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WO2010121684A1 - Verbrennungskraftmaschine sowie verfahren zum betreiben einer verbrennungskraftmaschine - Google Patents

Verbrennungskraftmaschine sowie verfahren zum betreiben einer verbrennungskraftmaschine Download PDF

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WO2010121684A1
WO2010121684A1 PCT/EP2010/001304 EP2010001304W WO2010121684A1 WO 2010121684 A1 WO2010121684 A1 WO 2010121684A1 EP 2010001304 W EP2010001304 W EP 2010001304W WO 2010121684 A1 WO2010121684 A1 WO 2010121684A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
exhaust gas
turbine
internal combustion
combustion engine
low
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/EP2010/001304
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English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried Sumser
Peter Fledersbacher
Paul Löffler
Torsten Hirth
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
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Publication of WO2010121684A1 publication Critical patent/WO2010121684A1/de
Priority to US13/317,573 priority patent/US20120031092A1/en
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Ceased legal-status Critical Current

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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine according to the preamble of patent claim 1 and to a method for operating an internal combustion engine according to the preamble of patent claim 16.
  • Such internal combustion engines in particular diesel engines of commercial vehicles, with exhaust gas recirculation are well known.
  • Such recirculation is used to reduce nitrogen oxides, ie No x emissions to comply with statutory limits. These limits, which are further tightened by law, such as the Euro 6 standard, require a further increase in exhaust gas recirculation rates.
  • This increase in exhaust gas recirculation rates means for superchargers in the form of turbochargers such
  • a boost pressure requirement in some operating phases of the internal combustion engines will increase to approx. 6 bar, at least in the medium term, which may be means switching from a single-stage charge to a two-stage charge.
  • an internal combustion engine is provided with a high-pressure Exhaust gas turbocharger and a series-connected low-pressure exhaust gas turbocharger, wherein also a bypass is provided, by means of which a turbine on an exhaust gas side of the internal combustion engine of the high-pressure exhaust gas turbocharger is flowed around by an exhaust gas.
  • bypass is a form of a blow-off device, through which exhaust gas flowing through the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger can be conducted past this turbine.
  • this blow-off device is a significant loss producer.
  • This bypassing of the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger is necessary for a regulation of the two exhaust gas turbochargers in order to prevent overcharging of the corresponding internal combustion engine in the usually very small turbine of the high-pressure turbocharger in an upper engine speed range of the internal combustion engine.
  • the described conversion of a large exergy amount into useless throttle energy means a significant loss of efficiency of the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger and thus a reduction in the efficiency of the entire high-pressure exhaust gas turbocharger, or the entire charging system, which is associated with increased fuel consumption and increased CO 2 emissions of the internal combustion engine.
  • the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger can be conducted, is characterized according to the invention in that the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger has a first inflow, by means of which the exhaust gas can be fed to a received by the turbine housing of the low-pressure exhaust gas turbocharger turbine substantially in the radial direction of the turbine wheel , And that the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger having a second inflow, by means of which the exhaust gas to the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger substantially transverse
  • the supply substantially obliquely or transversely to the radial direction of the turbine wheel means that the exhaust gas can thus be supplied to the turbine wheel essentially from a wheel back of the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • An increase in the efficiency of such a two-stage supercharging system is on the one hand achieved in that the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger is designed according to the invention so that it offers two different inlet diameter for the exhaust gas, namely, on the one hand, a first inflow diameter of the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger supplied exhaust gas in the form of the radial feed described and on the other hand, a second, smaller inflow diameter through the transversely or obliquely to the radial direction of the turbine wheel, so quasi axially or semi-axially extending supply of the exhaust gas to the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • This second diameter refers to a surface-dividing diameter of an inflow surface, which is flowed through by the exhaust gas in this axial or semi-axial supply of the exhaust gas to the turbine wheel.
  • the exhaust gas can be allocated to the individual different inflow floods as a function of the operating point of the internal combustion engine, whereby the operation of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger can be optimally adapted to the current point of the internal combustion engine in order to achieve the stated advantages in the form of lower fuel consumption and lower CO 2 emissions.
  • the internal combustion engine according to the invention thus makes it possible to convert an exergy of a blow-off quantity of the exhaust gas bypassing the turbine of the high-pressure exhaust-gas turbocharger into speed energy directly in front of the turbine wheel of the low-pressure exhaust-gas turbocharger and then convert this speed energy into mechanical work directly in the subsequent turbine wheel ,
  • the exhaust gas in the first inflow of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger can be conducted.
  • the bypassed by the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger exhaust gas is thus not relaxed by the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger and thus has a higher pressure, which is why it ideally to a large inflow diameter of the following turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger to guide or It is therefore desirable to have a larger inflow diameter at a higher pressure ratio, which is the case due to the unextended exhaust gas, because this results in a high speed turbine run of the low pressure exhaust gas turbocharger at or at least near the optimum of zero , 7 is possible.
  • the exhaust gas expanded through the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger can be conveyed to the second flow of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger via an impeller diameter of the impingement jet on the wheel back of the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • This exhaust gas has a lower pressure level, resulting in a low pressure gradient or pressure ratio, whereby an optimal operation of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger is thereby enabled that this exhaust gas with a lower level on the smaller inflow diameter of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger is guided.
  • an internal combustion engine in which the exhaust gas as needed, namely in response to its pressure level, the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger can be fed to achieve a high efficiency of the internal combustion engine.
  • the blow-off valve which is thus provided for controlling the bypass of the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger, arranged in a Radeintritts Scheme the turbine wheel, resulting in a very compact design of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger results.
  • package problems can be solved, which can prove extremely critical especially in an engine compartment in which the internal combustion engine and thus the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger are arranged.
  • blow-off valve is arranged in the first inflow tide, ie in the inflow trough, via which the exhaust gas can be supplied to the turbine wheel of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger in the radial direction, this has the advantage that at this point a placement of the blow-off valve is particularly favorable. Unetzwendiger and space-saving manner is possible to reduce both a manufacturing and assembly work of the low-pressure exhaust gas turbocharger which is accompanied by a reduction of costs of the low-pressure exhaust gas turbocharger and thus the internal combustion engine.
  • the relief valve has at least one vane element, but ideally a plurality of vane elements which are distributed around a circumference around the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • the exhaust gas can be supplied to the turbine wheel in a particularly favorable and efficient manner with respect to an angle of attack, thereby enabling an even more efficient operation, which in turn results in a further reduction in fuel consumption and CC.sub.2 emissions of the internal combustion engine.
  • the blow-off valve thus represents a swirl generator, which positively influences flow parameters of the exhaust gas through its nozzle channels.
  • the at least one guide vane element of the blow-off valve is rotatably mounted in the form of the swirl generator, an optimum adaptation of the flow parameters to an operating point of the internal combustion engine is thereby possible.
  • high load ranges of the internal combustion engine can be provided to increase a flow cross-section through an opening of the rotatable vane element to realize a low exhaust back pressure and maximum compressor power of the exhaust gas turbocharger to provide a high desired torque and a high desired power of the internal combustion engine.
  • the flow cross-section can be closed again by rotation of the guide vane element in order to realize a particularly good response of the exhaust gas turbocharger or the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • operation of the low pressure exhaust gas turbocharger is advantageously adaptable to an operating point of the internal combustion engine.
  • the relief valve is designed as a variable guide grid, whereby the flow parameters are further positively influenced.
  • the relief valve has a sliding adjustment device, by means of which the flow cross-section, which is traversed by the exhaust gas, can be influenced.
  • the flow cross section can thereby be adapted to operating points of the internal combustion engine to further improve adaptability of the low-pressure exhaust gas turbocharger to operating points the internal combustion engine so as to allow further reduction of fuel consumption and CC> 2 emissions derselbigen.
  • the adjusting device is designed as a die, by means of which the at least one vane element or the variable guide grid element is at least partially receivable.
  • the flow cross-section in a particularly favorable manner and particularly gas-tight enlarged or reduced to optimize the adaptability of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • an axial wheel inlet that is to say the area-dividing inflow diameter of the flow cross-section through which the exhaust gas flows, that is the turbine wheel, is obtained with respect to a mean inflow diameter of the low-pressure exhaust gas turbocharger can be fed substantially transversely or obliquely in the radial direction of the turbine wheel, an additional design degree of freedom for a pairing of the two fast-running numbers u ax / co a ⁇ and u ra d / corad at both
  • the fast running speed u ax / co a ⁇ refers to the described axial wheel entry and the fast running speed u ra d / corad refers to the above-described larger inflow diameter with respect to the radial feed of the exhaust gas to the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger , Since both inflow fl ows are gas-tight and separated, the bypassing of the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger results in a ratio of the isentropic velocities of the fast-running numbers between the two gas flows in the inflow fl ows due to different inlet temperatures and inlet pressures of the exhaust gas
  • Uax ⁇ Urad is now in such a type of turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger for the application of the invention, a further degree of freedom optimization with respect to influencing the efficiency of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger via a fast running number adjustment of the two gas streams in the inlet floods with asymmetric Turbinenbeetzwegung.
