THROUGH-FLOW ARRANGEMENT FOR THE VOLUTE INLET OF A RADIAL TURBINE

Abstract: 1. An exhaust gas turbine with a variable flow, in particular for driving turbochargers of internal combustion engines, comprising a rotor (28) which is rotatable about an axis and which has a multiplicity of rotor blades (34) which are arranged at peripheral spacings from each other, a turbine casing (13) in which the rotor is rotatable and which has an outlet (32) which is coaxial with respect to the rotor, a volute casing portion (16) and a curved intake portion (14) with an inlet (22) arranged at a spacing from the axis, a partitioning wall which forms an outer and an inner flow path (56, 54) in the intake portion (14) and in the volute casing portion (16), which is curved within the volute casing portion (16) in the same direction as said volute casing portion and which is so arranged in the volute casing portion (16) that there is formed a fixed guide surface tip (52) which lies substantially tangentially at the outer periphery of the rotor (22) and which keeps the outer and inner flow paths separate and the inner flow path (54), within the volute casing portion (16) to directly to the periphery of the rotor (28), is of a cross-sectional area which decreases as said flow path (54) increasingly approaches the rotor, and a valve-like member (36) with actuating means for varying the intake flow cross-section of one of the two flow paths in the intake portion (14), characterised in that the intake portion (14) which extends between its connection (18) to the exhaust gas manifold of the internal combustion engine and the connection to the volute casing portion (16) and the part of the partitioning wall (50) which is disposed in the intake portion (14) are curved in the same direction as the volute casing portion (16), that the partitioning wall (50) extends in the volute casing portion (16) in such a way that the end thereof itself forms the guide surface tip (52) which lies substantially tangentially at the periphery of the rotor (28) and the cross-sectional areas of the outer flow path (56) as well as those of the inner flow path (54), within the volute casing to directly to the periphery of the rotor (28), progressively decrease in the direction in which the flow path increasingly approaches the rotor (28), and that the valve-like member (36) is so associated with the inner flow path (54) that upon movement of the valve-like member (36) towards the position of closing off the inner flow path (54) both the average radius of curvature of the mass flow and the flow speed of the exhaust gases increase.

Description: Turbine, insb. Abgasturbine mit variabler Strömung, insb. zum Antrieb von Turboladern von Brennkraftmaschinen Die Erfindung betrifft eine Turbine, insb. Abgasturbine mit variabler Strömung, und zwar insb. zum Antrieb von Turboladern von Brennkraftmaschinen, bestehend aus einem um eine Achse drehbaren Rotor mit einer Mehrzahl von im gegenseitigen Umfangsabstand angeordneten Rotorblättern oder Schaufeln, aus einem Gehäuse mit einem zum Rotor koaxialen Auslass und einem Spiralgehäuseabschnitt mit im Abstand von der Achse angeordnetem Einlass, in dem durch eine Trennwand ein primärer äusserer und ein sekundärer innerer Strömungsweg gebildet sind, sowie aus einem ventilartigen Glied mit Betätigungseinrichtung zur Veränderung des Einströmquerschnittes des sekundären inneren Strömungsweges. Gegenwärtig sind bekannt zwei generelle Typen von radial angeströmten Turbinen, die in Verbindung mit Turboladern von Brennkraftmaschinen eingesetzt werden. Ein Typ ist bekannt als eine Turbine mit fester Geometrie. Diese ist so ausgebildet, dass Form und Fläche des Strömungskanals oder der Strömungskanäle, die sich von dem Fluideinlass zum Turbinen rotor erstrecken, physikalisch nicht geändert werden können. Ein Beispiel für eine Turbine mit fester Geometrie ist die Turbine nach der US-PS 36 64 761. Der zweite Typ von Turbine ist bekannt als Turbine mit