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WO2010142287A1 - Verdichterlaufrad - Google Patents

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WO2010142287A1
WO2010142287A1 PCT/DE2010/050001 DE2010050001W WO2010142287A1 WO 2010142287 A1 WO2010142287 A1 WO 2010142287A1 DE 2010050001 W DE2010050001 W DE 2010050001W WO 2010142287 A1 WO2010142287 A1 WO 2010142287A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
impeller
compressor
fluid
cross
sectional area
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/DE2010/050001
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Hannes Benetschik
Sven Eisenbach
Thomas Winter
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.)
Everllence SE
Original Assignee
MAN Diesel and Turbo SE
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 MAN Diesel and Turbo SE filed Critical MAN Diesel and Turbo SE
Priority to EP10706906A priority Critical patent/EP2440791A1/de
Priority to CN201080025586.7A priority patent/CN102803739B/zh
Priority to JP2012514346A priority patent/JP2012529585A/ja
Priority to KR1020127000160A priority patent/KR101369601B1/ko
Publication of WO2010142287A1 publication Critical patent/WO2010142287A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • 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
    • 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
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes
    • 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
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • 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
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
    • 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
    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/68—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers
    • F04D29/681—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/685—Inducing localised fluid recirculation in the stator-rotor interface

Definitions

  • the invention relates generally to a compressor impeller, and more particularly to a compressor impeller for a centrifugal compressor, a centrifugal compressor equipped with such a compressor impeller, and an exhaust gas turbocharger of an internal combustion engine equipped with such a centrifugal compressor.
  • the energy conversion process in a centrifugal compressor takes place by means of a rotating blading of a compressor impeller, which impels a spin to the pumped medium or fluid to be compressed, such as, for example, atmospheric fresh air.
  • the power of the swirling flowing fluid behaves on the one hand proportional to the peripheral speed of rotating as a solid blading and on the other hand proportional to the concentric rotating component of its speed, which in turn has proportional to the rotational speed of the solid and thus to the speed of the compressor impeller.
  • the throughput promoted with the centrifugal compressor also behaves proportionally to the rotational speed of the rotating blading for flow velocities that can be considered low compared to the speed of sound of the fluid.
  • Fig. 1 illustrates, showing a total pressure ratio ⁇ to t via
  • the radial compressor as shown in Figure 1 follows a characteristic (according to the line BC in Figure 1) of the internal combustion engine, but over the entire load range away a minimum distance to a pumping limit PG of the centrifugal compressor ensure.
  • the throughput of the centrifugal compressor is limited by its blocking limit or swallow limit SG. Lines of constant speed of the rotating blading or of the compressor impeller are designated in FIG. 1 with n k onst.
  • the invention has for its object to provide a compressor impeller for a centrifugal compressor, with the boost pressure or compressor outlet side pressures of over 5.5 bar can be achieved with significantly improved efficiency.
  • the invention is further based on the object to provide a equipped with such a compressor wheel radial compressor and equipped with such a centrifugal compressor exhaust gas turbocharger an internal combustion engine.
  • a compressor impeller for a radial compressor comprises a plurality of impeller passages for passing a fluid to be compressed, the impeller passages each having a fluid inlet end and a fluid outlet end and wherein the respective impeller passages at the fluid inlet end have a first cross sectional area and at the fluid exit end a second cross sectional area to have.
  • the compressor impeller according to the invention is characterized in that a size ratio of the second cross-sectional area to the first cross-sectional area is smaller than 0.7.
  • the size ratio of the second cross-sectional area to the first cross-sectional area is approximately 0.75, ie in any case greater than 0.7.
  • Compressor efficiency is achieved. This is achieved in particular by the inventive design of the ratio of the cross-sectional area of the impeller passages at the fluid end end to the cross-sectional area of the impeller passages at the fluid end end.
  • a centrifugal compressor equipped with a compressor impeller according to the invention has a broader stable working range which can be seen in the characteristic field, resulting in reduced throughputs under partial load conditions, so that the radial compressor and the characteristic of an internal combustion engine operatively coupled thereto are matched to one another in the best possible way.
  • the size ratio of the second cross-sectional area to the first cross-sectional area is smaller than 0.65.
  • a size of the first cross-sectional area is at least 1.54 times a size of the second cross-sectional area.
  • the compressor impeller according to the invention are essentially without loss of efficiency in the operating point boost pressures to the internal combustion engine of up to 6 bar realized.
  • the size ratio of the second cross-sectional area to the first cross-sectional area is smaller than 0.6.
  • boost pressures to the internal combustion engine of up to 7 bar can be realized substantially without sacrificing the efficiency at the operating point.
  • a size of the first cross-sectional area is at least 1.67 times a size of the second cross-sectional area.
  • boost pressures to the internal combustion engine of up to 7 bar can be realized substantially without sacrificing the efficiency at the operating point.
  • the compressor impeller further comprises an impeller hub having an outer circumference and a plurality of impeller blades distributed along the outer circumference of the impeller hub on the impeller hub and each having two lateral blade surfaces and a radially outer one disposed between the blade surfaces Have edge.
  • the outer edges of the impeller together define an outer periphery of the impeller blades, the respective impeller passages being formed between respective adjacent impeller blades.
  • the impeller passages are in each case of the outer circumference of the impeller hub, opposite blade surfaces of the respective adjacent impeller seh on one and the outer periphery of the impeller seh limited to a.
  • the fluid inlet end of the respective impeller passages is arranged radially inwardly and the fluid end of the respective impeller passages is arranged radially outboard.
  • the impeller passages between the fluid inlet end and the fluid outlet end each have a partition dividing the impeller passage after the fluid inlet end into two sub-passages, the partition wall extending along the impeller passage from a separation location a predetermined distance from the fluid inlet end , extends to the fluid exit end so that the impeller passage has a single fluid inlet and two fluid outlets juxtaposed in a circumferential direction of the compressor impeller.
  • such a partition has the advantages that on the one hand it does not reduce the cross-sectional area of the respective impeller passage at the fluid inlet end and on the other hand causes a better transfer of the mechanical work or kinetic energy performed by the compressor impeller to the fluid to be compressed.
  • the two partial passages of each impeller passage at the fluid outlet end each have an outlet cross-sectional area, wherein a sum of a respective Size of the respective outlet cross-sectional areas of the two partial passages is equal to a size of the second cross-sectional area.
  • This embodiment of the invention provides additional flexibility or design freedom for an optimal design of the compressor impeller, since the two outlet cross-sectional areas of the two partial passages of each impeller passage can be made the same size or different sizes as needed.
  • the partitions are formed by respective auxiliary blades, which correspond in their shape and their radial extent to the impeller blades and which are formed fluideinthend herb by a predetermined distance corresponding dimension shorter than the impeller blades.
  • This embodiment of the compressor impeller according to the invention supports in a particularly advantageous manner, the transmission of the mechanical work done by the compressor impeller or the kinetic energy to the fluid to be compressed.
  • a radial compressor for a turbocharger comprising a compressor housing having a fluid inlet for receiving a main flow of fluid to be compressed in the centrifugal compressor and a feedback passage, and a compressor wheel according to one or more or all of those previously described Embodiment (s) of the invention, wherein the compressor impeller is rotatably mounted in the compressor housing disposed in a flow direction of the main flow after the fluid inlet, and wherein the feedback passage from a fluid inlet located at the first inner peripheral portion of the compressor housing to a radially surrounding the compressor impeller second inner peripheral portion the compressor housing extends so that along the feedback passage can form a side stream of fluid to be compressed.
  • the operating characteristics of the centrifugal compressor are improved so that the best efficiency of the centrifugal compressor characteristic line in the map almost coincident with or nearly parallel to and very close to a characteristic of an operatively coupled to the centrifugal internal combustion engine line runs.
  • the solution according to the invention can lead to radial compressor characteristic diagrams, which have reduced throughputs, in particular in the partial load range, at the expense of a moderate theoretical maximum pressure, whereby, however, a significant increase in the actual charge pressure and the efficiency of the radial compressor is achieved.