  • the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger is therefore an expanded asymmetric turbine, which allows a determination of two inflow diameters from a turbine wheel side.
  • a displaceable adjusting device for influencing flow parameters in particular a cone slide, is provided in a wheel outlet region of the turbine outlet region of the turbine wheel of the low-pressure exhaust gas turbocharger, this has the advantage that this provides a further degree of freedom for optimum adaptation of the operation of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger At operating points of the corresponding internal combustion engine is created, resulting in a further possibility for reducing the fuel consumption and the CO 2 Emmisionen derselbi results.
  • the inflow flows have substantially asymmetrical flow cross-sections. If appropriate, this asymmetry relates both to the inflow floods with respect to one another and to the respective flow cross-section corresponding to an inflow tide.
  • the inflow fl ows are ideally adaptable to flow conditions of the exhaust gas, whereby flow losses can be minimized and thus the largest possible proportion of energy transported by the exhaust gas can be converted into mechanical work to further increase the efficiency of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • This reduction in losses means a reduction in fuel consumption and CC> 2 emissions of the corresponding ones Internal combustion engine.
  • the inflow different sized that is, that a larger flood and a smaller flood exist, so for example by a prerequisite for optimal exhaust gas recirculation (EGR) created, which are particularly efficient NO x emissions of the internal combustion engine can be reduced.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger in the first inflow has a collecting space. This is advantageous insofar as it creates a further adaptability to flow conditions of the exhaust gas. For example, a Aufstau the turbine for realizing an optimal exhaust gas recirculation can be realized, which are associated with the advantages described in this context as.
  • the turbine housing of the low-pressure exhaust-gas turbocharger is designed as a segment housing, this means that gas-tightly separated inflow passages exist over a circumference of the turbine housing, resulting in a plurality of floods over which the turbine wheel can flow. Especially in connection with the first inflow, this means that if there is a second inflow, there are at least three floods.
  • This makes it possible that, for example, a certain number of cylinders in the internal combustion engine can be summarized and directed to an inflow to realize a wide variety of applications for optimal adaptation of the turbine at operating points of the internal combustion engine.
  • the segment housing of the mentioned collection space is formed in the context of such a segment housing.
  • the turbine housing of the low-pressure exhaust gas turbocharger may be formed as a twin housing.
  • a twin housing This means, therefore, that a plurality of inflow passages running parallel over the circumference of the turbine wheel are provided, by means of which requirements of very different application possibilities can also be met, and thus the turbine can be adapted to these requirements.
  • the collecting space can be formed by means of such a twin housing. This means that there is a plurality of separate collecting chambers, which also applies to the design of the turbine housing as a segment housing.
  • At least two separate collecting chambers are formed by means of the segment housing or by means of the twin housing, these can be a symmetrical or a Have asymmetrical Aufstau , creating a maximization of the adaptability of the turbine to a variety of applications, such as an exhaust gas recirculation, created.
  • a further aspect of the invention is that a turbine wheel inlet diameter is formed equal to a turbine wheel outlet diameter of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger.
  • the turbine of the low-pressure exhaust-gas turbocharger or the turbine wheel can be flown either on a larger inflow diameter or a smaller inflow diameter as a function of an operating point of the internal combustion engine.
  • the larger inflow diameter refers to the radial supply of the exhaust gas to the turbine wheel and the smaller inflow diameter to the supply transversely or obliquely to the radial direction of the turbine wheel, said supply can also be referred to as axial or semi-axial supply.
  • the exhaust gas is passed into the first inflow of the turbine of the low-pressure exhaust gas turbocharger, that is, to the larger inflow diameter.
  • the by-matched exhaust gas has a higher pressure level, which results in a higher pressure gradient at the turbine wheel. With such a high pressure gradient also a higher inflow diameter is desirable, which is provided by the radial supply of the exhaust gas to the turbine wheel.
  • the exhaust gas expanded through the turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger can, as already described, be guided to a smaller inflow diameter of the turbine wheel, which thus relates to the area-dividing inflow diameter of the flow cross section, through which the expanded exhaust gas flows from a wheel back when flowing into the turbine wheel axial or in the semi-axial direction flows.
  • the turbine of the low pressure exhaust gas turbocharger can be operated at or near the optimum of the fast running number of 0.7, which means an efficient operation of the turbine and thus a further reduction of fuel consumption and CCVEmissionen the internal combustion engine.
  • FIG. 1 is a circuit diagram of an internal combustion engine with a two-stage supercharging with a high-pressure exhaust gas turbocharger and a low-pressure exhaust gas turbocharger
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a turbine of a low pressure
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view of an alternative to FIG. 2 embodiment of a turbine of a low-pressure exhaust gas turbocharger according to FIG. 1, FIG.
  • FIG. 4 is a circuit diagram of an internal combustion engine with a two-stage supercharging with an alternative to FIG. 1 embodiment of a high-pressure exhaust gas turbocharger and a low-pressure exhaust gas turbocharger and
  • FIG. 5 is a circuit diagram of an internal combustion engine with a two-stage supercharging with an alternative to FIG. 1 and FIG. 4 embodiment of a high-pressure exhaust gas turbocharger and a low-pressure exhaust gas turbocharger with a double-flow bypassing a turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger.
  • FIGS. 1, 4 and 5 show circuit diagrams of a two-stage supercharged internal combustion engine showing different embodiments of a high-pressure exhaust gas turbocharger and a bypass of a turbine of the high-pressure exhaust gas turbocharger
  • FIGS. 2 and 3 show possible embodiments a turbine of a low-pressure exhaust gas turbocharger, as they can be used in a two-stage supercharged internal combustion engine according to FIGS. 1, 4 and 5.
  • FIG. 1 shows an internal combustion engine 10 with a two-stage supercharging system 12.
  • the two-stage supercharging system 12 includes a high-pressure turbocharger 18 and a low-pressure turbocharger 20.
  • the high-pressure turbocharger 18 has a high-pressure turbine 22 on an exhaust gas side 14 of the internal combustion engine 10 on, and the low-pressure turbocharger 20 has on the exhaust side 14 to a low-pressure turbine 24.
  • An exhaust gas of the internal combustion engine 10 flows according to a directional arrow 26 on the exhaust side 14 through the high-pressure turbine 22 and on through the low-pressure turbine 24, whereupon it flows through an exhaust aftertreatment system 28, is cleaned by this and finally exits to the environment.
  • the high-pressure turbine 22 can be bypassed as a function of operating points of the internal combustion engine 10 by means of a bypass 32, which comprises a bypass line 30 and a blow-off valve 34.
  • a bypass 32 which comprises a bypass line 30 and a blow-off valve 34.
  • FIG. 1 the exhaust gas of the internal combustion engine 10 passing through the high-pressure turbine 22 into an inflow trough 36 of the low-pressure turbine 24 and the exhaust gas flowing through the bypass line 30 into an inflow trough 38 of FIG Low-pressure turbine 24 passed.
  • An admission of the inflow floods 36 and 38 of the low-pressure turbine 24 can be regulated via said blow-off valve 34 of the bypass 32.
  • the blow-off valve 34 is in this case designed as a variable radial guide grid and is arranged in an inlet region of a turbine wheel of the low-pressure turbine 24.
  • bypassed exhaust gas from the high-pressure turbine 22 of the high-pressure turbocharger 18 was not released by means of the bypass line 30, it has a high pressure level, whereby a high pressure gradient is created in the low-pressure turbine 24 of the low-pressure turbocharger 20. Therefore, it is desirable to guide the so bypassed exhaust gas to the largest possible inflow diameter of the turbine wheel of the low-pressure turbine 24 and supply it to the turbine wheel via this large inflow diameter. This is just realized in that the bypassed exhaust gas is guided by means of the bypass line 30 just on the inflow 38, which allows a radial flow of the turbine wheel.
  • This exhaust gas flows the turbine wheel obliquely or transversely to the radial direction of the turbine wheel from its Rastructure ago.
  • the turbine wheel of the low-pressure turbine 24 is coupled via a shaft 52 to a compressor wheel of a low-pressure compressor 54, which compresses a sucked by the internal combustion engine 10 air, which is cooled by a first charge air cooler 58.
  • the precompressed air continues to flow through a high pressure compressor 50 having a compressor wheel which is connected via a shaft 48 to a turbine wheel of the high pressure turbine 22.
  • the high pressure Compressor 50 compresses the precompressed air one more time, whereupon it is again cooled by a second charge air cooler 56 and finally supplied to internal combustion engine 10 to represent a desired engine torque.
  • An exhaust gas recirculation system (EGR system) is provided for this purpose, which removes exhaust gas on the exhaust gas side 14 of the internal combustion engine 10 upstream of the high-pressure exhaust gas turbocharger 18 and via an EGR valve 60 and an EGR cooler 62 onto an air side 16 of the internal combustion engine 10 returns.