variabler Strömung. In einem Falle ist die Turbine so ausgebildet, dass sie radial innere und radial äussere Fluidkanäle aufweist, wobei ein Ventil quer zu einem der Kanäle angeordnet ist, um die Fluidströmung durch diesen Kanal einstellen zu können. Durch Veränderung der Grösse der oeffnung des einen Strömungskanals durch Verstellung des Ventils kann man die Querschnittsfläche des Fluidströmungsweges verändern und dadurch Änderungen in der Strömungsgeschwindigkeit und dem Druck kompensieren, die durch den Betrieb der Brennkraftmaschine bei verschiedenen Geschwindigkeiten und unter unterschiedlichen Belastungen auftreten können. Ein Beispiel für eine Turbine mit variabler Strömung ist die Turbine nach der US-PS 41 77 006. Bei dieser bekannten Turbine weist das Turbinengehäuse einen geraden Fluideinlassabschnitt auf, der in einen Spiralgehäuseabschnitt übergeht. Sowohl der Fluideinlassabschnitt als auch der Spiralgehäuseabschnit-t sind jeweils in zwei Strömungswege unterteilt. Jeder der Strömungswege ist weiter unterteilt in dem Spiralgehäuseabschnitt,und zwar in einen primären und in einen sekundären Strömungsweg, die unterteilt sind durch eine Wand, die einstückig mit dem Gehäuse ausgebildet ist. Weiterhin ist ein Ventil im Fluideinlass quer zu dem zweiten Strömungsweg angeordnet. Dieses kann gedreht werden, um die Strömung von der Wand wegzuleiten und so die Fluid strömung zu regulieren. Von den beiden beschriebenen Turbinentypen sind Maschinen mit fester Turbinengeometrie weniger effektiv. Der Grund dafür liegt darin, dass bei Brennkraftmaschinen mit Turboladung und Turbine von fester Geometrie die Turbine an den Kompressor angepasst ist, der seinerseits normalerweise seine maximale Effektivität erbringt, wenn die Brennkraftmaschine ihr grösstes Drehmoment entwickelt. Die Folge ist, dass die Brennkraftmaschine bei begrenzten Geschwindigkeiten und Be lastungen nicht mit optimaler Effektivität arbeiten kann, da der Arbeitswirkungsgrad des Kompressors in diesen Strömungsbereichen kleiner ist als der von der Brennkraftmaschine geforderte Wirkungsgrad. Eine Turbine mit variabler Strömung kann auf der anderen Seite den Wirkungsgrad der Maschine durch Verwendung von Kompressoren vergrössern, welche eine hohe Effektivität bei begrenzter Geschwindigkeit und Ladung und geringere Effektivität aufweisen, wenn die Maschine ihr Spitzendrehmoment aufweist. Dies ist möglich, da die Leistung der Turbine mit variabler Strömung bei Spitzendrehmoment vergrössert werden kann, um so die geringere Effektivität des Kompressors zu kompensieren. Weiterhin sind Turbinen mit variabler Strömung effektiver bei geringeren als den maximalen Geschwindigkeiten und Belastungen bei denen ein maximaler Ladedruck nicht erforderlich ist. In diesen Situationen können Turbinen mit variabler Strömung den Strömungsquerschnitt vergrössern, um so den Druck im Abgasverteiler zu verringern. Die Praxis zeigt jedoch, dass es wünschenswert ist, einen Turbolader in Verbindung mit einer Turbine von variab ler Strömung zu erhalten, die höchste Effektivität über den gesamten Arbeitsbereich der Brennkraftmaschine aufweist. Es ist Aufgabe der Erfindung eine Turbine der eingangs näher bezeichneten Art so weiter zu entwickeln, dass sie diesen erhöhten Forderungen gerecht wird, so dass so die von einer Brennkraftmaschine erbrachte Leistung vergrössert werden kann. Ausserdem soll eine genauere Anpassung der Arbeitsweise der Turbine an den Bedarf und die Arbeitsweise der Brennkraftmaschine möglich werden. Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, dass das Gehäuse einen gekrümmten Abschnitt zwischen dem. Einlass und dem um die Achse gebildeten Spiralgehäuseabschnitt auf weist, und dass die Trennwand sich durch den gekrümmten Abschnitt und in den Spiralgehäuseabschnitt so erstreckt, dass der primäre äussere Strömungsweg und der sekundäre innere Strömungsweg innerhalb des Spiralgehäuseabschnittes jeweils Querschnittsflächen aufweisen, die bei zunehmender Annäherung des Strömungsweges an den Rotor konstant abnehmen. Bei Verwendung einer solchen Turbine kann die Effektivität der Brennkraftmaschine wesentlich gesteigert werden. Das ventilartige Glied kann so betätigt werden, dass die Strömung durch den sekundären inneren Strömungsweg verändert wird. Durch die Verstellung des Ventilgliedes kann das Moment der Abgase eingestellt werden. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt erstreckt sich in Strömungsrichtung von dem Ventilglied aus um die Drosselverluste möglichst klein zu halten. Durch Drehen des Ventilgliedes in Richtung auf die Trennwand unter teilweiser oder voller Blockierung des sekundären inneren Strömungsweges kann die Geschwindigkeit der Abgase auf ihrem Weg zu den Blättern oder Schaufeln des Turbinenrotors vergrössert werden. Durch die neue Möglichkeit der Turbine das Moment der strömenden Abgase über den gekrümmten Gehäuseabschnitt mit Hilfe des Ventilgliedes zu variieren, verbessert die Effektivität der Turbine für eine vorbestimmte Drehmomentkurve über einen gewünschten Arbeitsbereich der Brennkraftmaschine. Dadurch lässt sich die Leistung der Brennkraftmaschine vergrössern. Die Erhöhung der Geschwindigkeit der eintretenden Abgasfluide kann genau eingestellt werden. Durch Verstellen des Ventilgliedes können die eintretenden Abgase besser als bisher auf den Umfang des Turbinenrotors geleitet werden. Die neue Turbine gestattet es einen Kompressor mit hohem Wirkungsgrad bei begrenzten Geschwindigkeiten der Brennkraftmaschine zu verwenden, um so den Wirkungsgrad dieser Maschine zu erhöhen. Auch lässt sich mit der neuen Turbine ein höheres Drehmoment bei niedrigeren Geschwindigkeiten erzielen. Vor allem ermöglicht es die Turbine bei allen Geschwindigkeiten und Belastungen der Brennkraftmaschine deren Wirkungsgrad zu verbessern, wobei gleichzeitig die übergangsansprechempfindlichkeit der Brennkraftmaschine gesteigert werden kann. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt erstreckt sich zweckmässigerweise über eine Bogenlänge zwischen 300 und 1800 Der Spiralgehäuseabschnitt erstreckt sich über eine Bogenlänge von mindestens 2700. Die Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes konvergiert gegenüber einer Innenfläche des Spiralgehäuseabschnittes und. bildet mit dieser eine Zunge am Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt, die sich etwa tangential zum Rotorumfang erstreckt. Die Trennwand nähert sich vom Einlass weg tangential an den Umfang des Rotors bis zu enem Punkt an, der um eine Bogenlänge von etwa 900 gegenüber dem Ende der Zunge versetzt ist. Die Querschnittsfläche des primären äusseren Strömungsweges ist zweckmässigerweise grösser als die des sekundären inneren Strömungsweges. Das Ventilglied ist zweckmässigerweise so einstellbar, dass die Abgase, die durch den sekundären inneren Strömungsweg strömen, gegen die Trennwand abgelenkt werden. Bei Bedarf kann auch ein sich axial erstreckender Trennwandabschnitt vorgesehen sein, der sich etwa senkrecht zu der Trennwand erstreckt und vom Einlass axial in das Gehäuse ragt) um dieses in zwei axial nebeneinanderliegende und voneinander getrennte Strömungswege zu unterteilen, deren jeder einen primären äusseren Strömungsweg und einen sekundären inneren Strömungsweg aufweist. Die Strömungswege weisen zweckmässigerweise in dem gekrümmten Gehäuseabschnitt vom Einlass aus bis zum Ein tritt in den Spiralgehäuseabschnitt jeweils eine konstant abnehmende Querschnittsfläche auf. Es hat sich auch als vorteilhaft erwiesen, wenn der oder die primären äusseren Strömungswege und der oder die skundären inneren Strömungswege im Bereich des gekrümmten Gehäuseabschnittes in Richtung vom Einlass bis zum Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt jeweils einen abnehmenden Krümmungsradius aufweisen. Die Erfindung wird nachfolgend anhand schematischer Zeichnungen an mehreren Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen: Figur 1 eine Seitenansicht einer Turbine gemäss der Erf-indung. Figur 2 