  • This is achieved in particular by the inventive design of the ratio of the cross-sectional area of the impeller passages at the fluid outlet end to the cross-sectional area of the impeller passages at the fluid inlet end of the compressor impeller.
  • the radial compressor according to the invention has a broader stable working range which can be seen in the characteristic diagram, which has the result, together with reduced throughputs under partial load conditions, that the Radial compressor and the characteristics of a so operatively coupled internal combustion engine are almost perfectly matched.
  • the compressor housing of the radial compressor according to the invention has the feedback passage which permits a compressor-internal recirculation, the greatest possible proportionality between the obtained pressure ratio or total pressure ratio and the throughput or volume flow along the surge line is supported.
  • the configuration of the recirculation space or the feedback passage at the surge line permits a feedback and reunification of a fluid flow torn off from the outer circumference of the impeller blades (or recycling these as a secondary flow against the flow direction of the main flow) to the main flow upstream of the compressor impeller, which ensures that a stabilization of the flow conditions in the compressor impeller can be established.
  • the feedback passage can be designed such that a secondary portion or secondary flow of the conveying medium or fluid to be compressed downstream of the first cross-sectional area relevant for the throughput, in particular at high compressor speeds in the flow direction of the main flow via the feedback passage, reunites with the main flow of the fluid.
  • guide vanes are preferably arranged for influencing a flow direction and / or a flow rate of the secondary flow.
  • the feedback passage has a first end located at the fluid inlet and a second end located near the fluid inlet end of the impeller passages.
  • this is designed as a single-stage centrifugal compressor.
  • an exhaust gas turbocharger of an internal combustion engine having an exhaust gas turbine and a centrifugal compressor according to one or more or all of the above-described embodiment (s) of the invention.
  • a vehicle equipped with such an exhaust gas turbocharger internal combustion engine (internal combustion engine) of a vehicle has in particular a higher power output and lower fuel consumption.
  • 1 shows a characteristic diagram of the working range of a conventional radial compressor.
  • FIG. 2 shows a schematic view of a radial compressor according to an embodiment of the invention.
  • FIG. 3 shows a schematic view of a compressor impeller of the radial compressor of Figure 2.
  • 4 shows a characteristic diagram of the working range of the radial compressor of FIG.
  • FIG. 5 shows a view in which the characteristic diagrams of FIGS. 1 and 4 are shown superimposed for comparison purposes.
  • the exhaust gas turbocharger has an exhaust gas turbine (not shown), which is connected on the input side to an exhaust system of a motor vehicle (not shown) of a motor vehicle (not shown) and a single-stage radial compressor 1 (shown in FIG. 2 and FIG. 3). on, which is lubanthebsverbunden connected via a drive shaft, not shown, with the exhaust turbine.
  • the centrifugal compressor 1 comprises a compressor housing 10 having a fluid inlet 11 for receiving a main flow H of optionally filtered atmospheric fresh air to be compressed in the centrifugal compressor 1, a fluid outlet (not shown) for discharging the compressed fresh air, the fluid outlet having an air inlet of the internal combustion engine fluidly connected, and having a feedback passage 12.
  • the centrifugal compressor 1 further has a compressor impeller 20, which is rotatably mounted in the compressor housing 10 in a direction of flow of the main stream H after the fluid inlet 11, indicated by the arrowhead of the main stream H symbolizing line.
  • the feedback passage 12 extends from a first inner peripheral portion 13 of the compressor housing 10 located at the fluid inlet 11 to a second radially surrounding the compressor wheel 20 Inner peripheral portion 14 of the compressor housing 10, so that along the feedback passage 12, a side stream N to be compressed fresh air depending on the operating conditions opposite to or corresponding to the flow direction of the main flow H.
  • the feedback passage 12 is formed by an annular recess 15 in the inner circumference of the compressor housing 10 and a ring member 16 inserted into the fluid inlet 11 so that the feedback passage 12 has a first end 12a located at the fluid inlet 11 and a second end 12b is near respective fluid inlet ends 23a of impeller passages 23 of the compressor impeller 20.
  • fixed or adjustable guide vanes 17 are arranged in the feedback passage 12.
  • the compressor impeller 20 has a rotatably mounted on the drive shaft impeller hub 21 with an outer circumference 21 a and a plurality of impeller seh on a 22 along the outer periphery 21 a of the impeller hub 21 in the circumferential direction evenly distributed on the impeller hub 21 are arranged and each two lateral blade surfaces 22a and 22b and a radially outer edge 22c extending between the two blade surfaces 22a, 22b.
  • the outer edges 22c of the respective impeller blades 22 together define an outer periphery (considered as a rotational body) of the Impeller sch on a 22, wherein between each adjacent impeller seh on a 22, 22 each have an impeller passage 23 for passing the fresh air to be compressed (fluid) is formed.
  • the thus formed impeller passages 22 each have a radially inner (near the drive shaft disposed) Fluideinthttsende 23a and a radially outboard (radially more than the fluid inlet end 23a of the drive shaft spaced) Fluidausthttsende 23b.
  • the outer periphery of the impeller sch on a 22 is enclosed with a small gap therebetween from the radially outside of the second inner peripheral portion 14 and the ring member 16 of the compressor housing 10.
  • the impeller passages 23 are each of the outer circumference 21 a of the impeller hub 21, opposite blade surfaces 22 a, 22 b of the respective adjacent impeller sch on a 22, 22 and the outer periphery of
  • Impeller sch limited to a 22 and the second inner peripheral portion 14 and the ring member 16 of the compressor housing 10.
  • the impeller passages 23 have, between their respective fluid inlet end 23a and their respective fluid end 23b, a partition in the form of an additional blade 24, which in its radial extent coincides with the impeller 52, but is formed shorter than the impeller blades 22 by a certain amount is.
  • each impeller passage 23 is subdivided into two subpassages 23c, 23d downstream of its fluid inlet end 23a, whereby the additional vane 24 acting as a partition wall extends along the impeller passage 23 from a separation point T (only indicated in FIG. 3) which is a predetermined distance from the fluid inlet end 23a has extended to the fluid end 23b, so that the impeller passage 23 a single fluid inlet and two in one Circumferential direction of the compressor impeller 20 has adjacent fluid outputs.
  • Each impeller passage 23 has at its fluid inlet end 23a a first cross-sectional area or inlet cross-sectional area AE.
  • each impeller passage 23 each have an outlet cross-sectional area AAi or AA 2 at the fluid outlet end 23b of the respective impeller passage 23.
  • the two outlet cross-sectional areas AA-i, AA 2 can also be of different sizes.
  • the size ratio GV of the second cross-sectional area AA to the first cross-sectional area AE is smaller than 0.7, the following rule being true:
  • the size ratio GV of the second cross-sectional area AA to the first cross-sectional area AE is smaller than 0.65.
  • a size ratio GV of less than 0.65 supercharging pressures on the internal combustion engine of up to 6 bar can be achieved without sacrificing efficiency at the operating point.
  • the size ratio GV of the second cross-sectional area AA to the first cross-sectional area AE is less than 0.6.
  • FIG. 4 shows a characteristic diagram of the working range of the radial compressor 1 according to the invention.
  • FIG. 5 shows a view in which the characteristic diagrams of FIGS. 1 and 4 are shown superimposed for comparison purposes.
  • the inventive design of the size ratio GV of fluid end 23a and fluid end 23b of the compressor impeller 20 of the radial compressor 1 improves the operating characteristics of the radial compressor 1 in this way in that a line WG ' op t characterizing the best efficiency of the centrifugal compressor 1 runs nearly coincident with or nearly parallel to and very close to a line BC describing the characteristic of the internal combustion engine operatively coupled to the centrifugal compressor 1 in the characteristic map.
  • the radial compressor 1 has, assuming a moderate theoretical maximum pressure (top end of the lines WG op t, WG'o p t) on a map, which reduced especially in the partial load range
  • the radial compressor 1 according to the invention has an apparent in the map wider stable working area, resulting in interaction with
  • V under partial load conditions reduced throughputs or volume flows V has the consequence that the radial compressor 1 and the characteristic BC of the thus operatively coupled internal combustion engine are matched almost optimally to each other.
  • the compressor housing 10 of the radial compressor 1 has the feedback passage 12, which allows a compressor internal recirculation, a maximum proportionality between the achieved pressure ratio or
  • vanes 17 and the dimensioning / arrangement of the feedback passage 12 allow feedback at the pumping limit PG ' and reunification of a fresh air flow torn off from the outer circumference of the impeller onto a 22 and the additional blades 24 (or return of these as bypass flow N against the flow direction of the main flow H) to or with the main flow H upstream of the compressor impeller 20, which ensures that can set a stabilization of the flow conditions in the compressor impeller 20.
  • the design of the vanes 17 and the dimensioning / arrangement of the feedback passage 12 make it possible for the feedback passage 12 to be arranged so as to be particularly at high