  • EGR system exhaust gas recirculation system
  • a control device 40 which regulates a recirculated exhaust gas amount 44 and a position 46 of the blow-off valve 34 as a function of an engine operating point 42 and a boost pressure 47, which is indicated by a schematic signal flow.
  • a blow-off or a bypass of the high-pressure turbine 22 is influenced via the control device 40 by means of an adjustment of the blow-off valve 34, the blow-off valve 34 being actuated via an actuator 64.
  • the turbine-integrated blow-off valve 34 is thereby changed in its position and a corresponding flow cross section of the radial supply of the exhaust gas to the turbine wheel is modeled accordingly, that is enlarged or reduced.
  • FIGS. 2 and 3 show turbines 100, 102 of an exhaust gas turbocharger, such as, for example, as a low-pressure exhaust gas turbocharger 20 in a charging system 14 according to FIG. 1 can be used.
  • the turbines 100, 102 thus act as low-pressure turbines 24.
  • the bypass line 30 of the high-pressure turbine 22 is guided onto a collecting space 104 of the respective turbine 100, 102.
  • the collecting space 104 may optionally be designed according to a turbine spiral over a circumference of the same.
  • a turbine housing 106 of the respective turbine 100 or 102 may also be designed as a segment housing, as can be seen in particular in connection with FIGS. 4 and 5.
  • the blow-off valve 34 described in connection with FIG. 1 now comprises in connection with FIGS. 2 and 3, in addition to the collecting space 104, a die 108 movable with an actuator 64, into which openings a profile of the guide blade 110 are introduced with a functional gap of 0.2 to 0.3 mm.
  • a desired cross-section of the relief valve 34 is adjusted over an effective blade height 112 from a closed to a maximum open position.
  • the turbine 100 or 102 is thus a combination turbine with quasi two turbines, of which a turbine just causes the radial flow of the turbine wheel 116 and the other turbine causes the quasi axial flow desselbigen.
  • the turbine, which allows the quasi-axial flow of the turbine wheel 116 may be referred to as a solid geometry axial turbine, since it has no adjustment, for influencing flow parameters. However, this can be provided if necessary.
  • a guide grid 118 is reformed with a relatively flat blade angle such that correspondingly high peripheral speeds are generated from a forthcoming turbine ratio of the bypass line 30 to a turbine outlet of the turbine 100, 102 downstream of the turbine wheel 116 become.
  • the turbine which is formed by the collecting space 104 can be referred to as a radial turbine, and that the radial turbine of the turbine 100 has a vario slider for realizing said relief valve 34.
  • the radial turbine of the turbine 102 has a rotary vane guide grid for realizing the blow-off valve 34.
  • the respective blow-off valve 34 of the turbine 100 or the turbine 102 thus has on the one hand the task of mass flow metering for bypassing the high-pressure turbine 22 and furthermore for conversion of the high pressure ratios into a high speed directly in front of the turbine wheel 116 and too well Lastly, the object of defining a flow direction over a baffle design with a center of gravity emphasizing a circumferential direction. The subsequent turbine wheel 116 then becomes an existing speed energy corresponding to the Euler 'rule machines equation convert to work.
  • a swirl device formed by the guide grid 118 is an improvement in efficiency of a supercharging system according to the supercharging system 12 in FIG. 1 in which the turbines 100 and 102 are employed, respectively, raising air ratio achievable or favorable means a change in charge of the internal combustion engine.
  • the charging system can be controlled very sensitively, both stationary and unsteady, via the device of this type in an improved condition in an entire core field of the internal combustion engine.
  • blow-off swirl valve shown in the respective turbine offers, in addition to a favorable linear opening characteristic of the flow cross-section, also a possibility of a high sealing quality in the closed position.
  • the adjustable die 108 would be moved in the direction of a turbine outlet 120 until an end face 122 of the die 108 was located above a wheel outlet edge 124, as a result of which a very large proportion by mass of the portion is not caused by the high-pressure turbine 22 but also by the turbine wheel 116 Turbine 100 and 102, which represent in a supercharging system 14 of FIG. 1 high-pressure turbine bypasses.
  • FIG. 3 shows a turbine 102 which forms a combination turbine in which said blow-off valve 34 is arranged by means of rotatable vanes over a radial inlet of the turbine wheel 116, wherein the rotatable vanes form the previously described guide vanes 118.
  • Fig. 3 illustrates the larger inflow diameter D raC
  • FIGS. 4 and 5 Compared with the circuit sketch according to FIG. 1, in which a single-flow high-pressure turbine 22 is indicated, the circuit diagrams according to FIGS. 4 and 5 now show a double-flow high-pressure turbine 22 'in which spiral surface values of inlet flows 199 and 201 are different in the example shown. Thus, they are double-flow, asymmetrical high-pressure turbines 22 ', by means of which exhaust gas recirculation rates of a high-pressure AG R system can be influenced.
  • the low-pressure turbine 24 ' in addition to the inlet flow 36, which communicates with an outlet of the high-pressure turbine 22', two mutually separate plenums 38 'and 38 "which in separately guided bypass channels 200 and 202 of the high pressure
  • the said collecting spaces 38 'and 38 can be designed as twin flow casings or also as segment casings 204 with symmetrical or also asymmetrical damming behavior, depending on the task.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine (10) mit einem Hochdruck- Abgasturbolader (18) und einem zu diesem seriell geschalteten Niederdruck- Abgasturbolader (20), welche jeweils zumindest auf einer Abgasseite (14) der Verbrennungskraftmaschine (10) eine von einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbare Turbine (22, 24, 24') aufweisen, wobei ein Bypass (32) mit einem durch ein Turbinengehäuse (106) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) aufgenommenen Abblaseventil (34) vorgesehen ist, mittels welchem die Turbine (22) des Hochdruck-Abgasturboladers (18) vom Abgas umströmbar und das Abgas in eine Einströmflut (36, 38, 38', 38") der Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) leitbar ist, wobei die Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) eine erste Einströmflut (36, 38, 38', 38") aufweist, mittels welcher das Abgas einem durch das Turbinengehäuse (106) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) aufgenommenen Turbinenrad (116) im Wesentlichen in radialer Richtung des Turbinenrads (116) zuführbar ist, und dass die Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) eine zweite Einströmflut (36, 38, 38', 38") aufweist, mittels welcher das Abgas dem Turbinenrad (116) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) im Wesentlichen quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads (116) zuführbar ist.

Description

Daimler AG
Verbrennungskraftmaschine sowie Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine
Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1 sowie ein Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 16.
Derartige Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere Dieselmotoren von Nutzkraftwagen, mit einer Abgasrückführung sind hinlänglich bekannt. Eine derartige Rückführung wird dazu eingesetzt, um Stickoxide, also Nox-Emissionen zur Einhaltung von gesetzlich festgelegten Grenzwerten abzusenken. Diese durch den Gesetzgeber weiter verschärften Grenzwerte, beispielsweise die Euro 6 Norm, erfordern eine weitere Anhebung von Abgasrückführ-Raten. Diese Anhebung der Abgasrückführ-Raten bedeutet für Aufladeaggregate in Form von Abgasturboladern derartiger
Verbrennungskraftmaschinen eine Forderung nach höheren Ladedrücken, um keine all zu großen Abstriche an einer spezifischen Leistung der Verbrennungskraftmaschinen in Kauf nehmen zu müssen.
Ist in kürzerer Vergangenheit ein Absolut-Niveau der maximalen Ladedrücke von ca. 3,5 bar auf 4,5 bar angewachsen, so wird kurz - aber zumindest mittelfristig ein Ladedruck- Bedarf in einigen Betriebsphasen der Verbrennungskraftmaschinen auf ca. 6 bar ansteigen, was gegebenenfalls einen Wechsel von einer einstufigen Aufladung zu einer zweistufigen Aufladung bedeutet.
Für eine breite Anwendung bei Verbrennungskraftmaschinen für Nutzkraftwagen wie auch für Personenkraftwagen bietet sich an, ein Konzept einer Hintereinanderschaltung eines Niederdruck-Abgasturboladers und eines Hochdruck-Abgasturboladers weiter zu entwickeln. Derartige Konzepte sind bereits bekannt. Bei einem derartigen zweistufigen Aufladekonzept ist eine Verbrennungskraftmaschine vorgesehen mit einem Hochdruck- Abgasturbolader und einem zu diesem seriell geschalteten Niederdruck-Abgasturbolader, wobei zudem ein Bypass vorgesehen ist, mittels welchem eine Turbine auf einer Abgasseite der Verbrennungskraftmaschine des Hochdruck-Abgasturboladers von einem Abgas umströmbar ist. Dies bedeutet also, dass der Bypass eine Form einer Abblase- Einrichtung darstellt, durch welche Abgas, das durch die Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers strömt, an dieser Turbine vorbeigeleitet werden kann. Diese Abblase- Einrichtung ist jedoch ein wesentlicher Verlusterzeuger. An dieser Stelle wird ein großer Exergiebetrag in nutzlose Drosselenergie durch Bypassieren der Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers weitgehend in Wärme umgewandelt. Diese Bypassierung der Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers ist für eine Regelung der beiden Abgasturbolader notwendig, um eine Überladung der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine bei der üblicherweise sehr klein ausgelegten Turbine des Hochdruck-Turboladers in einem oberen Drehzahl-Lastbereich der Verbrennungskraftmaschine auszuschließen. Die beschriebene Umwandlung eines großen Exergiebetrags in nutzlose Drosselenergie bedeutet einen deutlichen Wirkungsgradverlust der Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers und damit eine Reduzierung eines Wirkungsgrads des gesamten Hochdruck-Abgasturboladers, bzw. des gesamten Aufladesystems, womit ein erhöhter Kraftstoffverbrauch und erhöhte Cθ2-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine einhergehen.
