WO2020114847A1 - Abgasturbine eines abgasturboladers sowie abgasturbolader mit einem strömungstechnischen störelement im turbinengehäuse - Google Patents

Abgasturbine eines abgasturboladers sowie abgasturbolader mit einem strömungstechnischen störelement im turbinengehäuse Download PDF

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Ivo Sandor
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbine of an exhaust gas turbocharger and an exhaust gas turbocharger, in particular for an internal combustion engine, with an artificial fluidic interference element in the exhaust gas mass flow in the turbine housing.
  • Exhaust gas turbochargers with exhaust gas turbines and intake air compressors are increasingly used to increase performance in internal combustion engines, in particular in motor vehicle internal combustion engines. This is happening more and more frequently with the aim of reducing the size and weight of the internal combustion engine with the same or even increased performance, and at the same time reducing the consumption and thus the CCg emissions, in view of increasingly stringent legal requirements in this regard.
  • the principle of action is to use the energy contained in the exhaust gas flow to increase the pressure in the intake tract of the internal combustion engine or the internal combustion engine and thus to better fill the combustion chamber with air-oxygen and thus more fuel, gasoline or diesel per combustion process to be able to implement, so to increase the performance of the internal combustion engine.
  • an exhaust gas turbocharger has an exhaust gas turbine arranged in the exhaust line of the internal combustion engine with a turbine impeller driven by the exhaust gas mass flow and a radial compressor arranged in the intake tract with a compressor impeller which builds up the pressure.
  • Turbine impeller and compressor impeller are rotationally fixed to the opposite ends of a rotor shaft and thus form the so-called turbo rotor, which is rotatably mounted with its rotor shaft in an arranged between exhaust gas turbine and radial compressor rotor bearing unit.
  • Exhaust gas turbines and radial compressors are turbomachines and, due to the laws of physics, have an optimum operating range depending on the size and design, which is characterized by the mass flow rate, the pressure ratio and the speed of the respective impeller.
  • the operation of an internal combustion engine in a motor vehicle is characterized by dynamic changes in the load and the operating range.
  • exhaust gas turbochargers are equipped, for example, with bypass channels that can be opened via valve flaps.
  • this is known as a wastegate device and in the radial compressor area as a thrust recirculation device.
  • exhaust gas guiding devices with adjustable guide vanes so-called variable turbine geometries (VTG) are also used.
  • the turbine housing has one or more ring-shaped exhaust gas channels, so-called exhaust gas flooding, which surround the turbocharger axis and the turbine impeller or the impeller chamber, and which taper helically to the turbine impeller or the impeller chamber.
  • exhaust gas flows have a respective or common, tangentially outwardly directed exhaust gas supply channel with a manifold connecting piece for connection to an exhaust manifold of an internal combustion engine, through which the gas mass flow flows into the respective exhaust gas flow.
  • the exhaust gas flows also each have an at least a portion of the inner circumference extending annular gap, which extends in at least a proportionally radial direction towards the turbine impeller or the impeller chamber and thus a connection between the respective exhaust gas annular duct and the Represents the impeller chamber through which the exhaust gas mass flow flows onto the turbine impeller.
  • a so-called inlet tongue is formed, which at the same time forms the end of the exhaust gas ring channel that runs out, in the area in which the exhaust ring duct meets the exhaust gas supply duct again at the end of the circulation around the impeller space.
  • the turbine housing also has an exhaust gas discharge duct, which runs away from the axial end of the turbine impeller in the direction of the turbocharger axis or the corresponding turbine axis and has an exhaust connection piece for connection to the exhaust system of the internal combustion engine.
  • the exhaust gas mass flow emerging from the turbine impeller is discharged into the exhaust system of the internal combustion engine via this exhaust gas discharge duct.
  • the hot exhaust gas mass flow flows through the turbine housing and the turbine impeller, which drives the turbine impeller and thus the turbocharger rotor to over 250,000 revolutions per minute and heats it up to over 1000 ° C. This results in very high thermal and mechanical demands on the material and design of the components.
  • the vibration excitation in particular of the impeller blades of the turbine impeller, takes place mainly through the exhaust gas mass flow.
  • the excitation forces come from irregularities in the exhaust gas flow, which are caused by upstream geometrical features, for example in the turbine housing. If no changes can be made to these geometry features, the turbine wheel must be designed to be robust enough with respect to the corresponding vibration frequencies.
  • the rotational frequency of the turbocharger predefined according to the performance-related design of the exhaust gas turbocharger, hereinafter referred to as the design rotational frequency, and the structurally influenceable natural vibration frequency, also referred to as the resonance frequency, of the impeller blades of the turbine impeller are important.
  • the critical vibration excitation acting on a respective impeller blade takes place through pressure differences, in particular a special pressure drop, in the wake of the inlet tongue. Whenever the respective impeller blade passes this area, it experiences a pressure fluctuation and thus a vibration excitation.
  • the vibration excitation of each individual impeller blade with the speed frequency or with their other harmonics i.e. multiples of the speed frequency.
  • the respective multiplication factor is also referred to as the so-called speed order or engine order (EO).
  • EO speed order
  • the speed order (EO) thus effectively represents the number of blade vibrations per revolution of the turbine impeller.
  • the turbine wheel can therefore be made more robust by using the natural oscillation frequencies of the
  • Impeller blades are raised by one or more speed orders of the exhaust gas turbocharger.
  • An at least 4-fold natural vibration frequency compared to the excitation frequency is customary, so that the turbine impeller is designed to be robust against vibration excitation up to the 4th speed order. For example, at a design speed of a maximum of 240,000 revolutions per minute, a speed frequency of a maximum of 4000 Hz results. With a design of the turbine impeller according to the 4th speed order, the desired natural vibration frequency of the turbine impeller is 16000 Hz.
  • vibration excitation exerted by the wake of the entry tongue contains a variety of vibration frequencies
  • vibration excitation can take place in the aforementioned example due to the 5th speed order, which has a detrimental effect on the turbine impeller.
  • the impeller blades In order to increase the natural vibration frequency of the turbine impeller, the impeller blades must be made with larger wall thicknesses, which increases the moment of inertia of the turbine impeller, which in turn has a negative effect on the dynamics of the turbocharger in transient operation. This is to be avoided.
  • Another possibility of minimizing the vibration excitation of the turbine impeller is to minimize the wake of the inlet tongue. This can be achieved by reducing the tongue thickness in the area of the tongue end as strictly as possible. However, there are limits here due to the mechanical strength of the entry tongue.
  • the object to be achieved by means of the invention is therefore to specify an exhaust gas turbine for an exhaust gas turbocharger or an exhaust gas turbocharger with increased vibration resistance without having to accept the aforementioned disadvantages.
  • an exhaust gas turbine for an exhaust gas turbocharger with a turbine housing having a turbine housing and a turbine impeller with impeller blades is specified.
  • the turbine housing has an impeller space, at least one exhaust gas feed channel and one exhaust gas ring channel.
  • the turbine impeller is arranged centrally to the turbine axis and rotatable about it.