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Abstract

Verdichterlaufrad (20) mit einer Mehrzahl von Laufradpassagen (23) zum Hindurchleiten eines zu verdichtenden Fluids, wobei die Laufradpassagen jeweils ein Fluideintrittsende (23a) und ein Fluidaustrittsende (23b) aufweisen, wobei die jeweiligen Laufradpassagen am Fluideintrittsende eine erste Querschnittsfläche (AE) und am Fluidaustrittsende eine zweite Querschnittsfläche (AA) aufweisen, und wobei ein Größenverhältnis (GV) von zweiter Querschnittsfläche zu erster Querschnittsfläche kleiner als 0,7 ist.

Description

Verdichterlaufrad
Die Erfindung betrifft allgemein ein Verdichterlaufrad, und insbesondere ein Verdichterlaufrad für einen Radialverdichter, einen mit einem solchen Verdichterlaufrad ausgerüsteten Radialverdichter und einen mit einem solchen Radialverdichter ausgerüsteten Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine.
Das Vorlesungsskript "Kraft- und Arbeitsmaschinen" (Fachhochschule
Schmalkalden, Fachbereich Maschinenbau, Version 08/2007) von Prof. Dr.-Ing. Robert Pietzsch befasst sich auf den Seiten 46 bis 57 mit herkömmlichen Turboverdichtern. Auf Seite 47 dieses Skriptes ist ein Verdichterlaufrad mit einer Mehrzahl von Laufradpassagen zum Hindurchleiten eines zu verdichtenden Fluids beschrieben, wobei die Laufradpassagen jeweils ein Fluideintrittsende und ein Fluidaustrittsende aufweisen, und wobei die jeweiligen Laufradpassagen am Fluideintrittsende eine erste Querschnittsfläche und am Fluidaustrittsende eine zweite Querschnittsfläche aufweisen.
Der Energiewandlungsprozess in einem Radialverdichter vollzieht sich mittels einer rotierenden Beschaufelung eines Verdichterlaufrades, die dem Fördermedium bzw. zu verdichtenden Fluid, wie beispielsweise atmosphärischer Frischluft, einen Drall aufprägt. Die Leistung des drallbehaftet strömenden Fluids verhält sich dabei einerseits proportional zur Umfangsgeschwindigkeit der als Festkörper rotierenden Beschaufelung und andererseits proportional zur konzentrisch rotierenden Komponente seiner Geschwindigkeit, die ihrerseits Proportionalität zur Rotationsgeschwindigkeit des Festkörpers und damit zur Drehzahl des Verdichterlaufrades aufweist. Der mit dem Radialverdichter geförderte Durchsatz verhält sich für Strömungsgeschwindigkeiten, die im Vergleich zur Schallgeschwindigkeit des Fluids als gering angesehen werden können, ebenfalls proportional zur Drehzahl der rotierenden Beschaufelung. Mit zunehmender Drehzahl des Verdichterlaufrades hat die Kompressibilität des Fluids jedoch zur Folge, dass sich für den Durchsatz ein Grenzwert einstellt, der in erster Linie von den Strömungsquerschnitten innerhalb der Beschaufelung abhängt. Demgemäß verhält sich bei herkömmlichen Radialverdichtern der als volumenspezifische Energie gekennzeichnete Druck in Abhängigkeit vom Durchsatz deutlich überproportional.
Fig. 1 veranschaulicht unter Darstellung eines Totaldruckverhältnisses π tot über
dem Durchsatz bzw. Volumenstrom V den typischen Arbeitsbereich eines herkömmlichen Radialverdichters.
Beim Einsatz des Radialverdichters in einem Abgasturbolader für Brennkraftmaschinen wird der Radialverdichter wie in Fig.1 gezeigt einer Charakteristik (gemäß der Linie BC in Fig.1 ) der Brennkraftmaschine folgen, wobei jedoch über den gesamten Lastbereich hinweg ein Mindestabstand zu einer Pumpgrenze PG des Radialverdichters zu gewährleisten ist. Andererseits ist der Durchsatz des Radialverdichters durch dessen Sperrgrenze bzw. Schluckgrenze bzw. Stopfgrenze SG begrenzt. Linien konstanter Drehzahl der rotierenden Beschaufelung bzw. des Verdichterlaufrades sind in Fig.1 mit nkonst bezeichnet.
In Zusammenschau mit der einen besten Wirkungsgrad bzw. optimalen
Wirkungsgrad kennzeichnenden Linie WGopt zeigt sich, dass die überproportionale Abhängigkeit des Verdichtungsdruckverhältnisses bzw. Totaldruckverhältnisses
Il tot vom Durchsatz V bei herkömmlichen Radialverdichtern zu einem Zielkonflikt
mit der Charakteristik BC der Brennkraftmaschine führt. Der mit Rücksicht auf einen stabilen Betheb des Radialverdichters einzuhaltende Abstand von der Pumpgrenze PG hat insbesondere unter hoher Last zur Folge, dass sowohl der an der Brennkraftmaschine erzielbare Ladedruck als auch der thermodynamische Wirkungsgrad im Arbeitspunkt deutliche Einbußen im Vergleich mit den optimalen Auslegungswerten des Radialverdichters in Erscheinung treten lassen.
Unter Berücksichtigung der materialtechnisch begrenzten Festkörperrotationsgeschwindigkeit des Verdichterlaufrades am Außenschnitt bzw. Außenumfang dessen limitieren herkömmliche Auslegungen daher die einstufige Turboaufladung auf ungefähr 5,5 bar.
Bei einer einstufigen Aufladung einer Brennkraftmaschine, wie z.B. eines Dieselmotors, mit Druckverhältnissen, die einen Wert von ungefähr 5,5 bar überschreiten, arbeitet ein üblicher Radialverdichter mit Wirkungsgraden, die deutlich unterhalb seines Optimums liegen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verdichterlaufrad für einen Radialverdichter bereitzustellen, mit dem bei deutlich verbessertem Wirkungsgrad Ladedrücke bzw. verdichterauslassseitige Drücke von über 5,5 bar erzielbar sind. Der Erfindung liegt ferner die Aufgabe zugrunde, einen mit einem solchen Verdichterlaufrad ausgerüsteten Radialverdichter sowie einen mit einem solchen Radialverdichter ausgerüsteten Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine bereitzustellen.
Die oben genannten Aufgaben werden mit einem Verdichterlaufrad gemäß Patentanspruch 1 , einem Radialverdichter gemäß Patentanspruch 8 bzw. einem Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine gemäß Patentanspruch 11 gelöst. Weiterbildungen der Erfindung sind in den jeweils abhängigen Ansprüchen definiert.
Gemäß einem ersten Aspekt der Erfindung weist ein Verdichterlaufrad für einen Radialverdichter eine Mehrzahl von Laufradpassagen zum Hindurchleiten eines zu verdichtenden Fluids auf, wobei die Laufradpassagen jeweils ein Fluideinthttsende und ein Fluidaustrittsende haben und wobei die jeweiligen Laufradpassagen am Fluideinthttsende eine erste Querschnittsfläche und am Fluidaustrittsende eine zweite Querschnittsfläche haben. Das erfindungsgemäße Verdichterlaufrad zeichnet sich dadurch aus, dass ein Größenverhältnis von zweiter Querschnittsfläche zu erster Querschnittsfläche kleiner als 0,7 ist.