Es ist daher wünschenswert, eine Verbesserung eines Gesamtwirkungsgrades einer derartigen zweistufigen Aufladung zu verbessern und gleichzeitig Unstetigkeiten hinsichtlich eines Abgasdrucks und eines Ladedrucks einer Luftseite der Verbrennungskraftmaschine zu vermeiden.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Verbrennungskraftmaschine der eingangs genannten Art derart weiter zu entwickeln, dass ein erhöhter Gesamtwirkungsgrad der Verbrennungskraftmaschine erreicht ist.
Diese Aufgabe wird durch eine Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 sowie Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 16 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Eine solche Verbrennungskraftmaschine mit einem Hochdruck-Abgasturbolader und einem mit diesem seriell geschalteten Niederdruck-Abgasturbolader, welche jeweils zumindest auf einer Abgasseite der Verbrennungskraftmaschine eine von einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine durchströmbare Turbine aufweisen, wobei ein Bypass mit einem durch ein Turbinengehäuse des Niederdruck-Abgasturboladers aufgenommenen Abblaseventil vorgesehen ist, mittels welchem die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers vom Abgas umströmbar und das Abgas in eine Einströmflut der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers leitbar ist, zeichnet sich erfindungsgemäß dadurch aus, dass die Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers eine erste Einströmflut aufweist, mittels welcher das Abgas einem durch das Turbinengehäuse des Niederdruck- Abgasturboladers aufgenommenen Turbinenrad im Wesentlichen in radialer Richtung des Turbinenrads zuführbar ist, und dass die Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers eine zweite Einströmflut aufweist, mittels welcher das Abgas dem Turbinenrad des Niederdruck-Abgasturboladers im Wesentlich quer bzw. schräg zur radialen Richtung auf einem niederem Radeintrittsdurchmesser des Turbinenrads zuführbar ist.
Die Zuführung im Wesentlichen schräg bzw. quer zur radialen Richtung des Turbinenrads meint dabei, dass also das Abgas im Wesentlichen von einem Radrücken des Turbinenrads des Niederdruck-Abgasturboladers dem Turbinenrad zuführbar ist. Eine Steigerung eines Wirkungsgrad eines derartigen zweistufigen Aufladesystems ist zum einen dadurch erreicht, dass die Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers erfindungsgemäß so ausgebildet ist, dass sie zwei unterschiedliche Einströmdurchmesser für das Abgas bietet, nämlich zum einen, einen ersten Einströmdurchmesser des dem Turbinenrad des Niederdruck-Abgasturboladers zugeführten Abgases in Form der beschriebenen radialen Zuführung und zum anderen einen zweiten, kleineren Einströmdurchmesser durch die quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads, also quasi axial bzw. halbaxial verlaufende Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad des Niederdruck-Abgasturboladers.
Dieser zweite Durchmesser bezieht sich dabei auf einen flächenteilenden Durchmesser einer Einströmfläche, die bei dieser axialen bzw. halbaxialen Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad vom Abgas durchströmt wird.
Dadurch sind also zwei unterschiedliche Einströmdurchmesser der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers geschaffen, wodurch eine effizientere Anpassung der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers an unterschiedliche Betriebspunkte der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine möglich ist. Dies bedeutet einen effizienteren und damit Wirkungsgrad günstigeren Betrieb dieser Turbine bei gleichzeitiger Sicherstellung einer benötigten und gewünschten Luftversorgung der Verbrennungskraftmaschine zur Realisierung eines geforderten Moments, woraus sich eine Reduzierung eines Kraftstoffverbrauchs und von CC>2-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine ergibt.
Durch eine Regelung des genannten Abblaseventils kann das Abgas den einzelnen unterschiedlichen Einströmfluten in Abhängigkeit des Betriebspunkts der Verbrennungskraftmaschine zugeteilt werden, wodurch der Betrieb der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers optimal an den aktuellen Punkt der Verbrennungskraftmaschine anpassbar ist zur Erreichung der genannten Vorteile in Form eines niedrigeren Kraftstoffverbrauchs und niedrigerer Cθ2-Emissionen.
Durch die erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine ist es also ermöglicht, eine Exergie einer Abblasemenge des mittels des Bypasses an der Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers vorbeigeleiteten Abgases direkt vor dem Turbinenrad des Niederdruck- Abgasturboladers in Geschwindigkeitsenergie umzuwandeln und diese Geschwindigkeitsenergie dann unmittelbar im nachfolgenden Turbinenrad in mechanische Arbeit zu überführen.
Vorteilhafter Weise ist mittels des Bypasses das Abgas in die erste Einströmflut der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers leitbar. Das mittels des Bypasses an der Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers vorbeigeführte Abgas ist also durch die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers nicht entspannt und weist dadurch einen höheren Druck auf, weswegen es idealer Weise an einen großen Einströmdurchmesser des nachfolgenden Turbinenrads des Niederdruck-Abgasturboladers zu leiten bzw. zu führen ist, da ein größerer Einströmdurchmesser bei einem höheren Druckverhältnis, was auf Grund des nicht-entspannten Abgases der Fall ist, deswegen wünschenswert ist, da dadurch eine Schnell-Laufzahl der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers bei oder zumindest nahe des Optimums von 0,7 ermöglicht ist. Dies bedeutet einen besonders effizienten Betrieb der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers, womit eine weitere Steigerung des Wirkungsgrades der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers und damit der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine erreicht ist. Damit einher geht der Vorteil einer weiteren Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CO2- Emissionen.
Zusammengefasst bedeutet dies also, dass auf Grund des höheren Drucks des beigepassten Abgases ein höheres Druckverhältnis ermöglicht ist, welches vorteilhafter Weise auf einen größeren Einströmdurchmesser des Turbinenrads des Niederdruck- Abgasturboladers zu führen ist, was durch die erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine ermöglicht ist zur Erreichung einer optimalen Schnell- Laufzahl der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers.
Das durch die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers entspannte Abgas ist dabei an die zweite Flut der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers über eine auf dem beschriebenen Einströmdurchmesser der Beaufschlagungsdüse am Radrücken des Turbinenrads des Niederdruck-Abgasturboladers führbar. Dieses Abgas weist ein niedrigeres Druckniveau auf, woraus sich ein niedriges Druckgefälle bzw. Druckverhältnis ergibt, wodurch ein optimaler Betrieb der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers dadurch ermöglicht ist, dass dieses Abgas mit einem niedrigeren Niveau auch auf den kleineren Einströmdurchmesser der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers geführt ist.
Dadurch ist also eine Verbrennungskraftmaschine geschaffen, bei welcher das Abgas bedarfsgerecht, nämlich in Abhängigkeit seines Druckniveaus, der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers zuführbar ist zur Erreichung eines hohen Wirkungsgrades der Verbrennungskraftmaschine.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist das Abblaseventil, welches also zur Regelung des Bypasses der Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers vorgesehen ist, in einem Radeintrittsbereich des Turbinenrads angeordnet, woraus sich eine sehr kompakte Bauweise der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers ergibt. Dadurch sind Package-Probleme lösbar, die sich insbesondere in einem Motorraum, in welchem die Verbrennungskraftmaschine und damit die Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers angeordnet sind, als äußerst kritisch erweisen können.
Ist das Abblaseventil in der ersten Einströmflut angeordnet, also in der Einströmflut, über welche das Abgas dem Turbinenrad der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers in radialer Richtung zuführbar ist, so birgt dies den Vorteil, dass an dieser Stelle eine Platzierung des Abblaseventils in besonders günstiger, unaufwendiger und platzsparender Weise möglich ist zur Reduzierung sowohl eines Fertigungs- als auch eines Montageaufwands des Niederdruck-Abgasturboladers womit eine Reduzierung von Kosten des Niederdruck-Abgasturboladers und damit der Verbrennungskraftmaschine einher geht. Ein weiterer vorteilhafter Aspekt der Erfindung sieht vor, dass das Abblaseventil zumindest ein Leitschaufelelement, idealer Weise allerdings eine Mehrzahl an Leitschaufelelementen aufweist, die um einen Umfang um das Turbinenrad des Niederdruck-Abgasturboladers verteilt sind. Dadurch ist das Abgas dem Turbinenrad in besonders günstiger und effizienter Weise bezüglich eines Anströmwinkels zuführbar, wodurch ein noch effizienterer Betrieb ermöglicht ist, was wiederum in einer weiteren Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CC>2-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine resultiert. Das Abblaseventil stellt somit einen Drallerzeuger dar, welcher Strömungsparameter des Abgases durch seine Düsenkanäle positiv beeinflusst.