  • the respective exhaust gas supply duct goes tangentially into the respective ring-shaped circumferential around the impeller space, spiraling toward the impeller space, the exhaust-gas annular duct, which in turn is connected to the impeller space via an open annular gap for guiding an exhaust gas mass flow onto the turbine impeller. It is in the area in which the exhaust gas supply channel merges into the gas ring channel, on the side facing the annular gap of the exhaust gas supply channel, at a radial tongue distance from the turbine axis, an inlet tongue with a tongue end.
  • the exhaust gas turbine according to the invention is characterized in that in a flow wake of the entrance tongue in a, with respect to the turbine axis determined, first angular distance, qi ⁇ 10%, a first fluidic disturbance element (hereinafter also simply referred to as a disturbance element) arranged at the end of the tongue is.
  • the angular distance, qi is determined by the relationship
  • EO K is the critical engine order, which specifies a multiplication factor by which a design rotational frequency, F R , of the exhaust gas turbine is to be multiplied in order to achieve the value of a critical excitation frequency, F WK , of the turbine impeller .
  • a first interfering element is arranged in the fluidic wake of the inlet tongue formed in the turbine housing, at a certain angular distance, referred to as qi, from the end of the tongue, within a tolerance range of ⁇ 10%. This results in qi by dividing 180 ° by a critical speed order EO K of the exhaust gas turbine.
  • the positive effect of the invention is essentially based on the fact that both the inlet tongue and the additionally introduced first interfering element in the flow of the exhaust gas mass flow produce a wake with a reduced pressure level. With a corresponding arrangement of the interference element, a damping effect can be realized with a counter pulse, which
  • Vibration excitation of a critical speed order is greatly reduced. This is an antiphase vibration excitation in the area of the overrun of the interference element.
  • the first interfering element should therefore generate an excitation force precisely when the impeller blade passing through is currently in the counter-oscillation.
  • the phase position and thus the angular spacing of the interference element is thus the determining variable for achieving the desired effect.
  • the vibration resistance of the turbine impeller and thus the entire exhaust gas turbine is advantageously increased by at least one speed order without having to make any other design or engineering changes.
  • a turbine impeller can be designed for natural frequencies that are lower by one order of speed without reducing the fatigue strength of the exhaust gas turbine as a whole. This enables lighter and more efficient turbine impellers. A possibly disadvantageous effect on the performance of the turbine, which is to be expected from the disturbance of the flow of the exhaust gas mass flow, can thus be demonstrably overcompensated.
  • an exhaust gas turbine whose vibration-related service life is inadequate can also be improved without disadvantageously adapting the design of the turbine impeller.
  • the critical excitation frequency, F WK , of the turbine impeller (12) is four times, five times or six times the design rotational frequency, F R , of the exhaust gas turbine.
  • the critical excitation frequency, F WK , of the turbine wheel is raised to a level at which the vibration excitation is advantageously reduced.
  • the excitation forces acting below the damaging level of the next critical, usually the 6th speed order, ECq are lowered.
  • the turbine impeller thus achieves a service life determined by the fatigue strength (HCF, High-Cycle-Fatigue) otherwise only by means of one
  • speed order is the most critical speed order, but possibly also the speed order below or above it. If in doubt, the most critical speed order must be determined in advance using modern calculation methods and simulation techniques and the positioning of the interference element based on the conditions mentioned above.
  • An exhaust gas turbocharger according to the invention for an internal combustion engine has a radial compressor, for compressing the intake air of the internal combustion engine, a rotor bearing unit, for pivoting the turbocharger rotor, and an exhaust gas turbine, for driving through the exhaust gas mass flow of the internal combustion engine.
  • the exhaust gas turbine is designed in accordance with one of the explanations given above and below.
  • FIG. 1 shows a simplified three-dimensional illustration of an exhaust gas turbocharger according to the invention with the housing cut open in a quarter section along the turbocharger axis;
  • FIG. 2 and 3 each a simplified representation of a
  • Turbine housing of an embodiment of an exhaust gas turbine according to the invention cut in a plane transverse to the turbine axis;
  • Fig. 4 different simplified sectional views, a), b), c) of different versions of an exhaust gas turbine according to the invention;
  • Fig. 7 is an enlarged highlighted representation of the arrangement of the inlet tongue and fluidic interference element, in a sectional view transverse to the turbine axis.
  • an embodiment of an exhaust gas turbocharger 1 according to the invention consisting of exhaust gas turbine 20, radial compressor 30 and the rotor bearing unit 40 arranged axially therebetween Compressor housing 31 and the bearing housing 41 cut out.
  • the sectional view allows an insight into the structure and arrangement of the essential components of the exhaust gas turbocharger 1.
  • the turbine housing 21 which can be arranged in the exhaust tract of the internal combustion engine
  • the compressor housing 31 which can be arranged in the intake tract of the internal combustion engine and between the turbine housing 21 and the compressor housing 31, the bearing housing 41 of the rotor bearing unit 40 are arranged one behind the other on a common turbocharger axis 11 and are connected to one another in terms of assembly technology.
  • the so-called turbocharger rotor 10 of the exhaust gas turbocharger 1 consists of the turbine impeller 12 with impeller blades 121, the compressor impeller 13 and the rotor shaft 14.
  • the turbine impeller 12 and the compressor impeller 13 are arranged on the opposite ends of the common rotor shaft 14 and connected to them in a rotationally fixed manner.
  • the rotor shaft 14 extends axially through the rotor bearing unit 40 in the direction of the turbocharger axis 11 and is axially and radially supported in it by means of radial bearings and an axial bearing about its longitudinal axis, the rotor axis of rotation, the rotor axis of rotation lying in the turbocharger axis 11, i.e. with the latter coincides.
  • the turbocharger rotor 10 rotates around the rotor axis of rotation of the rotor shaft 14 during operation.
  • the rotor axis of rotation and at the same time the turbocharger axis 11 are represented by the center line and characterize the axial orientation of the gas turbocharger 1.
  • the compressor impeller 13 is arranged centrally, the compressor housing 31 having a compressor ring duct 32 arranged around the compressor impeller for guiding the compressed air mass flow.
  • the turbine impeller 12 is arranged centrally in the impeller chamber 22 in relation to the turbine axis 3, which likewise coincides with the turbocharger axis 11, the turbine housing 21 having an exhaust gas supply duct 23a and an exhaust gas ring duct 23b arranged around the turbine impeller 12 and the impeller chamber 22 .
  • the exhaust gas supply duct 23a merges tangentially into the exhaust gas annular duct 23b, which extends annularly around the impeller chamber 22 and tapers towards the impeller chamber 22.
  • the exhaust gas annular duct 23b is connected to the impeller chamber 22 via an open annular gap 25, for guiding an exhaust gas mass flow M E c entering the turbine housing 21 through the exhaust gas duct 21 to the turbine impeller 12.
  • an inlet tongue 60 with a tongue end 61 was formed on the inside of the exhaust gas supply channel 23a facing the annular gap 25 at a radial tongue distance from the turbine axis 3.