Erfindungsgemäß wurde erkannt, das bei herkömmlichen Verdichterlaufrädern das Größenverhältnis von zweiter Querschnittsfläche zu erster Querschnittsfläche ungefähr 0,75 beträgt, also jedenfalls größer als 0,7 ist.
Durch die erfindungsgemäße Gestaltung von Fluideinthttsende und Fluidaustrittsende mit einem Flächenverhältnis bzw. Größenverhältnis von kleiner 0,7 werden die Betriebseigenschaften eines mit dem erfindungsgemäßen Verdichterlaufrad ausgerüsteten Radialverdichters derart verbessert, dass eine den besten Wirkungsgrad eines solchen Radialverdichters kennzeichnende Linie im Kennfeld nahezu koinzident mit bzw. nahezu parallel zu und sehr nahe an einer die Charakteristik einer mit dem Radialverdichter wirkgekoppelten Brennkraftmaschine beschreibenden Linie verläuft.
Damit wird der Zielkonflikt zwischen Verdichterauslegung und Turboaufladung der Brennkraftmaschine weitestgehend behoben. Mit anderen Worten tritt die überproportionale Abhängigkeit des Ladedruckes vom Durchsatz in nur noch schwach ausgeprägter Form zutage, so dass der Radialverdichter der Charakteristik der Brennkraftmaschine folgend nahe seiner optimalen Auslegung arbeiten kann. Die erfindungsgemäße Lösung kann unter Inkaufnahme eines gemäßigten theoretischen Maximaldruckes zu Verdichterkennfeldern führen, die insbesondere im Teillastbereich reduzierte Durchsätze aufweisen, wobei jedoch eine deutliche Steigerung des tatsächlich bereitstellbaren Ladedruckes und des
Verdichterwirkungsgrades erzielt wird. Dies wird insbesondere durch die erfindungsgemäße Auslegung des Verhältnisses der Querschnittsfläche der Laufradpassagen am Fluidausthttsende zur Querschnittsfläche der Laufradpassagen am Fluideinthttsende erreicht.
Ein mit einem erfindungsgemäßen Verdichterlaufrad ausgerüsteter Radialverdichter verfügt über einen im Kennfeld ersichtlichen breiteren stabilen Arbeitsbereich, was unter Zusammenwirkung mit unter Teillastbedingungen reduzierten Durchsätzen zur Folge hat, dass der Radialverdichter und die Charakteristik einer damit wirkgekoppelten Brennkraftmaschine nahezu bestmöglich aufeinander abgestimmt sind.
Gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades ist das Größenverhältnis von zweiter Querschnittsfläche zu erster Querschnittsfläche kleiner als 0,65.
Bei einer solchen Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades sind im Wesentlichen ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 6 bar realisierbar.
Gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades beträgt eine Größe der ersten Querschnittsfläche mindestens das 1 , 54-fache einer Größe der zweiten Querschnittsfläche. Bei einer solchen Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades sind im Wesentlichen ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 6 bar realisierbar.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades ist das Größenverhältnis von zweiter Querschnittsfläche zu erster Querschnittsfläche kleiner als 0,6.
Bei einer solchen Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades sind im Wesentlichen ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 7 bar realisierbar.
Gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades beträgt eine Größe der ersten Querschnittsfläche mindestens das 1 , 67-fache einer Größe der zweiten Querschnittsfläche.
Bei einer solchen Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades sind im Wesentlichen ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 7 bar realisierbar.
Gemäß noch einer weiteren Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades weist das Verdichterlaufrad ferner eine Laufradnabe mit einem Außenumfang und eine Mehrzahl von Laufradschaufeln auf, die entlang des Außenumfangs der Laufradnabe verteilt auf der Laufradnabe angeordnet sind und die jeweils zwei seitliche Schaufelflächen und einen zwischen den Schaufelflächen angeordneten radial äußeren Rand aufweisen. Gemäß dieser Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades definieren die äußeren Ränder der Laufrad seh auf ein gemeinsam einen Außenumfang der Laufradschaufeln, wobei die jeweiligen Laufradpassagen zwischen jeweils benachbarten Laufradschaufeln gebildet sind. Die Laufradpassagen sind dabei jeweils von dem Außenumfang der Laufradnabe, einander gegenüberliegenden Schaufelflächen der jeweils benachbarten Laufrad seh auf ein und dem Außenumfang der Laufrad seh auf ein begrenzt. Gemäß dieser Ausführungsform der Erfindung ist das Fluideinthttsende der jeweiligen Laufradpassagen radial innenliegend angeordnet und ist das Fluidausthttsende der jeweiligen Laufradpassagen radial außenliegend angeordnet.
Gemäß noch einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades weisen die Laufradpassagen zwischen dem Fluideinthttsende und dem Fluidaustrittsende jeweils eine Trennwand auf, die die Laufradpassage nach dem Fluideinthttsende in zwei Teilpassagen unterteilt, wobei sich die Trennwand entlang der Laufradpassage von einer Trennstelle, die einen vorbestimmten Abstand zum Fluideinthttsende hat, bis zum Fluidaustrittsende hin erstreckt, so dass die Laufradpassage einen einzigen Fluideingang und zwei in einer Umfangsrichtung des Verdichterlaufrades nebeneinanderliegende Fluidausgänge aufweist.
Eine solche Trennwand hat insbesondere die Vorteile, dass sie einerseits die Querschnittsfläche der jeweiligen Laufradpassage am Fluideinthttsende nicht reduziert und andererseits eine bessere Übertragung der von dem Verdichterlaufrad verrichteten mechanischen Arbeit bzw. der Bewegungsenergie auf das zu verdichtende Fluid bewirkt.
Gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades weisen die beiden Teilpassagen jeder Laufradpassage am Fluidaustrittsende jeweils eine Austrittsquerschnittsfläche auf, wobei eine Summe einer jeweiligen Größe der jeweiligen Austrittsquerschnittsflächen der beiden Teilpassagen gleich einer Größe der zweiten Querschnittsfläche ist.