Ist das zumindest eine Leitschaufelelement des Abblaseventils in Form des Drallerzeugers drehbar gelagert, so ist dadurch eine optimale Anpassung der Strömungsparameter an einen Betriebspunkt der Verbrennungskraftmaschine möglich. In hohen Lastbereichen der Verbrennungskraftmaschine kann dabei vorgesehen sein, einen Strömungsquerschnitt durch eine Öffnung des drehbaren Leitschaufelelements zu vergrößern zur Realisierung eines geringen Abgasgegendrucks und einer maximalen Verdichterleistung der Abgasturbolader zur Bereitstellung eines hohen gewünschten Moments und einen hohen gewünschten Leistung der Verbrennungskraftmaschine. In niedrigen Lastbereichen kann der Strömungsquerschnitt durch Drehung des Leitschaufelelements wieder geschlossen werden, um ein besonders gutes Ansprechverhalten der Abgasturboladers bzw. des Niederdruck-Abgasturboladers zu realisieren. In jeglicher Hinsicht ist ein Betrieb des Niederduck-Abgasturboladers in vorteilhafter Weise auf einen Betriebspunkt der Verbrennungskraftmaschine anpassbar.
Ebenso kann vorgesehen sein, dass das Abblaseventil als variables Leitgitter ausgebildet ist, wodurch die Strömungsparameter weiter positiv beeinflussbar sind.
Eine weitere Anpassungsmöglichkeit des Niederdruck-Abgasturboladers bzw. der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers ist dadurch erreicht, dass bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung das Abblaseventil eine schiebbare Verstellvorrichtung aufweist, mittels welcher der Strömungsquerschnitt, welcher vom Abgas durchströmt wird, beeinflussbar ist. Wie bereits in Zusammenhang mit dem drehbaren Leitschaufelelement beschrieben, kann dadurch der Strömungsquerschnitt an Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine angepasst werden zur weiteren Verbesserung einer Anpassbarkeit des Niederdruck-Abgasturboladers an Betriebspunkte der Verbrennungskraftmaschine um damit eine weitere Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CC>2-Emissionen derselbigen zu ermöglichen.
Dabei kann vorgesehen sein, dass die Verstellvorrichtung als Matrize ausgebildet ist, mittels welcher das zumindest eine Leitschaufelelement bzw. das variable Leitgitterelement zumindest bereichsweise aufnehmbar ist. Somit ist der Strömungsquerschnitt in besonders günstiger Art und Weise und besonders gasdicht vergrößerbar bzw. verkleinerbar zur Optimierung der Anpassbarkeit des Niederdruck- Abgasturboladers.
Durch eine Festlegung eines Durchmessers des Turbinenrads des Niederdruck- Abgasturboladers stromab des Abblaseventils in Form des variablen Drallerzeugers erhält man in Bezug zu einem mittleren Einströmdurchmesser einen axialen Radeintritt, also der oben beschriebene flächenteilende Einströmdurchmesser des Strömungsquerschnitts, welcher von dem Abgas durchströmt wird, das dem Turbinenrad des Niedrigdruck- Abgasturboladers im Wesentlich quer bzw. schräg in radialer Richtung des Turbinenrads zuführbar ist, einen zusätzlichen Auslegungsfreiheitsgrad für eine Paarung der beiden Schnell-Laufzahlen uax/coaχ und urad/corad an beiden
Turbineneintrittsflanschquerschnitten der Turbine des Niederduck-Abgasturboladers. Die Schnell-Laufzahl uax/coaχ bezieht sich dabei auf den beschriebenen axialen Radeintritt und die Schnell-Laufzahl urad/corad bezieht sich dabei auf den oben beschriebenen größeren Einströmdurchmesser bezüglich der radialen Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad des Niederdruck-Abgasturboladers. Da beide Einströmfluten gasdicht und getrennt verlaufen, ergibt sich durch die Bypassierung der Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers auf Grund unterschiedlicher Eintrittstemperaturen und Eintrittsdrücke des Abgases ein Verhältnis der Isentropengeschwindigkeiten der Schnell-Laufzahlen zwischen beiden Gasströmen in den Einströmfluten von
c0ax < crad
Über ein Einströmdurchmesserverhältnis der beiden oben beschriebenen Radeintritte, welches proportional zum Verhältnis der Umfangsgeschwindigkeiten der Schnell- Laufzahlen
Uax < Urad ist, besteht nun bei einem derartigen Typ der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers für die erfindungsgemäße Anwendung ein weiterer Optimierungsfreiheitsgrad hinsichtlich einer Beeinflussung des Wirkungsgrades der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers über eine Schnell-Laufzahl-Abgleichung der beiden Gasströme in den Eintrittsfluten mit asymmetrischer Turbinenbeaufschlagung. Die Turbine des Niederdruck- Abgasturboladers ist demnach eine erweiterte asymmetrische Turbine, die von einer Turbinenradseite eine Festlegung von zwei Einströmdurchmessern erlaubt.
Ist in einem Radaustrittsbereich des Turbinenaustrittsbereich des Turbinenrades des Niederduck-Abgasturboladers eine verschiebbare Verstellvorrichtung zur Beeinflussung von Strömungsparametern, insbesondere ein Konusschieber, vorgesehen, so hat dies den Vorteil inne, dass dadurch ein weiterer Freiheitsgrad für die optimale Anpassung des Betriebs der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers an Betriebspunkte der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine geschaffen ist, woraus sich eine weitere Möglichkeit zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der Cθ2-Emmisionen derselbigen ergibt.
An dieser Stelle sei angemerkt, dass die beschriebenen, Strömungsparameter beeinflussenden Vorrichtungen auch in Verbindung mit dem Hochdruck-Abgasturbolader zum Einsatz kommen können, sowohl an einem Radaustritt sowie auch an einem Radeintritt des Turbinenrads der Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers. Dabei gilt das in Verbindung mit der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers Gesagte auch bezüglich der Vorteile analog. Ebenso kann vorgesehen sein, dass auch Verdichter der jeweiligen Abgasturbolader mit Strömungsparameter beeinflussenden Verstellvorrichtungen in einem Radeintrittsbereich oder in einem Radaustrittsbereich eines Verdichterrads des jeweiligen Verdichters ausgebildet sein können.
Bei einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung weisen die Einströmfluten im Wesentlichen asymmetrische Strömungsquerschnitte auf. Diese Asymmetrie bezieht sich dabei gegebenenfalls sowohl auf die Einströmfluten gegenüber einander als auch auf den jeweiligen zu einer Einströmflut korrespondierenden Strömungsquerschnitt. Dadurch sind die Einströmfluten ideal auf Strömungsverhältnisse des Abgases anpassbar, wodurch Strömungsverluste minimierbar sind und somit ein möglichst großer Anteil an durch das Abgas transportierte Energie in mechanische Arbeit umwandelbar ist zur weiteren Steigerung des Wirkungsgrads der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers. Diese Reduzierung der Verluste bedeutet eine Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CC>2-Emissionen der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine. Sind die Einströmfluten unterschiedlich groß ausgebildet, das heißt, dass eine größere Flut und eine kleinere Flut existieren, so ist beispielsweise dadurch eine Voraussetzung für eine optimale Abgasrückführung (AGR) geschaffen, wodurch besonders effizient NOx-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine reduzierbar sind.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung sieht vor, dass die Turbine des Niederdruck- Abgasturboladers in der ersten Einströmflut einen Sammelraum aufweist. Dies ist insofern vorteilbehaftet, als dass dadurch eine weitere Anpassbarkeit an Strömungsverhältnisse des Abgases geschaffen ist. Beispielsweise ist ein Aufstauverhalten der Turbine zur Realisierung einer optimalen Abgasrückführung realisierbar, womit die in diesem Zusammenhang als beschriebene Vorteile einhergehen.
Ist das Turbinengehäuse des Niederdruck-Abgasturboladers als Segmentgehäuse ausgebildet, so bedeutet dies, dass über einen Umfang des Turbinengehäuses gasdicht getrennte Einströmfluten existieren, woraus sich also eine Mehrzahl an Fluten ergibt, über welche das Turbinenrad anströmbar ist. Besonders im Zusammenhang mit der ersten Einströmflut bedeutet dies, dass bei der Existenz einer zweiten Einströmflut somit zumindest drei Fluten existieren. Dadurch ist es ermöglicht, dass beispielsweise eine gewisse Anzahl an Zylinder in der Verbrennungskraftmaschine zusammenfassbar und auf eine Einströmflut leitbar ist zur Realisierung unterschiedlichster Anwendungen zur optimalen Anpassung der Turbine an Betriebspunkten der Verbrennungskraftmaschine. Ebenso kann vorgesehen sein, dass mittels des Segmentgehäuses der erwähnte Sammelraum im Rahmen eines derartigen Segmentgehäuses ausgebildet ist.