  • Transition area between the exhaust ring duct 23b and the annular gap 25 is the transition area between the exhaust ring duct 23b and the annular gap 25.
  • FIG. 2 The arrangement of the first interference element at an angular distance, qi ⁇ 10%, from the tongue end 61 is clearly shown in FIG. 2.
  • the exhaust gas supply duct 23a which merges tangentially into the exhaust gas annular duct 23b, which extends annularly around the impeller chamber 22 and tapers towards the impeller chamber 22, is clearly visible.
  • the inlet tongue 60 with its tongue end 61 which in the area in which the exhaust gas supply channel 23a merges into the exhaust gas ring channel 23b, on the radial inside of the exhaust gas supply channel 23a facing the annular gap 25, in a radial increase gene distance R T , in particular the tongue end 61, to the turbine axis 3 is formed, is clearly visible.
  • the exhaust gas mass flow M E c entering through the exhaust gas supply duct 23a is identified by an arrow.
  • the first interference element 65 is arranged at an angular distance, qi ⁇ 10%, from the tongue end 61.
  • the angular distance qi is determined according to the relationship
  • EO K is the critical speed order, which specifies a multiplication factor by which a design rotational frequency, F r , of the exhaust gas turbine 20 is to be multiplied in order to achieve the value of a critical excitation frequency, F WK , of the turbine impeller (12).
  • F r design rotational frequency
  • F WK critical excitation frequency
  • FIG. 3 shows another embodiment of an exhaust gas turbine according to the invention, largely in accordance with FIG. 2.
  • the further interference element 66 is thus at a distance from the tongue end 61 chosen with respect to the natural vibration of the turbine wheel 12 such that the wake of the second interference element in turn brings impeller vibration excitation in phase opposition to the impeller blades 121 and thus advantageously contributes to further damping the natural vibrations of the turbine impeller 12 .
  • both the first and the further interference element 65, 66 are arranged at a respective radial distance R SEI / R SE 2 with respect to the turbine axis 3, which is at the radial distance, in particular of the tongue end 61 , the inlet tongue 60, that is to say corresponds to the radial tongue spacing R T.
  • R SEI / R SE 2 the respective radial position of the first and further interfering element 65, 66, with regard to the optimization of the respective fluidic wake and thus its vibration-damping effect, in an area related to radial tongue spacing R T may be the condition
  • R S E 1,2 is the radial distance from the respective first or second fluidic interference element (65, 66)
  • Turbine axis (3) is. This advantageously enables the position of the interference elements to be optimized with regard to the vibration-damping effect.
  • a further embodiment of the exhaust gas turbine 20 according to the invention not previously mentioned is illustrated by the representations a), b) and c) in FIG. 4.
  • the embodiments shown are characterized in that the first and / or the further fluidic interference element 65, 66 each predominantly extend transversely to the flow direction of the exhaust gas mass flow M Ec , along a respective interference element axis 67.
  • the respective interfering element depending on its respective radial distance from the turbine axis 3, can extend over an entire clear width or only part of a clear width of the exhaust gas annular duct 23b or the annular gap 25 of the turbine housing 21.
  • an exhaust gas turbine 20 is shown in cross section in FIG. 4 in illustration a), in analogy to FIGS. 2 and 3, also shown
  • Section planes XX and YY In the representations b) and c), sections according to section plane XX, which cuts the first interfering element in longitudinal section, are shown by two different implementations of the exhaust gas turbine 20. In both Dar positions b) and c) it can be seen that the cut interference element 65 extends transversely to the flow direction of the exhaust gas mass flow M EX , along a respective interference element axis 67.
  • the interference element 65 extends predominantly transversely to the direction of flow. Predominantly transverse to the direction of flow means in doubt at an angle greater than 45 ° obliquely to the flow direction up to 90 ° or greater 90 ° to less than 135 °, i.e. starting from its respective base against the flow direction of the exhaust gas mass flow M Ec or in flow direction of the exhaust gas mass flow M EX inclined, but predominantly transverse to the flow direction.
  • the interference element 65 extends in its radial position over the entire clear width of the exhaust gas annular duct 23b of the turbine housing 21.
  • the interference element 65 is located at its radial position. diglich extends over part of the clear width of the annular gap 25 of the turbine housing 21.
  • FIG. 4 each show only a first interference element 65, but the same applies to an additional interference element that may be present.
  • FIG. 5 shows in the representations i) to vi) different geometries of interference elements of different designs of exhaust gas turbines 20 according to the invention, isolated from the turbine housing and in a view according to the sectional plane Y-Y shown in illustration a) of FIG. 4, using the example of the first interference element 65.
  • the resulting designs of the exhaust gas turbine 20 are characterized in that the first or the further fluidic interference element 65, 66 or both interference elements 65, 66 each have a cross section perpendicular to its interference element axis 67.
  • the illustrations i), ii) and iii) show interference elements 65 which, starting from a respective base, for example on the turbine housing 21, have a constant cross section over their entire extent along the respective interference element axis 67.
  • the interference element 65 shown in illustration i) runs transversely, that is to say at an angle of 90 °, to the direction of flow of the indicated exhaust gas mass flow M EX and the explanations according to the illustrations ii) and iii) run predominantly crosswise, that is to say at an angle of less 90 ° and greater than 45 ° (illustration i)) or between greater 90 ° and less 135 ° (illustration ii)) for the flow direction of the indicated exhaust gas mass flow M E c.
  • the angular distance qi or Q2 relates to the central position of the respective interfering element 65, 66 with respect to the exhaust gas mass flow M E c.
  • the further representations iv) to vi) show interference elements 65 whose cross section extends at least over part or the entire extent of the interference element 65, 66 along the respective one
  • Change interference element axis 67 shows one starting from the base decreasing cross-section, representation v) shows a cross-section increasing from the base and representation vi) shows a first decreasing and then again increasing cross-section.
  • the different design variants of the interference elements 65, 66 enable optimization of the wake generated and thus the vibration-damping effect.
  • the representations, I) to V) of FIG. 6 show further different versions of fluidic interference elements using the example of the first interference element 65, in cross section, cut transversely to their respective interference element axis 67.
  • the embodiments shown are characterized in that the first and / or the further fluidic interference element 65, 66 each has a cross section perpendicular to its interference element axis 67, which has a polygonal geometry, according to illustration I), or a circular geometry, according to illustration II), or an oval geometry, according to illustration III), or a double-flat geometry, according to illustration IV), or a guide vane geometry, according to illustration V).
  • These different design variants of the interference elements 65, 66 represent further design options for optimizing the wake and thus the vibration-damping effect.
  • FIG. 7 shows an enlarged, highlighted representation of the arrangement of inlet tongue 61 and a fluidic interference element 65, in a sectional representation transverse to the turbine axis 3.
  • This representation is used to explain a further embodiment of the exhaust gas turbine 20, which is characterized in that the inlet tongue 60 is in the region of its Tongue tip 61 has a tongue thickness D T and a respective fluidic interference element 65, 66 has an average interference element thickness D SEM , each in the radial direction R with respect to the turbine axis 3, the average interference element thickness D S EM being the condition
  • D T denotes the tongue thickness of the inlet tongue 60 in the outflow area of the exhaust gas mass flow M Ec , that is to say in the area in which the exhaust gas mass flow M Ec separates from the tongue end 61 of the entry tongue 60.