Diese Ausgestaltung der Erfindung bietet zusätzliche Flexibilität bzw. Gestaltungsfreiheit für eine optimale Auslegung des Verdichterlaufrades, da die beiden Austrittsquerschnittsflächen der beiden Teilpassagen jeder Laufradpassage je nach Bedarf gleich groß oder auch unterschiedlich groß ausgebildet sein können.
Bevorzugt sind die Trennwände von jeweiligen Zusatzschaufeln gebildet, welche in ihrer Form und ihrer radialen Erstreckung zu den Laufradschaufeln korrespondieren und welche fluideinthttsendenseitig um ein dem vorbestimmten Abstand entsprechendes Maß kürzer als die Laufradschaufeln ausgebildet sind.
Diese Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichterlaufrades unterstützt in besonders vorteilhafter Weise die Übertragung der von dem Verdichterlaufrad verrichteten mechanischen Arbeit bzw. der Bewegungsenergie auf das zu verdichtende Fluid.
Gemäß einem zweiten Aspekt der Erfindung ist ein Radialverdichter für einen Turbolader bereitgestellt, wobei der Radialverdichter ein Verdichtergehäuse, das einen Fluideinlass zum Aufnehmen eines Hauptstroms von in dem Radialverdichter zu verdichtendem Fluid und eine Rückkopplungspassage hat, und ein Verdichterlaufrad gemäß einer, mehreren oder allen zuvor beschriebenen Ausführungsform(en) der Erfindung aufweist, wobei das Verdichterlaufrad in einer Strömungsrichtung des Hauptstroms nach dem Fluideinlass angeordnet drehbar in dem Verdichtergehäuse gelagert ist, und wobei sich die Rückkopplungspassage von einem am Fluideinlass befindlichen ersten Innenumfangsabschnitt des Verdichtergehäuses bis zu einem das Verdichterlaufrad radial umschließenden zweiten Innenumfangsabschnitt des Verdichtergehäuses erstreckt, so dass sich entlang der Rückkopplungspassage ein Nebenstrom von zu verdichtendem Fluid ausbilden kann.
Durch die erfindungsgemäße Gestaltung von Fluideintrittsende und Fluidaustrittsende des Verdichterlaufrades des erfindungsgemäßen
Radialverdichters werden die Betriebseigenschaften des Radialverdichters derart verbessert, dass eine den besten Wirkungsgrad des Radialverdichters kennzeichnende Linie im Kennfeld nahezu koinzident mit bzw. nahezu parallel zu und sehr nahe an einer die Charakteristik einer mit dem Radialverdichter wirkgekoppelten Brennkraftmaschine beschreibenden Linie verläuft.
Damit wird der Ziel konflikt zwischen Radialverdichterauslegung und Turboaufladung der Brennkraftmaschine weitestgehend behoben. Mit anderen Worten tritt die überproportionale Abhängigkeit des Ladedruckes vom Durchsatz in nur noch schwach ausgeprägter Form zutage, so dass der Radialverdichter der Charakteristik der Brennkraftmaschine folgend nahe seiner optimalen Auslegung arbeiten kann. Weiterhin kann durch die erfindungsgemäß bereitgestellte Lösung ggf. auf Abblaseklappen im Radialverdichter verzichtet werden.
Die erfindungsgemäße Lösung kann unter Inkaufnahme eines gemäßigten theoretischen Maximaldruckes zu Radialverdichterkennfeldern führen, die insbesondere im Teillastbereich reduzierte Durchsätze aufweisen, wobei jedoch eine deutliche Steigerung des tatsächlich bereitstellbaren Ladedruckes und des Wirkungsgrades des Radialverdichters erzielt wird. Dies wird insbesondere durch die erfindungsgemäße Auslegung des Verhältnisses der Querschnittsfläche der Laufradpassagen am Fluidaustrittsende zur Querschnittsfläche der Laufradpassagen am Fluideintrittsende des Verdichterlaufrades erreicht.
Der erfindungsgemäße Radialverdichter verfügt über einen im Kennfeld ersichtlichen breiteren stabilen Arbeitsbereich, was unter Zusammenwirkung mit unter Teillastbedingungen reduzierten Durchsätzen zur Folge hat, dass der Radialverdichter und die Charakteristik einer damit wirkgekoppelten Brennkraftmaschine nahezu bestmöglich aufeinander abgestimmt sind.
Dadurch, dass das Verdichtergehäuse des erfindungsgemäßen Radialverdichters die Rückkopplungspassage aufweist, welche eine verdichterinterne Rezirkulation ermöglicht, wird eine weitestgehende Proportionalität zwischen dem erzielten Druckverhältnis bzw. Totaldruckverhältniss und dem Durchsatz bzw. Volumenstrom entlang der Pumpgrenze unterstützt.
Mit anderen Worten gestattet die Ausgestaltung des Rezirkulationsraumes bzw. der Rückkopplungspassage an der Pumpgrenze eine Rückkopplung und Wiedervereinigung einer vom Außenumfang der Laufradschaufeln abgerissenen Fluidströmung (bzw. Rückführung dieser als Nebenstrom entgegen der Strömungsrichtung des Hauptstroms) an die bzw. mit der Hauptströmung vor dem Verdichterlaufrad, was gewährleistet, dass sich eine Stabilisierung der Strömungsverhältnisse im Verdichterlaufrad einstellen kann.
Andererseits kann die Rückkopplungspassage so ausgelegt werden, dass sich ein insbesondere bei hohen Verdichterdrehzahlen in Strömungsrichtung des Hauptstroms über die Rückkopplungspassage strömender sekundärer Anteil bzw. Nebenstrom des Fördermediums bzw. zu verdichtenden Fluids stromabwärts der für den Durchsatz maßgeblichen ersten Querschnittsfläche mit dem Hauptstrom des Fluids wiedervereinigt.
D.h., mit der Bemessung und Anordnung der Rückkopplungspassage kann die Unterstützung eines stabilen Verdichterbetriebs auf die Pumpgrenze oder auf die Sperrgrenze konzentriert werden, wobei zwischen diesen beiden extremen Ausführungen jedoch beliebige Variationen bzw. Abstufungen möglich sind. Bevorzugt sind dazu gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Radialverdichters in der Rückkopplungspassage Leitschaufeln angeordnet zum Beeinflussen einer Strömungsrichtung und/oder einer Strömungsmenge des Nebenstroms.
Bevorzugt weist die Rückkopplungspassage ein erstes Ende, das sich am Fluideinlass befindet, und ein zweites Ende auf, das sich in der Nähe des Fluideinthttsendes der Laufradpassagen befindet.
Gemäß einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Radialverdichters ist dieser als einstufiger Radialverdichter ausgebildet.
Gemäß einem dritten Aspekt der Erfindung ist ein Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine, mit einer Abgasturbine und einem Radialverdichter gemäß einer, mehreren oder allen zuvor beschriebenen Ausführungsform(en) der Erfindung bereitgestellt.
Ein mit einem solchen Abgasturbolader ausgerüsteter Verbrennungsmotor (Brennkraftmaschine) eines Fahrzeugs hat insbesondere eine höhere Leistungsausbeute und einen geringeren Kraftstoffverbrauch.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand bevorzugter Ausführungsformen und unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren detaillierter beschrieben.