Alternativer Weise kann das Turbinengehäuse des Niederdruck-Abgasturboladers als Zwillingsgehäuse ausgebildet sein. Dies bedeutet also, dass eine Mehrzahl an über dem Umfang des Turbinenrads parallel laufende Einströmfluten vorgesehen sind, mittels welchem ebenso Anforderungen unterschiedlichster Anwendungsmöglichkeiten erfüllbar und somit die Turbine an diese Anforderungen anpassbar ist. Wie bereits im Zusammenhang mit dem Segmentgehäuse erläutert, kann dabei der Sammelraum mittels eines derartigen Zwillingsgehäuses ausgebildet sein. Dies bedeutet also, dass eine Mehrzahl an separaten Sammelräumen existiert, was ebenso auf die Ausbildung des Turbinengehäuses als Segmentgehäuse zutrifft.
Sind also zumindest zwei getrennte Sammelräume mittels des Segmentgehäuses oder mittels des Zwillingsgehäuses gebildet, so können diese ein symmetrisches oder ein asymmetrisches Aufstauverhalten aufweisen, wodurch eine Maximierung der Anpassbarkeit der Turbine an unterschiedlichste Anwendungsmöglichkeiten, beispielsweise an eine Abgasrückführung, geschaffen ist.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung ist, dass ein Turbinenradeintrittsdurchmesser gleich einem Turbinenradaustrittsdurchmesser der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers ausgebildet ist. Dies bedeutet eine Ausweitung eines Abblasequerschnitts auf sehr große Werte hin, was eine besonders gute Bypassierung der Turbine des Hochdruck- Abgasturboladers durch den großen Abblasequerschnitt bedeutet.
Bei einem erfindungsgemäßen Verfahren zum Betreiben einer
Verbrennungskraftmaschine mit einem Hochdruck-Abgasturbolader und einem zu diesem seriell geschalteten Niederdruck-Abgasturbolader, welche jeweils zumindest auf einer Abgasseite der Verbrennungskraftmaschine eine von einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine durchströmbare Turbine aufweisen, bei welchem mittels eines Bypasses mit einem durch ein Turbinengehäuse des Niederdruck-Abgasturboladers aufgenommen Abblaseventil die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers vom Abgas umströmt und das Abgas in einer Einströmflut der Turbine des Niederdruck- Abgasturboladers geleitet wird, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass das Abgas in Abhängigkeit eines Betriebspunkts der Verbrennungskraftmaschine bedarfsgerecht einem durch das Turbinengehäuse des Niederdruck-Abgasturboladers aufgenommenen Turbinenrad über eine erste Einströmflut im Wesentlichen in radialer Richtung und/oder über eine zweiten Einströmflut im Wesentlichen quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads zugeführt wird.
Das bedeutet also, dass damit alle bereits in Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine beschriebenen Vorteile ermöglicht sind. Durch das erfindungsgemäße Verfahren kann also die Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers bzw. das Turbinenrad in Abhängigkeit eines Betriebspunkts der Verbrennungskraftmaschine entweder auf einem größeren Einströmdurchmesser oder einem kleineren Einströmdurchmesser angeströmt werden. Der größere Einströmdurchmesser bezieht sich dabei auf die radiale Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad und der kleinere Einströmdurchmesser auf die Zuführung quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads, wobei diese Zuführung auch als axiale bzw. halbaxiale Zuführung bezeichnet werden kann. Somit wird Exergie des Abgases, welches mittels des Bypasses um die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers herumgeführt wird, nicht verschwendet sondern in der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers in mechanische Arbeit umgewandelt. Dies bedeutet eine Steigerung eines Wirkungsgrads der Turbine des Niederdruck-Abgasturboladers und damit der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine, was in einem niedrigeren Kraftstoffverbrauch und in niedrigeren CCVEmissionen derselbigen resultiert.
Vorteilhafter Weise wird mittels des Bypasses das Abgas in die erste Einströmflut der Turbine der Niederdruck-Abgasturboladers geleitet, das heißt also, auf den größeren Einströmdurchmesser. Wie schon in Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Verbrennungskraftmaschine erläutert, weist das bygepasste Abgas ein höheres Druckniveau auf, wodurch sich am Turbinenrad ein höheres Druckgefälle ergibt. Bei einem derartigen hohen Druckgefälle ist auch ein höherer Einströmdurchmesser wünschenswert, welcher durch die radiale Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad geschaffen ist. Das durch die Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers entspannte Abgas kann dabei wie bereits beschrieben auf einen kleineren Einströmdurchmesser des Turbinenrads geführt werden, welcher sich also auf den flächenteilenden Einströmdurchmesser des Strömungsquerschnitts bezieht, durch welchen das entspannte Abgas bei Einströmen in das Turbinenrad von einem Radrücken her in axialer bzw. in halbaxialer Richtung strömt. Dies bedeutet, dass somit die Turbine des Niederduck- Abgasturboladers bei bzw. nahe des Optimums der Schnell-Laufzahl von 0,7 betrieben werden kann, was einen effizienten Betrieb der Turbine und damit eine weitere Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CCVEmissionen der Verbrennungskraftmaschine bedeutet.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Verbrennungskraftmaschine sind dabei als vorteilhafte Ausgestaltungen des Verfahrens anzusehen.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung mehrerer Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die in der nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegeben Kombination, sondern auch in andere Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen. Die Zeichnungen zeigen in:
Fig. 1 eine Schaltungsskizze einer Verbrennungskraftmaschine mit einer zweistufigen Aufladung mit einem Hochdruck-Abgasturbolader und einem Niederdruck-Abgasturbolader,
Fig. 2 eine Längsschnittansicht einer Turbine eines Niederdruck-
Abgasturboladers gemäß Fig. 1 ,
Fig. 3 eine Längsschnittansicht einer zu Fig. 2 alternativen Ausführungsform einer Turbine eines Niederdruck-Abgasturboladers gemäß Fig. 1 ,
Fig. 4 eine Schaltungsskizze einer Verbrennungskraftmaschine mit einer zweistufigen Aufladung mit einer zu Fig. 1 alternativen Ausführungsform eines Hochdruck-Abgasturboladers und eines Niederdruck- Abgasturboladers und
Fig. 5 eine Schaltungsskizze einer Verbrennungskraftmaschine mit einer zweistufigen Aufladung mit einer zu Fig. 1 und Fig. 4 alternativen Ausführungsform eines Hochdruck-Abgasturboladers und eines Niederdruck-Abgasturboladers mit einer zweiflutigen Beipassierung einer Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers.
Während die Fig. 1 , 4 und 5 Schaltungsskizzen einer zweistufig aufgeladenen Verbrennungskraftmaschine zeigen, wobei unterschiedliche Ausführungsformen eines Hochdruck-Abgasturboladers bzw. eines Niederdruck-Abgasturboladers und einer Bypassierung einer Turbine des Hochdruck-Abgasturboladers gezeigt sind, zeigen die Fig. 2 und 3 mögliche Ausführungsformen einer Turbine eines Niederdruck- Abgasturboladers, wie sie bei einer zweistufig aufgeladenen Verbrennungskraftmaschine gemäß den Fig. 1 , 4 und 5 einsetzbar sind.
Die Fig. 1 zeigt eine Verbrennungskraftmaschine 10 mit einem zweistufigen Aufladesystem 12. Das zweistufige Aufladesystem 12 umfasst dabei einen Hochdruck- Turbolader 18 und einen Niederdruck-Turbolader 20. Der Hochdruck-Turbolader 18 weist auf einer Abgasseite 14 der Verbrennungskraftmaschine 10 eine Hochdruck-Turbine 22 auf, und der Niederdruck-Turbolader 20 weist auf der Abgasseite 14 eine Niederdruck- Turbine 24 auf. Ein Abgas der Verbrennungskraftmaschine 10 strömt gemäß einem Richtungspfeil 26 auf der Abgasseite 14 durch die Hochdruck-Turbine 22 und weiter durch die Niederdruck- Turbine 24, worauf es eine Abgasnachbehandlungsanlage 28 durchströmt, von dieser gereinigt wird und schließlich an die Umgebung austritt. Die Hochdruck-Turbine 22 ist in Abhängigkeit von Betriebspunkten der Verbrennungskraftmaschine 10 mittels eines Bypasses 32 bypassierbar, welche eine Bypassleitung 30 und ein Abblaseventil 34 umfasst. Wie in der Fig. 1 zu sehen ist, wird das Abgas der Verbrennungskraftmaschine 10, welches die Hochdruck-Turbine 22 durchströmt, in eine Einströmflut 36 der Niederdruck-Turbine 24 und das Abgas, welches durch die Bypassleitung 30 strömt, in eine Einströmflut 38 der Niederdruck-Turbine 24 geleitet. Eine Beaufschlagung der Einströmfluten 36 und 38 der Niederdruck-Turbine 24 kann dabei über besagtes Abblaseventil 34 des Bypasses 32 geregelt werden. Das Abblaseventil 34 ist hierbei als variables Radial-Leitgitter ausgebildet und ist in einem Eintrittsbereich eines Turbinenrads der Niederdruck-Turbine 24 angeordnet.