  • D SEM identifies the average interference element thickness of the respective fluidic interference element (65, 66), reference being made to the average interference element thickness D SEM , since, as described above, the cross section of the respective interference element 65, 66 is transverse to the interference element axis 67 and thus also the interfering element thickness can change over the axial extent of the interfering element.
  • the thickness of the respective interfering element in relation to the thickness of the inlet tongue 60 influences the strength and geometry of the wake and thus the vibration excitation or vibration damping of the impeller blades 121, that is to say the turbine impeller.
  • the mean interference element thickness D SEM within the limits mentioned, in relation to the tongue thickness D T of the inlet tongue 60, the vibration-damping effect of the interference elements 65, 66 can be positively influenced.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Abgasturbine eines Abgasturboladers sowie einen Abgasturbolader mit einem künstlichen strömungstechnischen Störelement (65) im Abgas-Massenstrom im Turbinengehäuse (21). Die Abgasturbine weist ein Turbinengehäuse (21) und ein in einem Laufradraum (22) zentrisch zur Turbinenachse (3) angeordnetes Turbinenlaufrad (12) mit Laufradschaufeln (121) auf. Im Turbinengehäuse (21) ist ein Abgaszuführkanal (23a) vorgesehen, der tangential in einen Abgas-Ringkanal (23b) übergeht und mit dem Laufradraum (22) über einen Ringspalt (25) verbunden ist, wobei im Übergangsbereich vom Abgaszuführkanal (23a) in den Abgas-Ringkanal (23b) eine Eintrittszunge (60) ausgebildet ist. Dabei ist im Strömungs-Nachlauf der Eintrittszunge (60) in einem bestimmten ersten Winkelabstand θi zum Zungenende (61), ein strömungstechnisches Störelement (65) im Turbinengehäuse (21) angeordnet. Dies bewirkt in vorteilhafter Weise eine Reduzierung der Schwingungsanregung der Laufradschaufeln (121) des Turbinenlaufrads (12) und ermöglicht so eine kostengünstige Auslegung sowie eine verlängerte Lebensdauer des Turbinenlaufrads (12).

Description

Beschreibung
Abgasturbine eines Abgasturboladers sowie Abgasturbolader mit einem strömungstechnischen Störelement im Turbinengehäuse
Die Erfindung betrifft eine Abgasturbine eines Abgasturboladers sowie einen Abgasturbolader, insbesondere für eine Brenn kraftmaschine, mit einem künstlichen strömungstechnischen Störelement im Abgasmassenstrom im Turbinengehäuse.
Abgasturbolader mit Abgasturbinen und Ansaugluftverdichtern werden vermehrt zur Leistungssteigerung bei Brennkraftma schinen, insbesondere bei Kraftfahrzeug-Verbrennungsmotoren, eingesetzt. Dies geschieht immer häufiger mit dem Ziel die Brennkraftmaschine bei gleicher oder gar gesteigerter Leistung in Baugröße und Gewicht zu reduzieren und gleichzeitig den Verbrauch und somit den CCg-Ausstoß, im Hinblick auf immer strenger werdende gesetzliche Vorgaben diesbezüglich, zu verringern. Das Wirkprinzip besteht darin, die im Abgasmas senstrom enthaltene Energie zu nutzen um den Druck im Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine bzw. des Verbrennungsmotors zu erhöhen und so eine bessere Befüllung des Brennraumes mit Luft-Sauerstoff zu bewirken und somit mehr Treibstoff, Benzin oder Diesel, pro Verbrennungsvorgang umsetzen zu können, also die Leistung des Verbrennungsmotors zu erhöhen.
Ein Abgasturbolader weist dazu eine im Abgasstrang des Ver brennungsmotors angeordnete Abgasturbine mit einem durch den Abgasmassenstrom angetriebenen Turbinenlaufrad und einen im Ansaugtrakt angeordneten Radialverdichter mit einem den Druck aufbauenden Verdichterlaufrad auf. Turbinenlaufrad und Ver dichterlaufrad sind drehfest an den gegenüberliegenden Enden einer Läuferwelle befestigt und bilden so den sogenannten Turboläufer, der mit seiner Läuferwelle in einer zwischen Abgasturbine und Radialverdichter angeordneten Läuferla gereinheit drehgelagert ist. Somit wird mit Hilfe des Abgas massenstroms das Turbinenlaufrad und über die Läuferwelle wiederum das Verdichterlaufrad angetrieben und die Abgasenergie so zum Druckaufbau im Ansaugtrakt genutzt.
Abgasturbinen und Radialverdichter sind Strömungsmaschinen und haben aufgrund der physikalischen Gesetzmäßigkeiten einen jeweils von Baugröße und Bauart abhängigen optimalen Be triebsbereich der durch den Massedurchsatz, das Druckverhältnis und die Drehzahl des jeweiligen Laufrades gekennzeichnet ist. Im Gegensatz dazu ist der Betrieb eines Verbrennungsmotors in einem Kraftfahrzeug von dynamischen Änderungen der Last und des Betriebsbereiches gekennzeichnet .
Um nun den Betriebsbereich des Abgasturboladers an sich ändernde Betriebsbereiche des Verbrennungsmotors anpassen zu können und so ein gewünschtes Ansprechverhalten möglichst ohne spürbare Verzögerungen (Turboloch) zu gewährleisten werden Abgastur bolader beispielsweise mit über Ventilklappen öffenbaren By pass-Kanälen ausgestattet. Im Abgasturbinenbereich ist dies als Wastegate-Einrichtung und im Radialverdichterbereich als Schubumluft-Einrichtung bekannt. Des Weiteren sind auch Ab gasleiteinrichtung mit verstellbaren Leitschaufein, sogenannte Variable Turbinengeometrien (VTG) im Einsatz.
Das Turbinengehäuse weist einen oder mehrere ringförmig um die Turboladerachse und das Turbinenlaufrad bzw. den Laufradraum umlaufende, sich schneckenförmig zum Turbinenlaufrad bzw. zum Laufradraum hin verjüngende Abgas-Ringkanäle, sogenannte Ab gasfluten auf. Diese Abgasfluten weisen einen jeweiligen oder gemeinsamen, tangential nach außen gerichteten Abgaszuführkanal mit einem Krümmer-Anschlussstutzen zum Anschluss an einen Abgaskrümmer einer Brennkraftmaschine auf, durch den der Ab gasmassenstrom in die jeweilige Abgasflute strömt.
