei zwei Turbolader in Serie geschaltet, wobei die vom Verdichterrad eines ersten Turboladers vorverdichtete Luft einer Lufteintrittsöffnung des zweiten Turboladers zugeführt wird und von dessen Verdichterrad noch weiter verdichtet wird. Hierdurch lassen sich besonders hohe Ladedrücke und damit auch besonders gute Wirkungsgrade der zugeordneten Brennkraftmaschine erzielen. Insbesondere ermöglicht eine mehrstufige Aufladung der genannten Art höhere Abgasrückführungsraten, ohne dass dabei Verluste bezüglich der spezifischen Leistung der zugeordneten Brennkraftmaschine auftreten. Hierdurch lassen sich die Emissionswerte der Brennkraftmaschine weiter verringern.
Aufgrund der Bauraumverhältnisse im Motorraum ist es in der Regel notwendig, die Turbinenachsen der beiden hintereinander geschalteten Turbolader nahezu parallel zueinander anzuordnen. Weiterhin besteht aus Bauraumgründen im Allgemeinen ein axialer Versatz zwischen dem Luftaustritt des ersten Turboladers, also der Niederdruckstufe, und dem Verdichtereintritt des zweiten Turboladers, also der Hochdruckstufe. Um die vom ersten Verdichter vorverdichtete Luft zum zweiten Verdichter leiten zu können, sind daher in der Regel komplexe Krümmeranordnungen notwendig, die meist aus einem ersten 90°-Krümmer und einem diesem nachgeschalteten 180°-Krümmer bestehen. Eine derartige Strömungsführung ist hochgradig ungünstig, da durch die massive Änderung der Strömungsrichtung im Krümmerbereich hohe Druckverluste auftreten, was die Effizienz der Verdichtung wieder senkt. Es ist somit Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turboladeranordnung der eingangs genannten Art so weiter zu entwickeln, dass zwischen dem Luftaustritt des ersten Turboladers und dem Lufteintritt des zweiten Turboladers eine strömungsgünstigere Strömungsführung ermöglicht wird.
Diese Aufgabe wird durch eine Turboladeranordnung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Eine derartige Turboladeranordnung für eine Brennkraftmaschine eines Kraftwagens umfasst zwei in Serie geschaltete Turbolader zum Verdichten von Ladeluft. Hierbei ist eine Luftaustrittsöffnung der Verdichterseite des ersten Turboladers mit einer Lufteintrittsöffnung der Verdichterseite des zweiten Turboladers verbunden.
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass von einem Verdichterrad des ersten Turboladers verdichtete Ladeluft über einen radial bezüglich des Verdichterrads verlaufenden Radialdiffusor und einen diesem nachgeschalteten inneren Krümmer in einen axial bezüglich des Verdichterrads verlaufenden Axialdiffusor gelangt. Sowohl Radialdiffusor als auch innerer Krümmer und Axialdiffusor sind dabei innerhalb des Gehäuses des ersten Turboladers angeordnet. Durch die Erstreckung des Axialdiffusors kann in der Folge auch eine Sammelspirale des ersten Turboladers verglichen mit nach dem Stand üblichen Turboladern in axialer Richtung verschoben werden, so dass der axiale Versatz zwischen der Luftaustrittsöffnung des ersten Turboladers und der Lufteintrittsöffnung des zweiten Turboladers in einer erfindungsgemäßen Turboladeranordnung verglichen mit dem Stand der Technik verkleinert wird. Dies ermöglicht eine einfachere Strömungsführung zwischen den beiden Turboladern und reduziert die Druckverluste der verdichteten Ladeluft in diesem Bereich.