Fig.1 zeigt ein Kennfeld des Arbeitsbereichs eines üblichen Radialverdichters.
Fig.2 zeigt eine schematische Ansicht eines Radialverdichters gemäß einer Ausführungsform der Erfindung.
Fig.3 zeigt eine schematische Ansicht eines Verdichterlaufrades des Radialverdichters von Fig.2. Fig.4 zeigt ein Kennfeld des Arbeitsbereichs des Radialverdichters von Fig.2.
Fig.5 zeigt eine Ansicht, bei der zu Vergleichszwecken die Kennfelder von Fig.1 und Fig.4 übereinandergelegt dargestellt sind.
Im Folgenden wird unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren 2 bis 5 ein Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine (nicht vollständig gezeigt) gemäß Ausführungsformen der Erfindung beschrieben.
Der erfindungsgemäße Abgasturbolader weist eine Abgasturbine (nicht gezeigt), die eingangsseitig an ein Abgassystem einer als Dieselmotor ausgebildeten Brennkraftmaschine (nicht gezeigt) eines Kraftfahrzeugs (nicht gezeigt) angeschlossen ist, und einen einstufigen Radialverdichter 1 (in Fig.2 und Fig.3 gezeigt) auf, der über eine nicht dargestellte Triebwelle mit der Abgasturbine drehanthebsverbunden ist.
Der Radialverdichter 1 weist ein Verdichtergehäuse 10, das einen Fluideinlass 11 zum Aufnehmen eines Hauptstroms H von in dem Radialverdichter 1 zu verdichtender ggf. gefilterter atmosphärischer Frischluft, einen Fluidauslass (nicht dargestellt) zum Auslassen der verdichteten Frischluft, wobei der Fluidauslass mit einem Lufteinlass der Brennkraftmaschine fluidverbunden ist, und eine Rückkopplungspassage 12 aufweist.
Der Radialverdichter 1 weist ferner ein Verdichterlaufrad 20 auf, das in einer durch die Pfeilspitze der den Hauptstrom H symbolisierenden Linie gekennzeichneten Strömungsrichtung des Hauptstroms H nach dem Fluideinlass 11 angeordnet drehbar in dem Verdichtergehäuse 10 gelagert ist.
Die Rückkopplungspassage 12 erstreckt sich von einem am Fluideinlass 11 befindlichen ersten Innenumfangsabschnitt 13 des Verdichtergehäuses 10 bis zu einem das Verdichterlaufrad 20 radial umschließenden zweiten lnnenumfangsabschnitt 14 des Verdichtergehäuses 10, so dass sich entlang der Rückkopplungspassage 12 ein Nebenstrom N von zu verdichtender Frischluft je nach Betriebsbedingungen entgegen oder korrespondierend zu der Strömungsrichtung des Hauptstroms H einstellen kann.
Die Rückkopplungspassage 12 ist von einer ringförmigen Aussparung 15 im Innenumfang des Verdichtergehäuses 10 und einem in den Fluideinlass 11 eingesetzten Ringelement 16 gebildet, so dass die Rückkopplungspassage 12 ein erstes Ende 12a, das sich am Fluideinlass 11 befindet, und ein zweites Ende 12b aufweist, das sich in der Nähe jeweiliger Fluideinthttsenden 23a von Laufradpassagen 23 des Verdichterlaufrades 20 befindet.
Zum Beeinflussen der Strömungsrichtung und/oder der Strömungsmenge des Nebenstroms N sind in der Rückkopplungspassage 12 feste oder verstellbare Leitschaufeln 17 angeordnet.
Eine hinsichtlich ihrer Wirkungsweise der Rückkopplungspassage 12 entsprechende Rückkopplungspassage ist beispielsweise in DE 33 22 295 C3 beschrieben.
Das Verdichterlaufrad 20 weist eine auf der Triebwelle drehfest befestigte Laufradnabe 21 mit einem Außenumfang 21 a und eine Mehrzahl von Laufrad seh auf ein 22 auf, die entlang des Außenumfangs 21 a der Laufradnabe 21 in Umfangsrichtung gleichmäßig verteilt auf der Laufradnabe 21 angeordnet sind und die jeweils zwei seitliche Schaufelflächen 22a und 22b und einen sich zwischen den beiden Schaufelflächen 22a, 22b erstreckenden radial äußeren Rand 22c haben.
Die äußeren Ränder 22c der jeweiligen Laufradschaufeln 22 definieren gemeinsam einen Außenumfang (als Rotationskörper betrachtet) der Laufrad sch auf ein 22, wobei zwischen jeweils benachbarten Laufrad seh auf ein 22, 22 jeweils eine Laufradpassage 23 zum Hindurchleiten der zu verdichtenden Frischluft (Fluid) gebildet ist.
Die so ausgebildeten Laufradpassagen 22 weisen jeweils ein radial innenliegendes (nahe an der Triebwelle angeordnetes) Fluideinthttsende 23a und ein radial außenliegendes (radial mehr als das Fluideintrittsende 23a von der Triebwelle beabstandetes) Fluidausthttsende 23b auf. Der Außenumfang der Laufrad sch auf ein 22 wird mit einem geringen Spalt dazwischen von radial außen her von dem zweiten Innenumfangsabschnitt 14 und dem Ringelement 16 des Verdichtergehäuses 10 umschlossen.
Die Laufradpassagen 23 sind jeweils von dem Außenumfang 21 a der Laufradnabe 21 , einander gegenüberliegenden Schaufelflächen 22a, 22b der jeweils benachbarten Laufrad sch auf ein 22, 22 und dem Außenumfang der
Laufrad sch auf ein 22 bzw. dem zweiten Innenumfangsabschnitt 14 und dem Ringelement 16 des Verdichtergehäuses 10 begrenzt.
Die Laufradpassagen 23 weisen zwischen ihrem jeweiligen Fluideintrittsende 23a und ihrem jeweiligen Fluidausthttsende 23b jeweils eine Trennwand in Form einer Zusatzschaufel 24 auf, welche in ihrer radialen Erstreckung mit den Laufrad sch auf ein 22 übereinstimmt, jedoch fluideinthttsendenseitig um ein bestimmtes Maß kürzer als die Laufradschaufeln 22 ausgebildet ist.
Mit anderen Worten ist jede Laufradpassage 23 nach ihrem Fluideintrittsende 23a in zwei Teilpassagen 23c, 23d unterteilt, wobei sich die als Trennwand fungierende Zusatzschaufel 24 entlang der Laufradpassage 23 von einer Trennstelle T (in Fig.3 nur angedeutet), die einen vorbestimmten Abstand zum Fluideintrittsende 23a hat, bis zum Fluidausthttsende 23b hin erstreckt, so dass die Laufradpassage 23 einen einzigen Fluideingang und zwei in einer Umfangsrichtung des Verdichterlaufrades 20 nebeneinanderliegende Fluidausgänge aufweist.
Jede Laufradpassage 23 weist an ihrem Fluideinthttsende 23a eine erste Querschnittsfläche bzw. Eintrittsquerschnittsfläche AE auf.
Die beiden Teilpassagen 23c, 23d jeder Laufradpassage 23 weisen am Fluidaustrittsende 23b der betreffenden Laufradpassage 23 jeweils eine Austrittsquerschnittsfläche AAi bzw. AA2 auf. Die gemäß dieser Ausführungsform gleichgroßen beiden Austrittsquerschnittsflächen AA-i, AA2 der beiden