Da mittels der Bypassleitung 30 bypassiertes Abgas von der Hochdruck-Turbine 22 des Hochdruck-Turboladers 18 nicht entspannt wurde, weist es ein hohes Druckniveau auf, wodurch ein hohes Druckgefälle in der Niederdruck-Turbine 24 des Niederdruck- Turboladers 20 geschaffen ist. Daher ist es wünschenswert, das so bypassierte Abgas an einen möglichst großen Einströmdurchmesser des Turbinenrads der Niederdruck-Turbine 24 zu führen und es über diesen großen Einströmdurchmesser dem Turbinenrad zuzuführen. Dies ist eben dadurch realisiert, dass das bypassierte Abgas mittels der Bypassleitung 30 eben auf die Einströmflut 38 geführt wird, die eine radiale Anströmung des Turbinenrads ermöglicht.
Das durch die Hochdruck-Turbine 20 strömende Abgas, welches ein niedrigeres Druckniveau aufweist, woraus sich ein niedrigeres Druckgefälle in der Niederdruck- Turbine 24 ergibt, wird über die Einströmflut 36 an einen geringeren Einströmdurchmesser des Turbinenrads geleitet. Dieses Abgas strömt das Turbinenrad schräg bzw. quer zur radialen Richtung des Turbinenrads von seinem Radrücken her an.
Das Turbinenrad der Niederdruck-Turbine 24 ist über eine Welle 52 mit einem Verdichterrad eines Niederdruck-Verdichters 54 gekoppelt, welches eine von der Verbrennungskraftmaschine 10 angesaugte Luft verdichtet, die von einem ersten Ladeluftkühler 58 gekühlt wird. Die vorverdichtete Luft strömt weiter durch einen Hochdruck-Verdichter 50, welcher ein Verdichterrad aufweist, welches über eine Welle 48 mit einem Turbinenrad der Hochdruck-Turbine 22 verbunden ist. Der Hochdruck- Verdichter 50 verdichtet die vorverdichtete Luft um eine weiteres, worauf sie durch einen zweiten Ladeluftkühler 56 wiederum gekühlt und schließlich der Verbrennungskraftmaschine 10 zur Darstellung eines gewünschten Motormoments zugeführt wird.
Zu dem ist ein Abgasrückführ-System (AGR-System) vorgesehen, welches stromauf des Hochdruck-Abgasturboladers 18 Abgas auf der Abgasseite 14 der Verbrennungskraftmaschine 10 entnimmt und über ein AGR-Ventil 60 und einen AGR- Kühler 62 auf eine Luftseite 16 der Verbrennungskraftmaschine 10 zurückführt. Dadurch ist eine Reduzierung von Stickoxiden der Verbrennungskraftmaschine 10 realisiert.
Zur Regelung der genannten Komponenten ist eine Regelungseinrichtung 40 vorgesehen, welche in Abhängigkeit eines Motorbetriebspunkts 42 und eines Ladedrucks 47 eine rückgeführte Abgasmenge 44 sowie eine Position 46 des Abblaseventils 34 regelt, was mit einem schematischen Signalfluss angedeutet ist. Je nach erlaubten Ladedruck P2 wird über die Regelungseinrichtung 40 eine Abblasung bzw. eine Umgehung der Hochdruck-Turbine 22 mittels einer Verstellung des Abblaseventils 34 beeinflusst, wobei das Abblaseventil 34 über einen Aktuator 64 betätigt wird. Das turbinenintegrierte Abblasventil 34 wird dadurch in seiner Position verändert und ein entsprechender Strömungsquerschnitt der radialen Zuführung des Abgases zum Turbinenrad entsprechend modelliert, das heißt vergrößert oder verkleinert.
In Fig. 2 und 3 bezeichnen gleiche Bezugszeichen gleiche Elemente.
Die Fig. 2 und 3 zeigen Turbinen 100, 102 eines Abgasturboladers, wie beispielsweise als Niederdruck-Abgasturbolader 20 in einem Aufladesystem 14 gemäß Fig. 1 einsetzbar ist. Die Turbinen 100, 102 fungieren somit als Niederdruck-Turbinen 24. In Zusammenhang mit Fig. 1 wird also die Bypassleitung 30 der Hochdruck-Turbine 22 auf einen Sammelraum 104 der jeweiligen Turbine 100, 102 geführt. Der Sammelraum 104 kann gegebenenfalls entsprechend einer Turbinenspirale über einen Umfang derselbigen gestaltet sein. Je nach Typ der Hochdruck-Turbine 22 kann ein Turbinengehäuse 106 der jeweiligen Turbine 100 bzw. 102 auch als Segmentgehäuse ausgebildet sein, wie insbesondere in Zusammenhang mit Fig. 4 und 5 zu sehen ist.
Das in Zusammenhang mit Fig. 1 beschriebene Abblaseventil 34 umfasst nun in Zusammenhang mit den Fig. 2 und 3 neben dem Sammelraum 104 eine mit einem Aktuator 64 beweglichen Matrize 108, in welche Öffnungen eines Profils von Leitschaufel 110 mit einem Funktionsspalt von 0,2 bis 0,3 mm eingebracht sind. Mittels einer Stellung der Matrize 108, welche fest mit dem Aktuator 64 gekoppelt ist, wird ein gewünschter Querschnitt des Abblaseventils 34 über eine wirksame Schaufelhöhe 112 von einer geschlossenen bis zu einer maximal geöffneten Position eingeregelt. Ein Austrittskanal der Hochdruck-Turbine 22, durch welchen also Abgas strömt, welches von der Hochdruck-Turbine 22 entspannt wurde, ist mit einer Einströmflut 114 der Turbine 100 bzw. 102 gasdicht verbunden und wird von der Einströmflut 114 in quasi axialer Richtung einem Turbinenrad 116 der Turbine 100 bzw. 102 zugeführt.
Da das Abgas über den Sammelraum 104 dem Turbinenrad 116 in radialer Richtung des Turbinenrads zugeführt wird, handelt es sich bei der Turbine 100 bzw. 102 somit um eine Kombinationsturbine mit quasi zwei Turbinen, wovon eine Turbine eben die radiale Anströmung des Turbinenrads 116 bewirkt und die andere Turbine die quasi axiale Anströmung desselbigen bewirkt. Die Turbine, die die quasi axiale Anströmung des Turbinenrads 116 ermöglicht, kann als Festgeometrie-Axialturbine bezeichnet werden, da sie keine Verstellvorrichtung aufweist, zur Beeinflussung von Strömungsparametern. Dies kann aber gegebenenfalls vorgesehen sein.
Zur wirkungsgradgünstigen Exergieumsetzung einer Strömung des Abgases im Turbinenrad 116 wird ein Leitgitter 118 in der Weise mit relativ zur Umfangsrichtung flachen Schaufelwinkel umgeformt, dass entsprechend hohe Umfangsgeschwindigkeiten aus einem anstehenden Turbinenverhältnis der Bypassleitung 30 zu einem Turbinenaustritt der Turbine 100 bzw. 102 stromab des Turbinenrad 116 erzeugt werden.
An dieser Stelle sei angemerkt, dass die Turbine, welche durch den Sammelraum 104 gebildet wird, als Radialturbine bezeichnet werden kann, und dass die Radialturbine der Turbine 100 einen Varioschieber zur Realisierung des besagten Abblaseventils 34 aufweist. Die Radialturbine der Turbine 102 weist im Gegensatz dazu ein Drehschaufel- Leitgitter zur Realisierung des Abblaseventils 34 auf.
Das jeweilige Abblaseventil 34 der Turbine 100 bzw. der Turbine 102 hat also zum einen die Aufgabe, eine Massenstromdosierung für ein Bypassieren der Hochdruck-Turbine 22 und des Weiteren für eine Umsetzung der hohen Druckverhältnisse in eine hohe Geschwindigkeit direkt vor dem Turbinenrad 116 und zu guter letzt die Aufgabe einer Definition einer Strömungsrichtung über eine Leitgittergestaltung mit einem Schwerpunkt einer Betonung einer Umfangsrichtung. Das nachfolgende Turbinenrad 116 wird dann einer vorhandenen Geschwindigkeitsenergie entsprechend der Euler'schen Maschinengleichung in Arbeit umwandeln.
Eine Folge einer Drall-Einrichtung, welche durch das Leitgitter 118 gebildet ist, ist eine Verbesserung eines Wirkungsgrads eines Aufladesystems gemäß dem Aufladesystem 12 in Fig. 1 , in welchem die Turbinen 100 bzw. 102 eingesetzt werden, was eine Anhebung erzielbarer Luftverhältniszahlen oder eine Begünstigung eines Ladungswechsels der Verbrennungskraftmaschine bedeutet. Zum anderen wird das Aufladesystem über die derartige Vorrichtung in einer verbesserten Gegebenheit in einem gesamten Kernfeld der Verbrennungskraftmaschine stationär wie instationär sehr sensibel regelbar.