Insbesondere ist es möglich, zwischen Luftaustrittsöffnung des ersten Turboladers und Lufteintrittsöffnung des zweiten Turboladers einen externen Krümmer mit deutlich verringertem Umlenkwinkel zu verwenden. Durch den Axialdiffusor wird vorteilhafterweise zusätzlich eine Verringerung der Strömungsgeschwindigkeit der in der Niederdruckstufe verdichteten Ladeluft erzielt, so dass strömungsbedingte Druckverluste weiter verringert werden. Im inneren Krümmer zwischen radialem und axialem Diffusor wird die Strömung dagegen im Bereich der 90°-Umlenkung beschleunigt, um dort lokal auftretende Verluste zu senken. In einer bevorzugten Ausführungsform verläuft die Innenwandung des Axialdiffusors dabei parallel zur einer Rotationsachse des Verdichterrads des ersten Turboladers. In anderen Worten bildet die Innenwandung des Axialdiffusors die Mantelfläche eines Zylinders aus. Die Außenfläche des Axialdiffusors dagegen ist bevorzugt in einem Winkel zu der Innenwandung angeordnet, wobei sich ein Strömungsquerschnitt des Axialdiffusors in Strömungsrichtung der ihn durchströmenden Ladeluft erweitert. Der Axialdiffusor nimmt somit insgesamt eine im Wesentlichen konische Gestalt an, so dass die gewünschte Verringerung der Strömungsgeschwindigkeit erreicht werden kann, um geringe Strömungsgeschwindigkeiten im verdichterexternen Krümmer zu erzielen. Durch das Anliegen der Strömung im Axialdiffusor an der äußeren Wandung wird durch den Fliehkraftdruck der Strömung zusätzlich vorteilhaft eine Begünstigung der drei Komponenten der Strömung erreicht.
Durch die erfindungsgemäße Anordnung von Radialdiffusor, innerem Krümmer und Axialdiffusor im Gehäuse des ersten Turboladers kann die so entstehende vergrößerte Strömungsfläche zusätzlich vorteilhaft genutzt werden, um eine Vorkühlung der vorverdichteten Ladeluft zu erzielen. Hierzu kann wenigstens ein Kühlmittelkanal im Nahbereich des Radialdiffusors und/oder des inneren Krümmers und/oder des Axialdiffusors im Gehäuse des ersten Turboladers vorgesehen sein. Die so verbesserte Ladeluftkühlung ermöglicht eine weitere Leistungssteigerung des zugeordneten Motors, da höhere Luftmassenströme zum Aufladen des Motors benutzt werden können. Die Anordnung des wenigstens einen Kühlmittelkanals insbesondere im Nahbereich des Verdichterrads bzw. des Radialdiffusors ermöglicht eine besonders effiziente Kühlung, da dort die höchsten Wärmeübergänge zu erzielen sind.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform mündet der Axialdiffusor in einen spiralförmigen Sammelkanal mit einer Luftaustrittsöffnung. Diese Luftaustrittsöffnung stellt den Übergangspunkt zwischen der Niederdruck- und der Hochdruckstufe der Turboladeranordnung dar und dient der Anbindung eines externen Krümmers zur Verbindung des zweiten Turboladers.
Aufgrund der niedrigen Strömungsgeschwindigkeiten, die durch den erfindungsgemäßen Axialdiffusor erzielt werden, ist es in einer weiteren bevorzugten Ausführungsform auch möglich, den Axialdiffusor direkt in einen Sammelbehälter münden zu lassen, welcher unmittelbar mit einer Lufteintrittsöffnung des zweiten Turboladers verbunden ist. Der zweite Turbolader saugt also die Ladeluft direkt aus dem Sammelbehälter, wodurch eine externe Krümmeranordnung zwischen dem ersten und dem zweiten Turbolader unnötig wird. Dies verbessert wiederum die Gesamtleistung der Turboladeranordnung, da Druckverluste weiter minimiert werden.
Ist aus Bauraumgründen das Anbringen eines derartigen Sammelbehälters nicht möglich, so ist es in einer alternativen Ausführungsform möglich, die Luftaustrittsöffnung des ersten Turboladers mit einer Lufteintrittsöffnung des zweiten Turboladers durch einen externen Krümmer mit einem Umlenkwinkel von in etwa 90° zu verbinden. Verglichen mit den konventionell üblichen Krümmeranordnungen aus einem 90°- und einem 180°-Krümmer treten hierbei wesentlich geringere Druckverluste zwischen Niederdruck- und Hochdruckstufe der Turboladeranordnung auf.