Teilpassagen 23c, 23d bilden in ihrer Summe eine zweite Querschnittsfläche bzw. Gesamt-Austrittsquerschnittsfläche AA der jeweiligen Laufradpassage 23 (AA = AAi + AA2). Gemäß weiteren Ausführungsformen der Erfindung können die beiden Austrittsquerschnittsflächen AA-i, AA2 auch unterschiedlich groß sein.
Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung ist das Größenverhältnis GV von zweiter Querschnittsfläche AA zu erster Querschnittsfläche AE kleiner als 0,7 , wobei folgende Vorschrift gilt:
GV = AA / AE .
Bei einem Größenverhältnis GV von kleiner 0,7 sind ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von größer 5,5 bar realisierbar.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist das Größenverhältnis GV von zweiter Querschnittsfläche AA zu erster Querschnittsfläche AE kleiner als 0,65. Bei einem Größenverhältnis GV von kleiner 0,65 sind ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 6 bar realisierbar.
Gemäß noch einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist das Größenverhältnis GV von zweiter Querschnittsfläche AA zu erster Querschnittsfläche AE kleiner als 0,6.
Bei einem Größenverhältnis GV von kleiner 0,6 sind ohne Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrades im Betriebspunkt Ladedrücke an der Brennkraftmaschine von bis zu 7 bar realisierbar.
Fig.4 zeigt ein Kennfeld des Arbeitsbereichs des erfindungsgemäßen Radialverdichters 1. Fig.5 zeigt eine Ansicht, bei der zu Vergleichszwecken die Kennfelder von Fig.1 und Fig.4 übereinandergelegt dargestellt sind.
Wie aus Fig.4 und Fig.5 (in Verbindung mit Fig.1 ) ersichtlich, werden durch die erfindungsgemäße Gestaltung des Größenverhältnisses bzw. Flächenverhältnisses GV von Fluideinthttsende 23a und Fluidausthttsende 23b des Verdichterlaufrades 20 des erfindungsgemäßen Radialverdichters 1 die Betriebseigenschaften des Radialverdichters 1 derart verbessert, dass eine den besten Wirkungsgrad des Radialverdichters 1 kennzeichnende Linie WG'opt im Kennfeld nahezu koinzident mit bzw. nahezu parallel zu und sehr nahe an einer die Charakteristik der mit dem Radialverdichter 1 wirkgekoppelten Brennkraftmaschine beschreibenden Linie BC verläuft.
Damit wird der aus dem Stand der Technik bekannte Zielkonflikt zwischen Radialverdichterauslegung und Turboaufladung der Brennkraftmaschine weitestgehend behoben. Mit anderen Worten tritt die überproportionale Abhängigkeit des Ladedruckes bzw. Totaldruckverhältnisses IT tot vom Durchsatz bzw. Volumenstrom V in nur noch schwach ausgeprägter Form zutage, so dass der Radialverdichter 1 der Charakteristik BC der Brennkraftmaschine folgend nahe seiner optimalen Auslegung arbeiten kann.
Der erfindungsgemäße Radialverdichter 1 weist unter Inkaufnahme eines gemäßigten theoretischen Maximaldruckes (oberstes Ende der Linien WGopt , WG'opt) ein Kennfeld auf, das insbesondere im Teillastbereich reduzierte
Durchsätze bzw. Volumenströme V zeigt, wobei jedoch eine deutliche Steigerung
Δπ tot des tatsächlich bereitstellbaren Ladedruckes und des Wirkungsgrades des Radialverdichters 1 erzielt wird.
Der erfindungsgemäße Radialverdichter 1 verfügt über einen im Kennfeld ersichtlichen breiteren stabilen Arbeitsbereich, was unter Zusammenwirkung mit
unter Teillastbedingungen reduzierten Durchsätzen bzw. Volumenströmen V zur Folge hat, dass der Radialverdichter 1 und die Charakteristik BC der damit wirkgekoppelten Brennkraftmaschine nahezu bestmöglich aufeinander abgestimmt sind.
Dadurch, dass das Verdichtergehäuse 10 des erfindungsgemäßen Radialverdichters 1 die Rückkopplungspassage 12 aufweist, welche eine verdichterinterne Rezirkulation ermöglicht, wird eine weitestgehende Proportionalität zwischen dem erzielten Druckverhältnis bzw.
Totaldruckverhältniss π tot und dem Durchsatz bzw. Volumenstrom V entlang der
Pumpgrenze PG' unterstützt.
Die Gestaltung der Leitschaufeln 17 und die Dimensionierung/Anordnung der Rückkopplungspassage 12 gestatten an der Pumpgrenze PG' eine Rückkopplung und Wiedervereinigung einer vom Außenumfang der Laufrad seh auf ein 22 und der Zusatzschaufeln 24 abgerissenen Frischluftströmung (bzw. Rückführung dieser als Nebenstrom N entgegen der Strömungsrichtung des Hauptstroms H) an den bzw. mit dem Hauptstrom H vor dem Verdichterlaufrad 20, was gewährleistet, dass sich eine Stabilisierung der Strömungsverhältnisse im Verdichterlaufrad 20 einstellen kann.
Andererseits kann die Rückkopplungspassage 12 durch die Gestaltung der Leitschaufeln 17 und die Dimensionierung/Anordnung der Rückkopplungspassage 12 so eingerichtet werden, dass sich ein insbesondere bei hohen
Verdichterdrehzahlen in Strömungsrichtung des Hauptstroms H über die Rückkopplungspassage 12 strömender Nebenstrom N der zu verdichtenden Frischluft stromabwärts der für den Durchsatz bzw. Volumenstrom
V maßgeblichen ersten Querschnittsfläche AE mit dem Hauptstrom H der zu verdichtenden Frischluft wiedervereinigt.
D.h., mit der Konfiguration der Rückkopplungspassage 12 kann die Unterstützung eines stabilen Verdichterbetriebs auf die Pumpgrenze PG' oder auf die Sperrgrenze SG' konzentriert werden, wobei zwischen diesen beiden extremen Ausführungen jedoch beliebige Variationen bzw. Abstufungen möglich sind.
Bezugszeichenliste
1 Radialverdichter
10 Verdichtergehäuse 11 Fluideinlass
12 Rückkopplungspassage 12a erstes Ende
12b zweites Ende
13 erster Innenumfangsabschnitt 14 zweiter Innenumfangsabschnitt
15 Aussparung
16 Ringelement
17 Leitschaufel(n) 20 Verdichterlaufrad 21 Laufradnabe
21 a Außenumfang
22 Laufradschaufel(n) 22a seitliche Schaufelfläche 22b seitliche Schaufelfläche 22c radial äußerer Rand
23 Laufradpassage(n) 23a Fluideinthttsende 23b Fluidaustrittsende 23c Teilpassage(n) 23d Teilpassage(n)
24 Zusatzschaufel(n)
T Trennstelle
AE erste Querschnittsfläche (Eintrittsquerschnittsfläche) AA zweite Querschnittsfläche (Gesamt-Austrittsquerschnittsfläche)
AAi Austrittsquerschnittsfläche
AA2 Austrittsquerschnittsfläche H Hauptstrom
N Nebenstrom
II tot Totaldruckverhältnis
Δπ tot Steigerung
V Volumenstrom
PG Pumpgrenze
SG Sperrgrenze
WGopt optimaler Wirkungsgrad
BC Charakteristik der Brennkraftmaschine nkonst konstante Drehzahl
PG1 Pumpgrenze
SG1 Sperrgrenze
WG'opt optimaler Wirkungsgrad
BC Charakteristik der Brennkraftmaschine n konst konstante Drehzahl