einen Querschnitt durch die Turbine nach Figur 1. Figur 3 einen Teilschnitt entlang der Schnittlinie 111-111 der Fig. 1. Figur 4 eine Draufsicht auf den Fluideinlass der Maschine mit Blickrichtung entlang der Pfeile IV-IV der Figur 2. Figur 5 im Querschnitt und im Ausschnitt eine abge wandelte Ausführungsform der Turbine. Figur 6 eine Stirnansicht des Einlasses mit Blick richtung entlang der Pfeile VI-VI der Fig. 5 und Figur 7 einen Längsschnitt entlang der Schnittlinie VII-VII der Figur 5. Die in den Figuren, insb. Fig. 3, gezeigte Anordnung 10 umfasst eine Turbine 11 mit variabler Strömung, die mit einem Kompressor 12 verbunden ist. Die ganze Anordnung 10 bildet einen Abgasturbolader. Die Turbine weist ein Gehäuse 13 auf, das aus einem gekrümmten Einlassabschnitt 14 und einem Spiralgehäuseabschnitt 16 besteht. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt 14 ist ein bogenförmiger Teil, der mittels eines Flanschendes 18 über Bolzen und Bolzenlöcher 20 an den Abgasverteiler einer Brennkraftmaschine angeflanscht werden kann. Der gekrümmte Abschnitt 14 weist 0 eine Winkelausdehnung von wenigstens 30 auf, vorzugs- weise eine Ausdehnung zwischen 30 und 1800. Der bevorzugte Bereich für die Ausdehnung liegt zwischen 450 und 900. Der gekrümmte Abschnitt 14 weist einen Einlass 22 am Flanschende 18 auf und ist mit dem Spiralgehäuseabschnitt 16 am anderen Ende 24 verbunden. Der Spiralgehäuseabschnitt 16 weist eine Umfangsausdehnung von wenigstens 2700 und vorzugsweise von etwa 3600 auf. Der Bogen des Spiralgehäuseabschnittes 16 erstreckt sich um eine Achse, die senkrecht zum Papier nach Fig. 1 verläuft. Eine Verbindungswelle 26 verbindet drehbar einen Rotor 28 der Turbine mit einem Kompressorrad 30, Die Welle 26 rotiert um die Achse des Spiralgehäuses. Der Turbinenrotor 28, der in dem Gehäuse 13 eingeschlosse ist, weist mehrere in Umfangsrichtung in Abständen angeordnete Turbinenblätter oder Schaufeln 34 auf, die sich von der zentralen Achse in radialer Richtung nach aussen erstrecken. Die besondere Form und Gestalt der Schaufeln 34 kann in bekannter Weise je nach Wunsch unterschiedlich sein. Das Turbinengehäuse 13 weist auch einen Auslass 32 auf, der in Figur 3 zu sehen ist. Die Abgase einer Brennkraftmaschine werden in die Turbine 11 eingeleitet. Sie führen dazu, dass der Turbinenrotor 28 rotiert. Wenn der Rotor 28 umläuft wird das Kompressorrad 30 mitgenommen,und zwar über die Verbindungswelle 26. Das Kompressorrad 30 liefert auf diese Weise einen relativ hohen Ladedruck für die Brennkraftmaschine. Nahe dem Fluideinlass 22 ist ein Steuerventilglied 36 angeordnet. Dieses dient zur Steuerung der Gasströmung in dem Turbinengehäuse 13. Das Steuerventil 36 ist vorzugsweise ein Drehventil, das in der Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 eingepasst ist, Das Ventil 36 weist einen Ventileinsatz 40 auf, der zwischen einer Offenstellung und einer geschlossenen Stellung bewegbar ist, um die Gasströmung durch die Turbine von variabler Strömung zu verändern und zu regeln. In der Offenstellung gemäss Fig. 2 liegt der Ventileinsatz 40 bündig mit der Innenfläche des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 und gestattet es so, dass die Abgase durch den gesamten gekrümmten Abschnitt 14 strömen. In der geschlossenen Stellung, die in Fig. 2 gestrichelt dargestellt ist, schwenkt der Ventileinsatz 40 den Strömungsweg der Gase durch den gekrümmten Gehäuseabschnitt 14 ein. Das Ventil 36 wird durch eine Steuereinrichtung 42 über Stift 43 und Gestänge 44 betätigt. Die Steuereinrichtung 42 kann schwenkbar an einem Ende 46 an einer festen Stützeinrichtung 48 befestigt sein, so dass eine lineare Bewegung des Gestänges 44 in eine Drehbewegung des Steuerventils 36 umgesetzt wird. Es wird bemerkt, dass die Steuereinrichtung 42 manuell oder automatisch betätigt werden kann, wie dies im Stand der Technik bekannt ist. Die Steuereinrichtung 42 kann auch unterschiedlich ausgebildet werden, und zwar für im wesentlichen jede lineare