Im Folgenden sollen die Erfindung und ihre Ausführungsformen anhand der Zeichnung näher erläutert werden.
Dabei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Turboladeranordnung nach dem Stand der Technik;
Fig. 2 eine perspektivische Darstellung einer Turboladeranordnung nach dem
Stand der Technik und
Fig. 3 eine Schnittdarstellung einer Ausführungsform eines ersten Turboladers für eine erfindungsgemäße Turboladeranordnung.
In Figur 1 ist zunächst schematisch das Prinzip der mehrstufigen Aufladung einer Brennkraftmaschine 10, bei der es sich hier um einen Vierzylinder-Reihenmotor handelt, veranschaulicht. Den vier Zylindern 12 der Brennkraftmaschine wird dabei über einen Ansaugtrakt 14 mithilfe einer Turboladeranordnung 16 Ladeluft zugeführt. Das Abgas der Brennkraftmaschine 10 aus den vier Zylindern 12 wird in einem Abgaskrümmer 18 gesammelt, wobei ein Teil des Abgases über einen Abgasrückführungskühler 20 und ein Regelventil 22 in den Ansaugtrakt 14 zurückgeführt wird. Hierdurch lassen sich insbesondere Stickoxidemissionen reduzieren.
Ein weiterer Teil des Abgases wird über eine erste Abgasleitung 24 einer Turbine 26 eines Hochdruckabgasturboladers 28 zugeführt. Diese treibt über eine Turbinenwelle 30 ein zugeordnetes Verdichterrad 32 des Hochdruckturboladers 28. Bedarfsweise kann über eine zweite Abgasleitung 34, gesteuert durch ein Regelventil 36, das Abgas am Hochdruckturbolader 28 vorbeigeführt werden. Aus der Turbine 26 des Hochdruckabgasturboladers 28 austretendes Abgas wird weiter auf eine Turbine 38 des Turboladers 40 der Niederdruckstufe der Turboladeranordnung 16 geleitet. Diese Turbine 38 treibt über eine weitere Turbinenwelle 42 den Niederdruckverdichter 44. Über eine Ansaugleitung 46 angesaugte Ladeluft wird somit zunächst durch den ersten Turbolader 40, also die Niederdruckstufe im Niederdruckverdichter 44 vorverdichtet und über eine weitere Ladeluftleitung 48 dem Turbolader 28 der Hochdruckstufe zugeführt, wo sie im Verdichter 32 der Hochdruckstufe weiter verdichtet und schließlich über einen Ladeluftkühler 50 in den Ansaugtrakt 14 geführt wird. Hierdurch lassen sich höhere Verdichtungsverhältnisse und damit auch verbesserte Motorwirkungsgrade erzielen. Insbesondere kann durch eine derartige zweistufige Verdichtung eine höhere Abgasrückführungsrate erzielt werden, was die Stickstoffoxidemissionen des Motors weiter senkt.