Gegenüber Standard-Abblaseventilen außerhalb der Turbine bietet das gezeigte Abblase- Drallventil in der jeweiligen Turbine neben einer günstigen linearen Öffnungscharakteristik des Strömungsquerschnitts auch eine Möglichkeit einer hohen Abdichtungsqualität in der geschlossenen Position.
Eine Ausweitung eines Abblasequerschnitts in Form des Strömungsquerschnitts des Abblaseventils 34 auf sehr große Werte ist ebenfalls denkbar, wodurch auch die Bypassierung der Niederdruck-Turbine 22 bei Bedarf bewerkstelligbar ist. Ein Turbinentyp gemäß Fig. 2 mit einem TRIM100 Turbinenrad, wobei also ein Eintrittsraddurchmesser gleich einem Austrittsraddurchmesser ist, ist hierfür eine ideale Basis. Die verstellbare Matrize 108 würde man im Extremfall soweit in Richtung eines Turbinenaustritts 120 bewegen, bis sich ein Stirnseite 122 der Matrize 108 über eine Radaustrittskante 124 befände, wodurch ein sehr großer Massenstromanteil des Anteils nicht durch die Hochdruck-Turbine 22 sondern auch das Turbinenrad 116 der Turbine 100 bzw. 102, welche in einem Aufladesystem 14 gemäß Fig. 1 Hochdruck-Turbine darstellen, umgeht.
Wie bereits angedeutet, zeigt die Fig. 3 eine Turbine 102, welche eine Kombinationsturbine bildet, bei welcher besagtes Abblaseventil 34 durch drehbare Schaufeln über einem radialen Eintritt des Turbinenrads 116 angeordnet wird, wobei die drehbaren Schaufeln das zuvor beschriebene Leitgitter 1 18 bilden. Durch eine Drehbewegung der Leitschaufeln wird nun der freizugebende Strömungsquerschnitt und ein Strömungswinkel des Abgases bestimmt.
Die Fig. 3 verdeutlicht den größeren Einströmdurchmesser DraC| der radialen Zuführung des Abgases zum Turbinenrad 116 und den im Vergleich dazu kleineren Einströmdurchmesser D3x der quasi axialen Zuführung des Abgases zu dem Turbinenrad 116.
In den Fig. 4 und 5 bezeichnen gleiche Bezugszeichen gleiche Elemente wie in der Fig. 1.
Gegenüber der Schaltungsskizze gemäß Fig. 1 bei welcher eine einflutige Hochdruck- Turbine 22 angedeutet ist, zeigen die Schaltskizzen gemäß Fig. 4 und 5 nun eine zweiflutige Hochdruck-Turbine 22', bei welcher Spiralenflächenwerte von Einströmfluten 199 und 201 im gezeigten Beispiel unterschiedlich sind. Es handelt sich also um zweiflutige, asymmetrische Hochdruck-Turbinen 22', mittels derer Abgasrückführ-Raten eines Hochdruck-AG R-Systems beeinflussbar sind.
Eine Kontrolle von Bypassierungsmengen der Hochdruck-Turbine 22' übernimmt nun die Niederdruck-Turbine 24 bzw. eine alternative Ausführungsform einer Niederdruck- Turbine 24', wobei in der Fig. 4 eine einflutige Bypassierung der Hochdruck-Turbine 22' und in Fig. 5 eine zweiflutige Bypassierung der Hochdruck-Turbine 22' dargestellt ist. Im Falle der zweiflutigen Bypassierung umfasst die Niederdruck-Turbine 24' neben der Einströmflut 36, die mit einem Austritt der Hochdruck-Turbine 22' in Verbindung steht, zwei zueinander getrennte Sammelräume 38' und 38" welche in getrennt geführte Bypasskanäle 200 und 202 der Hochdruck-Turbine 22' einmünden. Die besagten Sammelräume 38' und 38" können dabei als Zwillingsstromgehäuse oder auch als Segmentgehäuse 204 mit symmetrischen oder auch asymmetrischen Aufstauverhalten, je nach Aufgabenstellung, gestaltet sein.

Claims

Daimler AGPatentansprüche
1. Verbrennungskraftmaschine (10) mit einem Hochdruck-Abgasturbolader (18) und einem zu diesem seriell geschalteten Niederdruck-Abgasturbolader (20), welche jeweils zumindest auf einer Abgasseite (14) der Verbrennungskraftmaschine (10) eine von einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbare Turbine (22, 24, 24') aufweisen, wobei ein Bypass (32) mit einem durch ein Turbinengehäuse (106) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) aufgenommenen Abblaseventil (34) vorgesehen ist, mittels welchem die Turbine (22) des Hochdruck- Abgasturboladers (18) vom Abgas umströmbar und das Abgas in eine Einströmflut (36, 38, 38', 38") der Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) leitbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) eine erste Einströmflut (36, 38, 38', 38") aufweist, mittels welcher das Abgas einem durch das Turbinengehäuse (106) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) aufgenommenen Turbinenrad (116) im Wesentlichen in radialer Richtung des Turbinenrads (116) zuführbar ist, und dass die Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) eine zweite Einströmflut (36, 38, 38', 38") aufweist, mittels welcher das Abgas dem Turbinenrad (116) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) im Wesentlichen quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads (116) auf geringerem Radeintrittsdurchmesser zuführbar ist.
2. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Bypasses (32) das Abgas in die erste Einströmflut (36, 38, 38', 38") der Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) leitbar ist.
3. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Abblaseventil (34) in einem Radeintrittsbereich des Turbinenrads (116) auf größerem Radeintrittsdurchmesser angeordnet ist.
4. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Abblaseventil (34) in der ersten Einströmflut (36, 38, 38', 38") angeordnet ist.
5. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Abblaseventil (34) zumindest ein Leitschaufelelement aufweist.
6. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das zumindest eine Leitschaufelelement drehbar gelagert ist.
7. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Abblaseventil (34) als variables Leitgitter (118) ausgebildet ist.
8. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Abblaseventil (34) eine verschiebbare Verstellvorrichtung aufweist, mittels welcher ein Strömungsquerschnitt beeinflussbar ist.
9. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellvorrichtung als Matrize (108) ausgebildet ist, mittels welcher das zumindest eine Schaufelelement bzw. das variable Leitgitter (1 18) zumindest bereichsweise aufnehmbar ist.
10. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Radaustrittsbereich des Turbinenrads (116) des Niederdruck- Abgasturboladers (20) eine verschiebbare Verstellvorrichtung zur Beeinflussung von Strömungsparametern, insbesondere ein Konusschieber, vorgesehen ist.
11. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Einströmfluten (36, 38, 38', 38") im Wesentlichen asymmetrische Strömungsquerschnitte aufweisen.
12. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) in der ersten Einströmflut (36, 38, 38', 38") einen Sammelraum (104) aufweist.
13. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinengehäuse (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) als Segmentgehäuse (204) oder als Zwillingsgehäuse ausgebildet ist.
14. Verbrennungskraftmaschine (10) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Segmentgehäuses (204) bzw. des Zwillingsgehäuse zumindest zwei getrennte Sammelräume (104) gebildet sind, die ein symmetrisches oder asymmetrisches Aufstauverhalten aufweisen.
15. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Turbinenradeintrittsdurchmesser gleich einem Turbinenradaustrittsdurchmesser der Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) ausgebildet ist.
16. Verbrennungskraftmaschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Abgasrückführung vorgesehen ist.
17. Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine (10) mit einem Hochdruck-Abgasturbolader (18) und einem zu diesem seriell geschalteten Niederdruck-Abgasturbolader (20), welche jeweils zumindest auf einer Abgasseite (14) der Verbrennungskraftmaschine (10) eine von einem Abgas der Verbrennungskraftmaschine (10) durchströmbare Turbine (22, 24', 24") aufweisen, bei welchem mittels eines Bypasses (32) mit einem durch ein Turbinengehäuse (106) des Niederdruck-Abgasturboladers (20) aufgenommenen Abblaseventil (34) die Turbine (22) des Hochdruck-Abgasturboladers (18) vom Abgas umströmt und das Abgas in eine Einströmflut (36, 38, 38', 38") der Turbine (24 ,24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) geleitet wird, dadurch gekennzeichnet, dass das Abgas in Abhängigkeit eines Betriebspunkts der Verbrennungskraftmaschine (10) bedarfsgerecht einem durch das Turbinengehäuse (106) des Niederdruck- Abgasturboladers (20) aufgenommenen Turbinenrad (116) über eine erste Einströmflut (36, 38, 38", 38") im Wesentlichen in radialer Richtung und/oder über eine zweite Einströmflut (36, 38, 38", 38") im Wesentlichen quer bzw. schräg zur radialen Richtung des Turbinenrads (116) zugeführt wird.
18. Verfahren nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Bypasses (32) das Abgas in die erste Einströmflut (36, 38, 38', 38") der Turbine (24, 24') des Niederdruck-Abgasturboladers (20) geleitet wird.
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