oder nicht lineare Abhängigkeit auf Veränderungen von Maschinenparametern, z.B. der Arbeitsgeschwindigkeit,der Belastung, den Verteilereinlassdruck, den Maschinenemissionen, der Rauchdichte der Abgase, welche die Maschine verlassen und in die Attmosphäre gelangen, von der Temperatur der Abgase oder von jeder Kombination dieser Faktoren. Zusätzlich kann die Steuereinrichtung 42 auf Parameter abgestellt werden, z.B. die Geschwindigkeit des Turbinen rotors 28 und auf die Drosselstellung, Von dem Steuerventil 36 erstreckt sich in beide Abschnitte des Turbinengehäuses 13 eine Teilerwand oder Trennwand 50. Die Trennwand 50 läuft in eine Spitze 52 aus, die annähernd tangential am äusseren Umfang des Turbinenrotors 28 liegt. Diese Trennwand 50 ist ein bogenförmiges Glied, das einstückig mit dem Turbinengehäuse ausgebildet sein kann und dazu dient das Turbinengehäuse 13 in einen inneren oder sekundären Fluidkanal 54 und in einen äusseren oder primären Fluidkanal 56 zu unterteilen. Vorzugsweise ist die Fläche des äusseren Fluidkanals 56 grösser als die Fläche des inneren Fluidkanals 54. Insbesondere wird bevorzugt, wenn die Fläche des äusseren Fluidkanals 56 annähernd dreimal so gross ist wie die Fläche des inneren Fluidkanals 54.Wenn die Fläche des inneren und des äusseren Fluidkanals 54 bzw, 56 annähernd im Verhältnis von 1:3 stehen, schneidet der äussere Fluidkanal 56 annähernd dreimal so viel des Umfanges des Turbinenrotors 28 wie der innere Fluidkanal 54. Zusätzlich zu dieser Grössendifferenz der Fluidkanäle 54 und 56 arbeitet die Trennwand 50 mit einer Innenfläche 58 des Spiralgehäuseabschnittes 16 zusammen, wie dies aus Figur 2 ersichtlich ist. Damit ergibt sich eine abnehmende Querschnittsfläche des äusseren Fluidkanals 56. Vorzugsweise nehmen die Querschnittsflächen beider Fluidkanäle 54 und 56 über den ganzen gekrümmten Gehäuseabschnitt und über den Spiralgehäuseabschnitt 14 bzw. 16 konstant ab. Dieses Merkmal liefert eine relativ gleichförmige Geschwindigkeit der Abgase beim Auftreffen auf die Turbinenschaufeln 34. Ein Drehen des Steuerventils 36 aus der Offenstellung zu einer teilweise geschlossenen Stellung führt dazu, dass die Abgase nach aussen in Richtung auf die Teilerwand 50 abgelenkt werden. Dadurch steigert sich die Geschwindigkeit der Abgase, die in den beiden inneren und äusseren Kanälen 54 und 56 strömen. Die vergrösserte Geschwindigkeit kombiniert mit dem vergrösserten Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase führt zu einer Vergrösserung der Leistung der Turbine 11. Eine weitere Drehung des Steuerventils 36 in die voll geschlossene Stellung, wie sie gestrichelt in Fig. 2 gezeigt ist, leitet alle strömenden Abgase durch den äusseren Kanal 56. Dies führt zu einer weiteren Vergrösserung sowohl der Geschwindigkeit als auch des durchschnittlichen Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase und maximiert die Ausgangsleistung der Turbine 11. Der gekrümmte Gehäuseabschnitt 14 wirkt mit einer Innenfläche 58 des Spiralgehäuseabschnittes 16 zusammen, um eine Zunge 60 mit einer Spitze 62 zu bilden. Die Spitze 62 liegt am entgegengesetzten Ende 24 des gekrümmtem Gehäuseabschnittes 14, die durch die strichpunktierte Linie angedeutet ist. Sie liegt in unmittelbarer Nähe des Umfanges des Turbinenrotors 28 und vorzugsweise tangential zu dem äusseren Umfang des Rotors. Die Zungenspitze 62 liegt in einem Winkelabstand von etwa 900 von der Spitze 52 der Trennwand 50, so dass etwa 75% des Umfangsbereiches des Turbinenrotors 28 zum äusseren Fluidkanal 56 hin freiliegt. Die Spitze 62 und die Innenfläche. 