Figur 2 zeigt eine derartige Turboladeranordnung 16 in einer perspektivischen Darstellung. Ladeluft strömt in Richtung des Pfeils 52 zunächst in eine Ansaugöffnung 54 des Niederdruckturboladers 40, wird dort verdichtet und gelangt über einen Spiralkanal 56 zu einer Luftaustrittsöffnung 58 des Niederdruckturboladers 40. Aus Bauraumgründen ist die Hochdruckstufe 28 der Turboladeranordnung 16 so angeordnet, dass die Turbinenwellen 30 und 42 der beiden Turbolader 28 und 40 parallel zueinander liegen. Es tritt nun das Problem auf, dass die Luftaustrittsöffnung 58 des Turboladers 40 der Niederdruckstufe einen axialen Versatz zur Lufteintrittsöffnung 60 des Turboladers 28 der Hochdruckstufe aufweist. Um eine Verbindung der beiden Turbolader 40 und 28 herstellen zu können, ist eine Verbindungsleitung 62 nötig, welche einen ersten 90°-Krümmer 64 und einen daran angeschlossenen 180°-Krümmer 66 aufweist. Dadurch treten in der Ladeluftführung zwischen dem Turbolader 40 der Niederdruckstufe und dem Turbolader 28 der Hochdruckstufe hohe Druckverluste auf. Über einen Spiralkanal ??66?? gelangt die hochverdichtete Ladeluft schließlich zur Austrittsöffnung 68 des Turboladers 28 der Hochdruckstufe und wird in Richtung des Pfeils 70 zum Ansaugtrakt 14 weitergeleitet. Auf der Abgasseite ergibt sich ein ähnliches Bild. Von der Abgasleitung 24 her strömt Abgas in Richtung des Pfeils 72 in eine Abgaseintrittsöffnung 74 des Hochdruckturboladers 28, und treibt über die innerhalb des Gehäuses befindliche und daher in der Zeichnung nicht zu erkennende Turbine das ebenfalls nicht gezeigte Verdichterrad des Turboladers 28. Über einen Krümmer 76 wird abströmendes Abgas in einen Spiralkanal 78 des Turboladers 40 geleitet und treibt dort die Turbine 38 zum Antrieb des Verdichterrads 44. Über eine Abgasausströmöffnung 80 strömt das Abgas schließlich in Richtung des Pfeils 82 aus dem Turbolader 40 aus und wird weiteren Komponenten des Abgassystems zugeleitet.
Um das geschilderte Problem der Druckverluste in der Verbindungsleitung 62 zwischen den beiden Turboladern 40 und 28 zu verringern, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, im Gehäuse 84 des Turboladers 40 der Niederdruckstufe der Turboladeranordnung 16 eine modifizierte Ladeluftführung vorzusehen.
Ein Ausführungsbeispiel ist hierzu in schematischer Schnittdarstellung in Figur 3 gezeigt. Ladeluft strömt in Richtung des Pfeils 52 auf das Verdichterrad 86 der Verdichterseite 44 des Turboladers 40 der Niederdruckstufe. Die gezeigte Anordnung ist dabei symmetrisch zur Achse 88, welche gleichzeitig die Rotationsachse der Turbinenwelle 42, von der auch das Verdichterrad 86 getragen wird, darstellt. Vom Verdichterrad 86 wird die geförderte Ladeluft radial in Richtung des Pfeils 90 zunächst in einen Radialdiffusor 92 eingeleitet. Über einen internen, ebenfalls im Gehäuse 84 des Turboladers 40 angeordneten 90°-Krümmer gelangt die Ladeluft in einen Axialdiffusor 96. Die Innenwandung 98 des Axialdiffusors verläuft dabei parallel zur Symmetrieachse 88 des Turboladers 44. Die Außenwandung 100 des Axialdiffusors dagegen schließt einen Winkel α mit einer parallel zur Achse 88 liegenden Achse ein, so dass sich in Strömungsrichtung 102 der Ladeluft im Axialdiffusor 96 der Strömungsquerschnitt des Axialdiffusors erweitert. Der Axialdiffusor 96 mündet schließlich in einen Spiralkanal 104, in dem die Ladeluft in Richtung des Pfeils 106 mit einem Drall beaufschlagt schließlich in einer Hauptströmung in Umfangsrichtung zur Drehachse 88 zur nicht gezeigten Austrittsöffnung 58 geleitet wird.