Claims

Patentansprüche
1. Verdichterlaufrad (20) für einen Radialverdichter 1 , mit einer Mehrzahl von Laufradpassagen (23) zum Hindurchleiten eines zu verdichtenden Fluids, wobei die Laufradpassagen (23) jeweils ein Fluideintrittsende (23a) und ein
Fluidaustrittsende (23b) aufweisen, und wobei die jeweiligen Laufradpassagen (23) am Fluideintrittsende (23a) eine erste Querschnittsfläche (AE) und am Fluidaustrittsende (23b) eine zweite Querschnittsfläche (AA) aufweisen, dadurch gekennzeichnet, dass ein Größenverhältnis (GV) von zweiter
Querschnittsfläche (AA) zu erster Querschnittsfläche (AE) kleiner als 0,7 ist.
2. Verdichterlaufrad (20) gemäß Anspruch 1 , wobei das Größenverhältnis (GV) von zweiter Querschnittsfläche (AA) zu erster Querschnittsfläche (AE) kleiner als 0,65 ist.
3. Verdichterlaufrad (20) gemäß Anspruch 1 oder 2, wobei das Größenverhältnis (GV) von zweiter Querschnittsfläche (AA) zu erster Querschnittsfläche (AE) kleiner als 0,6 ist.
4. Verdichterlaufrad (20) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 3, ferner aufweisend: eine Laufradnabe (21 ) mit einem Außenumfang (21 a), eine Mehrzahl von Laufradschaufeln (22), die entlang des Außenumfangs (21 a) der Laufradnabe (21 ) verteilt auf der Laufradnabe (21 ) angeordnet sind und die jeweils zwei seitliche Schaufelflächen (22a, 22b) und einen zwischen den
Schaufelflächen (22a, 22b) angeordneten radial äußeren Rand (22c) aufweisen, wobei die äußeren Ränder (22c) der Laufradschaufeln (22) gemeinsam einen Außenumfang der Laufradschaufeln (22) definieren, wobei die jeweiligen Laufradpassagen (23) zwischen jeweils benachbarten Laufradschaufeln (22, 22) gebildet sind, wobei die Laufradpassagen (23) jeweils von dem Außenumfang (21 a) der Laufradnabe (21 ), einander gegenüberliegenden Schaufelflächen (22a, 22b) der jeweils benachbarten Laufradschaufeln (22, 22) und dem Außenumfang der Laufradschaufeln (22) begrenzt sind, und wobei das Fluideinthttsende (23a) der jeweiligen Laufradpassagen (23) radial innenliegend angeordnet ist und das Fluidausthttsende (23b) der jeweiligen Laufradpassagen (23) radial außenliegend angeordnet ist.
5. Verdichterlaufrad (20) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Laufradpassagen (23) zwischen dem Fluideintrittsende (23a) und dem Fluidaustrittsende (23b) jeweils eine Trennwand aufweisen, die die Laufradpassage (23) nach dem Fluideintrittsende (23a) in zwei Teilpassagen (23c, 23d) unterteilt, wobei sich die Trennwand entlang der Laufradpassage (23) von einer Trennstelle (T), die einen vorbestimmten Abstand zum Fluideintrittsende (23a) hat, bis zum Fluidaustrittsende (23b) hin erstreckt, so dass die Laufradpassage (23) einen einzigen Fluideingang und zwei in einer Umfangsrichtung des Verdichterlaufrades (20) nebeneinanderliegende Fluidausgänge aufweist.
6. Verdichterlaufrad (20) gemäß Anspruch 5, wobei die beiden Teilpassagen (23c, 23d) jeder Laufradpassage (23) am Fluidaustrittsende (23b) jeweils eine Austrittsquerschnittsfläche (AA-i, AA2) aufweisen, und wobei eine Summe einer jeweiligen Größe der jeweiligen Austrittsquerschnittsflächen (AA-i, AA2) der beiden Teilpassagen (23c, 23d) gleich einer Größe der zweiten Querschnittsfläche (AA) ist.
7. Verdichterlaufrad (20) gemäß Anspruch 5 oder 6, wobei die Trennwände von jeweiligen Zusatzschaufeln (24) gebildet sind, welche in ihrer radialen Erstreckung zu den Laufrad seh auf ein (22) korrespondieren und welche fluideintrittsendenseitig um ein dem vorbestimmten Abstand entsprechendes Maß kürzer als die Laufradschaufeln (22) ausgebildet sind.
8. Radialverdichter (1) für einen Turbolader, aufweisend: ein Verdichtergehäuse (10), das einen Fluideinlass (11 ) zum Aufnehmen eines Hauptstroms (H) von in dem Radialverdichter (1 ) zu verdichtendem Fluid und eine Rückkopplungspassage (12) aufweist, ein Verdichterlaufrad (20) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei das Verdichterlaufrad (20) in einer Strömungsrichtung des Hauptstroms (H) nach dem Fluideinlass (11 ) angeordnet drehbar in dem Verdichtergehäuse (10) gelagert ist, wobei sich die Rückkopplungspassage (12) von einem am Fluideinlass (11 ) befindlichen ersten Innenumfangsabschnitt (13) des Verdichtergehäuses (10) bis zu einem das Verdichterlaufrad (20) radial umschließenden zweiten Innenumfangsabschnitt (14) des Verdichtergehäuses (10) erstreckt, so dass entlang der Rückkopplungspassage (12) ein Nebenstrom (N) von zu verdichtendem Fluid strömen kann.
9. Radialverdichter (1 ) gemäß Anspruch 8, wobei in der Rückkopplungspassage (12) Leitschaufeln (17) angeordnet sind zum Beeinflussen einer Strömungsrichtung und/oder einer Strömungsmenge des Nebenstroms (N).
10. Radialverdichter (1 ) gemäß Anspruch 8 oder 9, wobei die Rückkopplungspassage (12) ein erstes Ende (12a), das sich am Fluideinlass (11 ) befindet, und ein zweites Ende (12b) aufweist, das sich in der Nähe des Fluideintrittsendes (23a) der Laufradpassagen (23) befindet.
11. Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine, mit einer Abgasturbine und einem Radialverdichter (1 ) gemäß einem der Ansprüche 8 bis 10.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2015524540A (ja) * 2012-08-13 2015-08-24 ボーグワーナー インコーポレーテッド 排気ガスターボチャージャのコンプレッサのコンプレッサホイール

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101316879B1 (ko) 2012-04-09 2013-10-08 현대자동차주식회사 전자식 서모스탯
DE112013005167T5 (de) * 2012-11-26 2015-07-23 Borgwarner Inc. Verdichterrad eines Radialverdichters eines Abgasturboladers
KR101673951B1 (ko) * 2014-08-01 2016-11-09 주식회사 부강테크 터보 블로워 분리형 임펠러
JP2016191310A (ja) * 2015-03-30 2016-11-10 日本電産株式会社 インペラおよび送風機
FR3062431B1 (fr) * 2017-01-27 2021-01-01 Safran Helicopter Engines Pale de rouet pour turbomachine, comprenant une ailerette a son sommet et au bord d'attaque
JP6889798B1 (ja) 2020-02-04 2021-06-18 シナノケンシ株式会社 遠心送風機

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2484554A (en) * 1945-12-20 1949-10-11 Gen Electric Centrifugal impeller
US4428714A (en) * 1981-08-18 1984-01-31 A/S Kongsberg Vapenfabrikk Pre-swirl inlet guide vanes for compressor
DE3322295C2 (de) 1982-07-29 1990-09-13 Doneckij Gosudarstvennyj proektno-konstruktorskij i eksperimental'nyj institut kompleksnoj mechanizacii šacht, Doneck Axialventilator
WO2002045862A2 (en) * 2000-12-04 2002-06-13 Robert Bosch Corporation High efficiency one-piece centrifugal blower
EP1473463A1 (de) * 2003-04-30 2004-11-03 Holset Engineering Co. Limited Kompressor

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5002461A (en) * 1990-01-26 1991-03-26 Schwitzer U.S. Inc. Compressor impeller with displaced splitter blades
DE19647605C2 (de) * 1996-11-18 1999-03-11 Daimler Benz Ag Abgas-Turbolader für Brennkraftmaschinen
JP3391199B2 (ja) * 1996-11-22 2003-03-31 日立工機株式会社 遠心ファン
GB2337795A (en) * 1998-05-27 1999-12-01 Ebara Corp An impeller with splitter blades
JP4107823B2 (ja) * 2001-09-28 2008-06-25 三菱重工業株式会社 流体機械
JP3876195B2 (ja) * 2002-07-05 2007-01-31 本田技研工業株式会社 遠心圧縮機のインペラ
JP3727027B2 (ja) * 2003-07-02 2005-12-14 行宣 阪田 遠心式羽根車及びその設計方法
US7775759B2 (en) * 2003-12-24 2010-08-17 Honeywell International Inc. Centrifugal compressor with surge control, and associated method
JP2005188337A (ja) * 2003-12-25 2005-07-14 Toyota Motor Corp 作動流体還流路を有する過給用コンプレッサ
WO2006090702A1 (ja) * 2005-02-22 2006-08-31 Hitachi Metals Precision, Ltd. コンプレッサ羽根車およびその製造方法
DE102006007347A1 (de) * 2006-02-17 2007-08-30 Daimlerchrysler Ag Verdichter für eine Brennkraftmaschine
US7475539B2 (en) * 2006-05-24 2009-01-13 Honeywell International, Inc. Inclined rib ported shroud compressor housing
DE102007017822A1 (de) * 2007-04-16 2008-10-23 Continental Automotive Gmbh Abgasturbolader

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2484554A (en) * 1945-12-20 1949-10-11 Gen Electric Centrifugal impeller
US4428714A (en) * 1981-08-18 1984-01-31 A/S Kongsberg Vapenfabrikk Pre-swirl inlet guide vanes for compressor
DE3322295C2 (de) 1982-07-29 1990-09-13 Doneckij Gosudarstvennyj proektno-konstruktorskij i eksperimental'nyj institut kompleksnoj mechanizacii šacht, Doneck Axialventilator
WO2002045862A2 (en) * 2000-12-04 2002-06-13 Robert Bosch Corporation High efficiency one-piece centrifugal blower
EP1473463A1 (de) * 2003-04-30 2004-11-03 Holset Engineering Co. Limited Kompressor

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
DR.-ING. ROBERT PIETZSCH: "Fachhochschule Schmalkalden, Fachbereich Maschinenbau", August 2007, article "Kraft- und Arbeitsmaschinen", pages: 46 - 57
See also references of EP2440791A1 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2015524540A (ja) * 2012-08-13 2015-08-24 ボーグワーナー インコーポレーテッド 排気ガスターボチャージャのコンプレッサのコンプレッサホイール

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