58 steuern die Strömung der Abgase zwischen dem äusseren Umfang des Turbinenrotors 28 und der Zunge 60. Die Spitze 62 kontrolliert ausserdem jede Strömung der Abgase im Uhrzeigersinne, welche Strömung pulsierende Wirkung auf den Turbinenrotor 28 hätte. Es wird nunmehr bezug genommen auf die Figuren 5 bis 7. In diesen ist eine alternative Ausführungsform für eine Turbine mit variabler Strömung gezeigt. Diese weist ebenfalls ein Steuerventil 64 auf, welches quer über den inneren Strömungskanal 54 angeordnet ist. Das Steuerventil 64 weist einen Ventileinsatz 67 auf, der innerhalb des gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 auf Dichtungen 65 über ein Steuergestänge 66 nach Fig. 7 betätigbar ist. Wenn das Steuerventil 64 gedreht wird, bewegt sich der Ventileinsatz 67 zwischen der Offenstellung und der geschlossenen Stellung. In der Offenstellung nach Fig. 5 ist der Ventileinsatz 67 bündig mit der Innenfläche des gekrümmten Abschnittes 14 und gestattet, dass Abgase durch sowohl den inneren als auch den äusseren Strömungskanal 54 bzw. 56 strömen. Durch Drehung des Ventileinsatzes 67 in Richtung auf die Trennwand 51 in eine teilweise geschlossene Stellung wir ein Teil des inneren Kanals 54 gesperrt. In der voll geschlossenen Stellung) die durch gestrichelte Linien in Fig. 5 angedeutet ist, blockiert der Ventileinsatz 67 die Abgase gegenüber dem inneren Fluidkanal 54 vollständig. Dies ermöglicht sowohl eine Zunahme der Gasgeschwindigkeit als auch eine Zunahme des durchschnittlichen Krümmungsradius der Massenströmung der Abgase. Dadurch wird die Ausgangsleistung der Turbine 11 erhöht. Die alternative Ausführungsform zeigt auch eine axiale Teilerwand 68, die nach Fig. 6 und 7 annähernd senkrecht zu der Trennwand 51 angeordnet ist und sich vom Fluideinlass 22 in beiden Abschnitten 14 und 16 des Turbinengehäuses 13 nach innen erstreckt. Die axiale Teilerwand 68 unterteilt das Turbinengehäuse 13 in zwei axial getrennte Fluidströmungswege 70 und 72, wobei jeder dieser Strömungswege innere und äussere Strömungskanäle 54 und 56 aufweisen. Jeder der Strömungswege 70 und 72 ist in Fluchtung mit einer getrennten Abgasverteilerleitung, um zu verhindern, dass die pulsierenden Abgase sich mischen können, bevor sie auf die Turbinenschaufeln 34 auftreffen. Die neue Turbine 11 arbeitet mit den Abgasen, die von dem Abgasverteiler einer Brennkraftmaschine durch die Strömungswege 54 und 56 geleitet werden und auf die Schaufeln 34 des Turbinenrotors 28 auftreffen. Der Turbinenrotor 28 wird mit einer Geschwindigkeit angetrieben, die an die Geschwindigkeit und die Massenströmung der Abgase angepasst ist. Die Drehgeschwindigkeit des Turbinenrotors 28 wird in Bezug gesetzt zu den Arbeitsbedingungen der Brennkraftmaschine, z.B. in Bezug auf deren Geschwindigkeit und Belastung. Die Querschnittsströmungsfläche und Form der Strömungskanäle 54 und 56 ebenso wie die Form der Trennwand 50 beeinflusst die Geschwindigkeit der Abgase und hat somit auch eine Wirkung auf die Drehgeschwindigkeit des Turbinenrotors 28. Durch eine Bemessung der Querschnittsströmungsfläche des äusseren Kanals 56 auf annähernd das Dreifache der Querschnittsströmungs fläche des inneren Kanals 54 und durch Verwendung eines gekrümmten Gehäuseabschnittes 14 in Strömungsrichtung vor dem Spiralgehäuseabschnitt 16 erhält man eine bessere Steuerung der Geschwindigkeit der Abgase. Durch Schliessen des Steuerventils 36 kann eine hohe Strömungsgeschwindigkeit der Gase durch den äusseren Kanal 56 bei relativ niedrigen Arbeitsgeschwindigkeiten der Brennkraftmaschine erzielt werden. Wenn der innere Strömungskanal 54 blockiert ist muss die gesamte Gasströmung durch den äusseren Strömungskanal 56 passieren. Dies stellt sicher, dass eine ausreichende Gasgeschwindigkeit erzielt wird, um den Turbinenrotor 28 mit einer ausreichenden Geschwindigkeit anzutreiben, so dass das Kompressorrad 30 den Ladedruck für die Brennkraftmaschine steigern kann. Wenn die Geschwindigkeit oder die Belastung der Brennkraftmaschine zunehmen, nehmen auch die Geschwindigkeit und die Massenströmung der Abgase zu. An einem oberen Punkt der Drehmomentkurve der Maschine führen Geschwindigkeit und Massenströmung der Abgase dazu, dass der Turbinenrotor 28 so schnell dreht, dass entweder eine Komponente des Turboladers 10 kritische Arbeitsgrenzen überschreiten könnte und ausfällt oder der Turbolader könnte Ladedrücke