Die Abgasfluten weisen weiterhin jeweils eine zumindest über einen Teil des Innenumfanges verlaufenden Ringspalt auf, der in zumindest anteilmäßig radialer Richtung auf das Turbinenlaufrad bzw. den Laufradraum hin gerichtet verläuft und so eine Ver bindung zwischen dem jeweiligen Abgas-Ringkanal und dem Laufradraum darstellt, durch die der Abgasmassenstrom auf das Turbinenlaufrad strömt. In dem Bereich, in dem der Abgaszu- führkanal in den jeweiligen Abgas-Ringkanal übergeht, ist auf der dem Ringspalt zugewandten Seite des Abgaszuführkanals, eine sogenannte Eintrittszunge ausgebildet, die zugleich das aus laufende Ende des Abgas-Ringkanals bildet, in dem Bereich in dem der Abgas-Ringkanal am Ende des Umlaufs um den Laufradraum wieder auf den Abgaszuführkanal trifft.
Das Turbinengehäuse weist weiterhin einen Abgasabführkanal auf, der vom axialen Ende des Turbinenlaufrades weg in Richtung der Turboladerachse bzw. der damit übereinstimmenden Turbinenachse verläuft und einen Auspuff-Anschlussstutzen zum Anschluss an das AuspuffSystem der Brennkraftmaschine aufweist. Über diesen Abgasabführkanal wird der aus dem Turbinenlaufrad austretende Abgasmassenstrom in das AuspuffSystem des Verbrennungsmotors abgeführt .
Das Turbinengehäuse und das Turbinenlaufrad werden im Betrieb von dem heißen Abgasmassenstrom durchströmt , der das Turbinenlaufrad und somit den Turboladerläufer auf bis über 250.000 Umdrehungen pro Minute antreibt und auf über 1000 °C erhitzt. Daraus ergeben sich sowohl thermisch als auch mechanisch sehr hohe Ansprüche an Material und Auslegung der Komponenten.
Bei der Auslegung sind darüber hinaus und insbesondere auch schwingungstechnische Beanspruchungen insbesondere des Tur binenlaufrads zu beachten.
Die Schwingungsanregung insbesondere der Laufradschaufeln des Turbinenlaufrads erfolgt hierbei hauptsächlich durch den Ab gasmassenstrom. Die Anregungskräfte kommen dabei aus Unre gelmäßigkeiten in der Abgasströmung, die durch stromauf liegende Geometriemerkmale, beispielsweise im Turbinengehäuse, verur sacht werden. Wenn an diesen Geometriemerkmalen keine Änderung vorgenommen werden kann, muss das Turbinenrad robust genug gegenüber entsprechenden Schwingungsfrequenzen ausgelegt werden . Dabei sind vor allem die gemäß der leistungsbezogenen Auslegung des Abgasturboladers vorgegebene Drehfrequenz des Turbola derläufers, im Weiteren als Auslegungs-Drehfrequenz bezeichnet, sowie die konstruktiv beeinflussbare Eigenschwingfrequenz, auch als Resonanzfrequenz bezeichnet, der Laufradschaufeln des Turbinenlaufrads von Bedeutung.
Die kritische auf eine jeweilige Laufradschaufel wirkende Schwingungsanregung erfolgt durch Druckunterschiede, insbe sondere Druckabfall, im Strömungsnachlauf der Eintrittszunge. Immer wenn die jeweilige Laufradschaufel diesen Bereich passiert erfährt sie eine Druckschwankung und somit eine Schwingungs anregung. In der Regel, also in einem einflutigen Turbinen gehäuse, ist nur eine Eintrittszunge vorhanden und eine jeweilige Laufradschaufel passiert somit genau einmal den Bereich des Strömungsnachlaufs der Eintrittszunge pro Laufradumdrehung. Somit erfolgt die Schwingungsanregung jeder einzelnen Lauf radschaufel mit der Drehzahlfrequenz bzw. mit deren weiteren Harmonischen, also Vielfachen der Drehzahlfrequenz. Bei der schwingungsbezogenen Auslegung einer Abgasturbine wird deshalb immer Bezug genommen auf Vielfache der Drehzahlfrequenz bei der Auslegungsdrehzahl, also die Auslegungs-Drehfrequenz der Ab gasturbine. In diesem Zusammenhang wird der jeweilige Ver vielfachungsfaktor auch als sogenannte Drehzahlordnung oder Engine Order (EO) bezeichnet. Die Drehzahlordnung (EO) stellt somit quasi die Anzahl der Schaufelschwingungen pro Umdrehung des Turbinenlaufrads dar.
Je höher die Schwingungsfrequenz, also die Drehzahlordnung (EO) , desto geringer sind in der Regel die mechanischen Auswirkungen auf die Laufradschaufeln. Das Turbinenrad kann daher robuster ausgeführt werden, indem die Eigenschwingfrequenzen der
Laufradschaufeln um eine oder mehrere Drehzahlordnungen des Abgasturboladers angehoben werden. Üblich ist dabei eine mindestens 4fache Eigenschwingfrequenz gegenüber der Anre gungsfrequenz, so dass also das Turbinenlaufrad robust gegen Schwingungsanregungen bis zur 4. Drehzahlordnung ausgelegt ist. Beispielsweise ergibt sich bei einer Auslegungsdrehzahl von maximal 240.000 Umdrehungen pro Minute eine Drehzahlfrequenz von maximal 4000 Hz. Bei einer Auslegung des Turbinenlaufrads auf die 4. Drehzahlordnung, ergibt sich eine anzustrebende Eigen schwingfrequenz des Turbinenlaufrads von 16000 Hz.
Da jedoch die durch den Nachlauf der Eintrittszunge ausgeübte Schwingungsanregung eine Vielfalt von Schwingungsfrequenzen enthält, kann, in dem vorgenannten Beispiel, eine Schwin gungsanregung durch die 5. Drehzahlordnung erfolgen, die sich schädlich auf das Turbinenlaufrad auswirkt.
Um die Eigenschwingfrequenz des Turbinenlaufrads anzuheben müssen die Laufradschaufeln mit größeren Wandstärken ausgeführt werden, wodurch sich das Trägheitsmoment des Turbinenlaufrads erhöht, was sich wiederum negativ auf die Dynamik des Turboladers im transienten Betrieb auswirkt. Dies gilt es zu vermeiden.
Eine weitere Möglichkeit die Schwingungsanregung des Turbi nenlaufrads zu minimieren besteht in der Minimierung des Strömungsnachlaufs der Eintrittszunge. Dies kann erzielt werden durch eine möglichst strake Reduzierung der Zungendicke im Bereich des Zungenendes. Hier sind allerdings Grenzen gesetzt durch die mechanische Belastbarkeit der Eintrittszunge.
Die mittels der Erfindung zu lösende Aufgabe besteht also darin eine Abgasturbine für einen Abgasturbolader bzw. einen Ab gasturbolader anzugeben, mit erhöhter Schwingungsfestigkeit, ohne die vorgenannten Nachteile in Kauf nehmen zu müssen.
Diese Aufgabe wird gelöst durch eine Abgasturbine und einen Abgasturbolader mit den in den jeweils unabhängigen Ansprüchen angegebenen Merkmalen. Weitere Ausführungen und Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der unabhängigen Ansprüche.