Eine derartige Ausführung des Turboladers 44 bringt den Vorteil mit sich, dass die Luftaustrittsöffnung 58 des Turboladers 44 in axialer Richtung gegenüber der in Figur 2 gezeigten, dem Stand der Technik entsprechenden Anordnung verschoben ist. Der Versatz zwischen Luftaustrittsöffnung 58 des Turboladers 40 der Niederdruckstufe und Lufteintrittsöffnung 60 des Turboladers 28 der Hochdruckstufe ist somit geringer, was die Verwendung eines vereinfachten Krümmers zwischen den genannten Öffnungen erlaubt. Insbesondere ist es nun möglich, auf einen 180°-Krümmer zu verzichten und eine Verbindung lediglich über einen 90°-Krümmer herzustellen. Dadurch werden die Strömungsverluste zwischen den Turboladern 40 und 28 verringert. Zusätzlich wird durch die Aufweitung des Axialdiffusors 96 aufgrund der Winkelabweichung α zwischen dessen Innen- (98) und Außenwandung (100) die Strömungsgeschwindigkeit der Ladeluft in Strömungsrichtung 102 verringert, so dass auch weniger strömungsgeschwindigkeitsbedingte Druckverluste bei der Umlenkung der Ladeluft im Verbindungsrohr 62 zwischen den Turboladern 40 und 28 auftreten.
Durch die Strömungsführung im Gehäuse 84 des Turboladers 40 steht dort zudem eine größere angeströmte Fläche zur Verfügung, was das Anbringen eines Kühlmittelkanals 108 im Bereich des Radialdiffusors 92, des internen Krümmers 94 sowie des Axialdiffusors 98 möglich macht. Durch das Durchströmen des Kanals 108 mit einem flüssigen Kühlmedium kann bereits hier direkt nach dem Verdichterradaustritt eine Vorkühlung der Ladeluft erzielt werden, was noch höhere Luftmassenströme zur Brennkraftmaschine 10 erlaubt. Hierdurch werden die Ladedrücke weiter verbessert und der Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine 10 erhöht, sowie deren Emissionen gesenkt.

Claims

Patentansprüche
1. Turboladeranordnung (16) für eine Brennkraftmaschine (10) eines Kraftwagens, mit zwei in Serie geschalteten Turboladern (28, 40) zum Verdichten von Ladeluft, wobei eine Luftaustrittsöffnung (58) der Verdichterseite (44) des ersten Turboladers (40) mit einer Lufteintrittsöffnung (60) der Verdichterseite (32) des zweiten Turboladers (28) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass von einem Verdichterrad (86) des ersten Turboladers (40) verdichtete Ladeluft über einen radial bezüglich des Verdichterladers (86) verlaufenden Radialdiffusor (92) in einem Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) und einen diesem nachgeschalteten, im Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) angeordneten inneren Krümmer (94) in einen axial bezüglich des Verdichterrades (86) verlaufenden, im Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) angeordneten Axialdiffusor (96) gelangt.
2. Turboladeranordnung (16) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Innenwandung (98) des Axialdiffusors (96) parallel zu einer Rotationsachse (88) des Verdichterrades (86) des ersten Turboladers (40) verläuft.
3. Turboladeranordnung (16) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine Außenwandung (100) des Axialdiffusors (96) einen Winkel (α) mit der Innenwandung (98) einschließt, wobei sich ein Strömungsquerschnitt des Axialdiffusors (96) in Strömungsrichtung (102) erweitert.
4. Turboladeranordnung (16) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Gehäuse (84) des ersten Turboladers (40) wenigstens ein Kühlmittelkanal (108) im Nahbereich des Radialdiffusors (92) und/oder des inneren Krümmers (94) und/oder des Axialdiffusors (96) verläuft.
5. Turboladeranordnung (16) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Axialdiffusor (96) in einen spiralförmigen Sammelbehälter (104) mit einer Luftaustrittsöffnung (58) mündet.
6. Turboladeranordnung (16) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Axialdiffusor (96) in einen Sammelbehälter mündet, welcher direkt mit einer Lufteintrittsöffnung (60) des zweiten Turboladers (28) verbunden ist.
7. Turboladeranordnung (16) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen einer Luftaustrittsöffnung (58) des ersten Turboladers (40) und einer Lufteintrittsöffnung (60) des zweiten Turboladers (28) ein Krümmer mit einem Umlenkwinkel von in etwa 90° angeordnet ist.
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