erzeugen, die die Arbeitsgrenzen der Brennkraftmaschine übersteigen. Bevor irgend eines dieser Ereignisse auftritt wird das Steuerventil 36 in Richtung auf die Offenstellung gedreht, um zu ermöglichen, dass die eintretenden Abgase durch sowohl den inneren als auch den äusseren Strömungskanal 54 bzw. 56 fliessen. Durch teilweises Schliessen des Steuerventils 36 wird die Gasströmung weiter weg von der zentralen Achse des Turbinenrotors 28 gelenkt. Dadurch wird der durchschnittliche Krümmungsradius der Massenströmung vergrössert. Die Geschwindigkeit nimmt ebenfalls zu aufgrund der Abnahme der Querschnittsfläche des gekrümmten Abschnittes 14. In jeder Stellung des Steuerventils 36 führt die Gasgeschwindigkeit senkrecht zum Krümmungsradius unmittelbar stromabwärts von dem Steuerventil 36 zu einem bestimmten'Winkelmoment. Durch Schliessen des Steuerventils 36 kann der Krümmungsradius des Massenflusses und die Geschwindigkeit der Abgasströmung vergrössert werden, so dass auch das Winkelmoment zunimmt. Diese Zunahme der durchschnittlichen Massengeschwindigkeit wird stromabwärts am Umfang des Turbinenrotors 28 annähernd gemäss folgender Formel festgestellt: K ¯¯ R R In dieser Gleichung bedeuten: c die durchschnittliche Massengeschwindigkeit der Abgase. K einen konstanten Wert, der durch die Werte c und R unmittelbar stromab des Steuerventils bestimmt wird und die den gewünschten Wert von c am Umfang des Turbinenrotors erzeugt, und R der durchschnittliche Krümmungsradius der Massen strömung für die Abgase. Die oben gegebene Gleichung lässt sich auf alle Turbinen anwenden, welche einen Spiralgehäuseabschnitt aufweisen, in dem Reibung und Kompressibilitätvernachlässigbar sind. Durch teilweises oder volles Schliessen des Steuerventils 36 kann die Geschwindigkeit der Abgase, die auf die Schaufeln 34 des Turbinenrotors 28 treffen, ver grössert werden. Dies wiederum führt zu einer Vergrösserung des Energieüberschusses auf den Turbinenrotor 28 in Übereinstimmung mit der gut bekannten Turbinengleichung von Euler: EMI14.1 In dieser Gleichung bedeuten: H die Energie, die pro Masseneinheit der Abgase auf den Turbinenrotor übertragen wird; U1 die Geschwindigkeit der Turbinenschaufeln 34 am Umfang des Rotors 28; Cu1 die Geschwindigkeit der Abgase tangential zum Umfang des Turbinenrotors 28; Cu2 die durchschnittliche tangentiale Massengeschwin digkeit der Abgase bei Verlassen des Rotors 28; U2 die Geschwindigkeit der Turbinenschaufeln 34 im Bereich des durchschnittlichen Massenradius der strömenden Abgase bei Verlassen des Rotors 28 und gc die Schwerkraftkonstante. Teilweise oder volles Schliessen des Steuerventils 36 zur Vergrösserung der Geschwindigkeit des Turboladers vergrössert die Ladeluftströmung zur Brennkraftmaschine. Dies ermöglicht, dass mehr Kraftstoff in die Brennkraftmaschine zur Erzielung höherer Maschinendrehmomente und zur Verbesserung der Übergangsansprechempfindlich- keit injeziert werden kann, ohne dass die Abgasrauchdichtgrenzen überschritten werden. Für Maschinenbelastungen unterhalb der maximalen Drehmomentkurve kann das Steuerventil 36 so moduliert werden, dass eine optimale Kombination von Luft/Kraftstoffverhältnis und Druckdifferential über die Maschine bei maximaler Brennkraftmschinenwirksamkeit erzielt werden kann. In gleicher Weise kann durch teilweises oder volles Öffnen des Steuerventils 36 bei hohen Maschinengeschwindigkeiten und Belastungen die Querschnittsfläche vergrössert und der durchschnittliche Krümmungsradius der Massenströmung verringert werden, um die Geschwindigkeit des Turboladers und den Ladedruck der Maschine zu überwachen. Es sollte bemerkt werden, dass die leitschaufelfreien} düsenartigen Turbinen nach der Erfindung Strömungen von Abgasen verarbeiten können, deren Geschwindigkeiten oberhalb Mach I liegen, ohne dass Stossprobleme auftreten. Diese Fähigkeit, absolute Geschwindigkeiten verarbeiten zu können, welche Überschallgeschwindigkeiten überschreiten, ist bei Turbinen mit Leitschaufeln nicht vorhanden.