Demgemäß wird eine Abgasturbine für einen Abgasturbolader mit einem, eine Turbinenachse aufweisenden, Turbinengehäuse und einem Turbinenlaufrad mit Laufradschaufeln angegeben. Dabei weist das Turbinengehäuse einen Laufradraum, zumindest jeweils einen Abgaszuführkanal und Abgas-Ringkanal auf. Im Laufradraum ist das Turbinenlaufrad zentrisch zur Turbinenachse und um diese drehbar angeordnet. Der jeweilige Abgaszuführkanal geht tangential in den jeweiligen ringförmig um den Laufradraum umlaufenden, sich schneckenförmig zum Laufradraum hin ver jüngenden, Abgas-Ringkanal über, der wiederum mit dem Lauf radraum, über einen offenen Ringspalt zur Führung eines Ab gasmassenstroms auf das Turbinenlaufrad, verbunden ist. Dabei ist in dem Bereich, in dem der Abgaszuführkanal in den Ab gas-Ringkanal übergeht, auf der dem Ringspalt zugewandten Seite des Abgaszuführkanals, in einem radialen Zungen-Abstand zur Turbinenachse, eine Eintrittszunge mit einem Zungenende aus gebildet .
Die erfindungsgemäße Abgasturbine ist erfindungsgemäß dadurch gekennzeichnet, dass in einem Strömungs-Nachlauf der Ein trittszunge in einem, mit Bezug zur Turbinenachse bestimmten, ersten Winkelabstand, qi ± 10%, zum Zungenende ein erstes strömungstechnisches Störelement (im Weiteren auch einfach als Störelement bezeichnet) angeordnet ist. Dabei ist der Win kelabstand, qi, bestimmt nach der Beziehung
qi = 180°/ EOK
wobei EOK die kritische Drehzahlordnung (Engine Order) ist, die einen Multiplikationsfaktor angibt, mit dem eine Ausle- gungs-Drehfrequenz , FR, der Abgasturbine zu multiplizieren ist, um den Wert einer kritischen Anregungsfrequenz, FWK, des Tur binenlaufrads zu erreichen.
Mit anderen Worten beschrieben, ist ein erstes Störelement im strömungstechnischen Nachlauf der im Turbinengehäuse ausge bildeten Eintrittszunge angeordnet, in einem bestimmten, als qi bezeichneten, Winkelabstand zum Zungenende, innerhalb eines Toleranzbereichs von ± 10%. Dabei ergibt sich qi durch Division von 180° durch eine kritische Drehzahlordnung EOK der Abgas turbine . Der positive Effekt der Erfindung basiert im Wesentlichen darauf, dass sowohl die Eintrittszunge als auch das zusätzlich ein- gebrachte erste Störelement in der Strömung des Abgasmassen stroms einen Nachlauf mit reduziertem Druckniveau erzeugen. Bei entsprechender Anordnung des Störelements kann ein dämpfender Effekt mit einem Gegenpuls realisiert werden, der die
Schwingungsanregung einer kritischen Drehzahlordnung stark reduziert. Dabei handelt es sich um eine gegenphasig wirkende Schwingungsanregung im Bereich des Nachlaufs des Störelements. Das erste Störelement soll also genau dann eine Anregungskraft erzeugen, wenn die passierende Laufradschaufel gerade in der Gegenschwingung befindlich ist. Die Phasenlage und somit der Winkelabstand des Störelements ist hierbei also die bestimmende Größe zur Erzielung des gewünschten Effekts.
Somit wird die Schwingfestigkeit des Turbinenlaufrads und somit der gesamten Abgasturbine in vorteilhafter Weise zumindest um eine Drehzahlordnung angehoben, ohne sonstige konstruktive oder auslegungstechnische Änderungen vornehmen zu müssen. Anders herum kann bei Anwendung der Erfindung ein Turbinenlaufrad auf um eine Drehzahlordnung niedrigere Eigenfrequenzen ausgelegt werden, ohne die Dauerschwingfestigkeit der Abgasturbine insgesamt herabzusetzen. Dies ermöglicht leichtere und effi zientere Turbinenlaufräder. Ein eventuell nachteiliger Effekt für die Leistung der Turbine, der durch die Störung der Strömung des Abgasmassenstroms zu erwarten ist, kann damit nachweislich überkompensiert werden. Es kann jedoch, wie oben beschrieben, auch eine Abgasturbine, deren schwingungsbedingte Lebensdauer unzureichend ist, verbessert werden, ohne die Auslegung des Turbinenlaufrads nachteilig anzupassen.
In einer vorteilhaften Ausführung der Abgasturbine ist das Turbinenlaufrad so gestaltet, dass die kritische Anregungs frequenz, FWK, des Turbinenlaufrads, innerhalb eines Tole ranzfeldes von ±15%, als ein ganzzahliges Vielfaches, N, größer als die Auslegungs-Drehfrequenz, FR, der Abgasturbine (20), gemäß FWK = (FR * N) ± 15%), bestimmt ist. In vorteilhafter Weise fällt somit die kritische Anregungsfrequenz, FWK, des Turbi- nenrades mit der Schwingfrequenz der jeweiligen, dem Vielfachen, N, entsprechenden, Drehzahlordnung, EON = N, zusammen.
In weiterer Ausgestaltung der vorgenannten Ausführung der Abgasturbine beträgt die kritische Anregungsfrequenz, FWK, des Turbinenlaufrads (12) das Vierfache, Fünffache oder Sechsfache der Auslegungs-Drehfrequenz, FR, der Abgasturbine. Dadurch ist die kritische Anregungsfrequenz, FWK, des Turbinenrades auf ein Niveau angehoben, auf dem die Schwingungsanregung vorteilhaft reduziert ist.
Für das Beispiel eines auf die 4. Drehzahlordnung, E04, ausgelegten, also „E04-festen", Turbinenlaufrads, das üb licherweise in der 5. Drehzahlordnung, E05, am stärksten angeregt wird, bei dem also die 5. Drehzahlordnung, E05, der kritischen Drehzahlordnung, EOK, entspricht ( EOK = E05) , liegt der ideale Winkelabstand Q1 des ersten strömungstechnischen Störelements bei 180° / 5 = 36° ± 10%, also ungefähr zwischen 32,5° und 39,5°. Es sollen so die bei der 5. Drehzahlordnung, ECg, wirkenden Anregungskräfte unter das schädigende Niveau der nächstkri tischen, üblicherweise der 6. Drehzahlordnung, ECq, abgesenkt werden. Das Turbinenlaufrad erreicht dadurch eine durch die Dauerschwingfestigkeit (HCF, High-Cycle-Fatigue) bestimmte Lebensdauer, die sonst nur mittels entsprechend um eine
Drehzahlordnung steifer ausgelegten und somit dickeren bzw. verkürzten Laufradschaufeln erreicht werden könnte.