Claims: Patentansprüche 1. Turbine, insb. Abgasturbine mit variabler Strömung, insb. zum Antrieb von Turboladern von Brennkraft maschinen, bestehend aus einem um eine Achse dreh baren Rotor mit einer Mehrzahl von im gegenseitigen Umfangsabstand angeordneten Rotorblättern, aus einem Gehäuse mit einem zum Rotor koaxialen Auslass und einem Spiralgehäuseabschnitt mit im Abstand von der Achse angeordneten Einlass, in dem durch eine Trennwand ein primärer äusserer und ein sekun därer innerer Strömungsweg gebildet sind, sowie aus einem ventilartigen Glied mit Betätigungseinrichtung zur Veränderung des Einströmquerschnittes des sekundären inneren Strömungsweges, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das Gehäuse einen ge krümmten Abschnitt (14) zwischen dem Einlass (22) und dem um die Achse (26) gebildeten Spiralgehäuse abschnitt (16) aufweist, und dass die Trennwand (50) sich durch den gekrümmten Abschnitt (14) und in den Spiralgehäuseabschnitt (16) so erstreckt, dass der primäre äussere Strömungsweg (56) und der sekundäre innere Strömungsweg (54) innerhalb des Spiralgehäuse abschnittes jeweils Querschnittsflächen aufweisen, die bei zunehmender Annäherung des Strömungsweges an den Rotor (28) konstant abnehmen. 2. Turbine nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass der gekrümmte Gehäuseabschnitt (14) sich über eine Bogenlänge zwischen etwa 300 und etwa 1800 erstreckt. 3. Turbine nach Anspruch 2, dadurch g e k e n ri z e i c h n e t, dass der gekrümmte Gehäuseab schnitt (14) sich über eine Bogenlänge zwischen etwa 450 und etwa 900 erstreckt. 4. Turbine nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass sich der gekrümmte Gehäuse abschnitt (14) über eine Bogenlänge von mindestens 300 und der Spiralgehäuseabschnitt über eine 0 Bogenlänge von mindestens 270 erstreckt, und dass eine Innenfläche (40) des gekrümmten Gehäuseab schnittes (14) gegenüber einer Innenfläche (58) des Spiralgehäuseabschnittes (26) konvergiert und mit dieser eine Zunge (60,62) am Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt (16) bildet, die sich etwa tangential zum Rotorumfang erstreckt, und dass die Trennwand (50) sich vom Einlass (22) weg tangential an den Umfang des Rotors bis zu einem Punkt (52) 0 annähert, der um eine Bogenlänge von etwa 90 gegenüber dem Ende (62) der Zunge (60,62) versetzt ist. 5. Turbine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass die Querschnitts fläche des primären äusseren Strömungsweges (56) grösser als die des sekundären inneren Strömungs weges (54) ist. 6. Turbine nach Anspruch 5, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass die Strömungsfläche des primären äusseren Strömungsweges (56) etwa dreimal so gross ist wie die Strömungsfläche des sekundären inneren Strömungsweges (54). 7. Turbine nach Anspruch 6, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass der primäre äussere Strömungs weg (56) annähernd dreimal so viel vom Umfang des Rotors (28) schneidet, wie der sekundäre innere Strömungsweg (54) 8. Turbine nach Anspruch 4, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das Ventil (36 bzw. 64) in jede Stellung zwischen einer ersten Stellung, in der der sekundäre innere Strömungsweg (54) für die Fluidströmung voll geöffnet ist und einer zweiten Stellung einstellbar ist, in der der sekundäre innere Strömungsweg (54) gegenüber der Fluidströmung abgesperrt ist. 9. Turbine nach Anspruch 8, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das Ventilglied (36 bzw..64) so einstellbar ist, dass die Abgase, die durch den sekundären inneren Strömungsweg (54) strömen gegen die Trennwand (50,51) gelenkt werden. 10. Turbine nach Anspruch 4, dadurch g e k e n n z e i c h n-e t, dass ein sich axial erstreckender Trennwandabschnittr (68) vorgesehen ist, der sich etwa senkrecht zu der Trennwand (50) bzw, (51) erstreckt und vom Einlass axial in das Gehäuse ragt, um dieses in zwei axial nebeneinander liegende und voneinander getrennte Strömungswege zu unterteilen, deren jeder einen primären äusseren Strömungsweg und einen sekundänren inneren Strömungsweg aufweist. 11. Turbine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass die Strömungs wege in dem gekrümmten Gehäuseabschnitt (14) vom Einlass (22) aus bis zum Eintritt in den Spiral gehäuseabschnitt (16) jeweils eine konstant ab nehmende Querschnittsfläche aufweisen. 12. Turbine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass der oder die primären äusseren Strömungswege und der oder die sekundären inneren Strömungswege im Bereich des gekrümmten Gehäuseabschnittes (14) in Richtung vom Einlass bis zum Eintritt in den Spiralgehäuseabschnitt (16) jeweils einen abnehmenden Krümmungs radius aufweisen.

Inventors: KAESSER, MERLE LAVERN
Applicants: DEERE & COMPANY
Application year: 1983
Main classification: F01D9
IPC codes: F02B39, F01D17, F02B37, F01D9