Eine weitere Ausführung der Abgasturbine ist dadurch gekenn zeichnet, dass der Winkelabstand qi des ersten strömungs technischen Störelements vom Zungenende mittels einer, gegenüber der kritischen Drehzahlordnung, EOK, um 1 angehoben oder verringerten Drehzahlordnung, gemäß qi = 180°/ EOK±l, bestimmt ist. Dabei wird davon ausgegangen, dass die kritische Dreh zahlordnung, EOK, jeweils eine Drehzahlordnung über der
Drehzahlordnung liegt, auf die das Turbinenlaufrad ausgelegt ist. Es hat sich jedoch gezeigt, dass sich auch ein Winkelabstand, qi, des ersten Störelements reduzierend auf die Schwingungs anregung der Laufradschaufeln auswirken kann, der auf Basis einer um ±1, gegenüber der als kritisch angenommenen Drehzahlordnung EOK, veränderten Drehzahlordnung ermittelt wird. Die Ursache dafür liegt darin, dass sich gezeigt hat, dass nicht immer die jeweils eine Drehzahlordnung über der Ausle
gungs-Drehzahlordnung liegende Drehzahlordnung die am meisten kritische Drehzahlordnung ist, sondern ggf. auch die darunter oder darüber liegende Drehzahlordnung. Im Zweifelsfall ist die am meisten kritische Drehzahlordnung mittels moderner Be rechnungsmethoden und Simulationstechniken vorab zu ermitteln und der Positionierung des Störelements, gemäß der oben genannten Bedingungen, zugrunde zu legen.
Ein erfindungsgemäßer Abgasturbolader für eine Brennkraftma schine weist einen Radialverdichter, zur Verdichtung der An saugluft der Brennkraftmaschine, eine Läuferlagereinheit, zur Drehlagerung des Turboladerläufers, und eine Abgasturbine, zum Antrieb durch den Abgasmassenstrom der Brennkraftmaschine, auf. Dabei ist die Abgasturbine ausgebildet, gemäß einer der vo rausgehend und nachfolgend dargelegten Ausführungen.
Eine Auswahl von weiteren Ausführungsbeispielen und Weiter bildungen der Erfindung sowie verschiedene Kombinationsmög lichkeiten von Merkmalen verschiedener Ausführungen werden im Folgenden anhand der Darstellungen in der Zeichnung näher erläutert .
Es zeigen:
Fig. 1 eine vereinfachte dreidimensionale Darstellung eines erfindungsgemäßen Abgasturboladers mit im Viertelschnitt entlang der Turboladerachse aufgeschnittenem Gehäuse;
Fig . 2 und 3 jeweils eine vereinfachte Darstellung eines
Turbinengehäuses einer Ausführung einer erfindungsge mäßen Abgasturbine geschnitten in einer Ebene quer zur Turbinenachse ; Fig. 4 verschiedene vereinfachte Schnitt-Darstellungen, a) , b) , c) , von unterschiedlichen Ausführungen einer erfin dungsgemäßen Abgasturbine;
Fig. 5 Darstellungen, i) bis vi) , verschiedener Ausführungen von strömungstechnischen Störelementen, im Längsschnitt geschnitten längs ihrer jeweiligen Störelementachse;
Fig. 6 Darstellungen, i) bis v) , verschiedener Ausführungen von strömungstechnischen Störelementen, im Querschnitt geschnitten quer zu ihrer jeweiligen Störelementachse und
Fig. 7 eine vergrößert hervorgehobene Darstellung der Anordnung von Eintrittszunge und strömungstechnischem Störelement, in Schnittdarstellung quer zur Turbinenachse.
Funktions- und Benennungsgleiche Teile sind in den Figuren durchgehend mit denselben Bezugszeichen gekennzeichnet.
In Figur 1 ist eine Ausführung eines erfindungsgemäßen Ab gasturboladers 1 dargestellt, bestehend aus Abgasturbine 20, Radialverdichter 30 und der axial dazwischen angeordneten Läuferlagereinheit 40. Zur Sichtbarmachung des erfindungsge mäßen strömungstechnischen Störelements 65 ist entlang der Turboladerachse 11 durchgehend ein oberes Viertel des Turbi nengehäuses 21 des Verdichtergehäuses 31 und des Lagergehäuses 41 herausgeschnitten. Die Schnittdarstellung erlaubt dabei einen Einblick in den Aufbau und die Anordnung der wesentlichen Komponenten des Abgasturboladers 1.
Dabei sind das im Abgastrakt des Verbrennungsmotors anordenbare Turbinengehäuse 21, das im Ansaugtrakt des Verbrennungsmotors anordenbare Verdichtergehäuse 31 und zwischen Turbinengehäuse 21 und Verdichtergehäuse 31 das Lagergehäuse 41 der Läuferla gereinheit 40 auf einer gemeinsamen Turboladerachse 11 hin tereinander angeordnet und montagetechnisch miteinander ver bunden . Der sogenannte Turboladerläufer 10 des Abgasturboladers 1 besteht aus dem Turbinenlaufrad 12 mit Laufradschaufeln 121, dem Verdichterlaufrad 13 sowie der Läuferwelle 14. Das Turbinen laufrad 12 und das Verdichterlaufrad 13 sind auf den sich gegenüberliegenden Enden der gemeinsamen Läuferwelle 14 an geordnet und mit diesen drehfest verbunden. Die Läuferwelle 14 erstreckt sich in Richtung der Turboladerachse 11 axial durch die Läuferlagereinheit 40 und ist in dieser, mittels Radiallagern und einem Axiallager, axial und radial um seine Längsachse, die Läuferdrehachse, drehgelagert, wobei die Läuferdrehachse in der Turboladerachse 11 liegt, also mit dieser zusammenfällt. Der Turboladerläufer 10 rotiert im Betrieb um die Läuferdrehachse der Läuferwelle 14. Die Läuferdrehachse und gleichzeitig die Turboladerachse 11 sind durch die eingezeichnete Mittellinie dargestellt und kennzeichnen die axiale Ausrichtung des Ab gasturboladers 1.
Im Verdichtergehäuse 31 ist das Verdichterlaufrad 13 zentrisch angeordnet, wobei das Verdichtergehäuse 31 einen um das Ver dichterlaufrad angeordneten Verdichter-Ringkanal 32, zur Ab führung des verdichteten Luftmassenstroms aufweist.
Im Turbinengehäuse 21 ist das Turbinenlaufrad 12 zentrisch zur Turbinenachse 3, die ebenfalls mit der Turboladerachse 11 zusammenfällt, in dem Laufradraum 22 angeordnet, wobei das Turbinengehäuse 21 einen Abgaszuführkanal 23a und einen um das Turbinenlaufrad 12 und den Laufradraum 22 angeordneten Ab gas-Ringkanal 23b aufweist. Dabei geht der Abgaszuführkanal 23a tangential in den ringförmig um den Laufradraum 22 umlaufenden, sich schneckenförmig zum Laufradraum 22 hin verjüngenden, Abgas-Ringkanal 23b über. Der Abgas-Ringkanal 23b ist mit dem Laufradraum 22 über einen offen Ringspalt 25, zur Führung eines durch den Abgaszuführkanal in das Turbinengehäuse 21 eintre tenden Abgasmassenstroms MEc auf das Turbinenlaufrad 12, ver bunden .
Dabei ist in dem Bereich, in dem der Abgaszuführkanal 23a in den Abgas-Ringkanal 23b übergeht (in der Darstellung herausge- schnitten zur Sichtbarmachung der Eintrittszunge 60) , auf der dem Ringspalt 25 zugewandten Innenseite des Abgaszuführkanals 23a, in einem radialen Zungen-Abstand zur Turbinenachse 3 eine Eintrittszunge 60 mit einem Zungenende 61 ausgebildet.
Wie weiterhin in Figur 1 erkennbar, ist im Strömungs-Nachlauf der Eintrittszunge 60, in einem mit Bezug zur Turbinenachse 3 bestimmten ersten Winkelabstand, qi ± 10%, zum Zungenende 61, ein erstes strömungstechnisches Störelement 65, im radialen
Übergangsbereich zwischen Abgas-Ringkanal 23b und Ringspalt 25, angeordnet .
Die Anordnung des ersten Störelements im Winkelabstand, qi ± 10%, zum Zungenende 61 ist gut erkennbar in Figur 2 dargestellt. Im Querschnitt des Turbinengehäuses 21 ist der Abgaszuführkanal 23a, der tangential übergeht in den ringförmig um den Laufradraum 22 umlaufenden, sich schneckenförmig zum Laufradraum 22 hin verjüngenden, Abgas-Ringkanal 23b, gut erkennbar.
Auch die Eintrittszunge 60 mit ihrem Zungenende 61, die in dem Bereich, in dem der Abgaszuführkanal 23a in den Abgas-Ringkanal 23b übergeht, auf der dem Ringspalt 25 zugewandten radialen Innenseite des Abgaszuführkanals 23a, in einem radialen Zun gen-Abstand RT, insbesondere des Zungenendes 61, zur Turbi nenachse 3 ausgebildet ist, ist klar erkennbar. Der durch den Abgaszuführkanal 23a eintretende Abgasmassenstrom MEc ist mit einem Pfeil gekennzeichnet.
Im selben radialen Abstand zur Turbinenachse 3 wie das Zungenende 61 ist das erste Störelement 65 in einem Winkelabstand, qi ± 10%, zum Zungenende 61, angeordnet. Der Winkelabstand qi ist dabei bestimmt nach der Beziehung
qi = 180°/ EOK
wobei EOK die kritische Drehzahlordnung ist, die einen Mul tiplikationsfaktor angibt, mit dem eine Auslegungs-Drehfre quenz, Fr, der Abgasturbine 20 zu multiplizieren ist, um den Wert einer kritischen Anregungsfrequenz, FWK, des Turbinenlaufrads (12) zu erreichen. Mit anderen Worten ist EOK die Drehzahl- Ordnung, bei der eine kritische Schwingungsanregung des Tur binenlaufrads zu erwarten ist, die also die Eigenfrequenz des Turbinenlaufrads mit guter Näherung trifft.
In Figur 3 ist in weitgehend mit Figur 2 übereinstimmender Darstellung eine weitere, bisher nicht erwähnte Ausführung einer erfindungsgemäßen Abgasturbine dargestellt. Diese Ausführung ist dadurch gekennzeichnet, dass im Strömungs-Nachlauf des ersten strömungstechnischen Störelements 65, in einem bestimmten Winkelabstand Q2 ± 10% zum Zungenende 61 ein weiteres strö mungstechnisches Störelement 66 angeordnet ist, wobei der Winkelabstand Q2 bestimmt ist nach der Beziehung Q2 = qi + (180°/ EOK) , wobei EOK gewählt ist wie vorausgehend beschrieben. Das weitere Störelement 66 befindet sich also in einem bezüglich der Eigenschwingung des Turbinenrads 12 derart gewählten Abstand vom Zungenende 61, dass der Nachlauf des zweiten Störelements wiederum eine gegenphasige Schwingungsanregung auf die Lauf radschaufeln 121 bringt und somit vorteilhaft zur weiteren Dämpfung der Eigenschwingungen des Turbinenlaufrads 12 beiträgt.
Des Weiteren ist in Figur 3 angedeutet, das sowohl das erste als auch das weitere Störelement 65, 66 in einem jeweils radialen Abstand RSEI/ RSE2 in Bezug auf die Turbinenachse 3 angeordnet ist, die mit dem radialen Abstand, insbesondere des Zungenendes 61, der Eintrittszunge 60, also mit dem radialen Zungenabstand RT übereinstimmt. Es hat sich jedoch herausgestellt, dass die jeweilige radiale Position RSEI, RSE2 des ersten und des Weiteren Störelements 65, 66, im Hinblick auf die Optimierung des je weiligen strömungstechnischen Nachlaufs und somit auf dessen schwingungsdämpfende Wirkung, in einem Bereich mit Bezug zum radialen Zungenabstand RT liegen kann, der die Bedingung
0,5RT < RSE 1,2 S 2RT
Erfüllt, wobei RSE 1,2 der radiale Abstand des jeweiligen ersten oder zweiten strömungstechnischen Störelements (65, 66) zur
Turbinenachse (3) ist. Dies ermöglicht vorteilhaft die Opti mierung der Position der Störelemente im Hinblick auf die schwingungsdämpfende Wirkung. Weitere bisher nicht erwähnte Ausführung der erfindungsgemäßen Abgasturbine 20 werden durch die Darstellungen a) , b) und c) in der Figur 4 verdeutlicht. Die dargestellten Ausführungen sind dadurch gekennzeichnet, dass sich das erste und/oder das weitere strömungstechnische Störelement 65,66 jeweils überwiegend quer zur Strömungsrichtung des Abgasmassenstroms MEc, entlang einer jeweiligen Störelementachse 67 erstrecken. Dabei kann sich das jeweilige Störelement, in Abhängigkeit von seinem jeweiligen radialen Abstand zur Turbinenachse 3, über eine gesamte lichte Breite oder nur einen Teil einer lichten Breite des Ab gas-Ringkanals 23b oder des Ringspalts 25 des Turbinengehäuses 21 erstrecken. Zur Verdeutlichung dessen ist in Figur 4 in Darstellung a) eine Abgasturbine 20 im Querschnitt, in Analogie zu den Figuren 2 und 3, dargestellt mit eingezeichneten
Schnittebenen X-X und Y-Y. In den Darstellungen b) und c) sind dann Schnitte gemäß Schnittebene X-X, die das erste Störelement im Längsschnitt schneidet, durch zwei unterschiedliche Aus führungen der Abgasturbine 20 dargestellt. In beiden Dar stellungen b) und c) ist erkennbar, dass sich das geschnittene Störelement 65 quer zur Strömungsrichtung des Abgasmassenstroms MEX, entlang einer jeweiligen Störelementachse 67 erstreckt.
Obwohl in dieser Ansicht nicht zweifelsfrei erkennbar, kann davon ausgegangen werden, dass sich das Störelement 65 überwiegend quer zur Strömungsrichtung erstreckt. Überwiegend quer zur Strö mungsrichtung heißt im Zweifel in einem Winkel größer 45° schräg zur Strömungsrichtung bis hin zu 90° oder größer 90° bis hin zu kleiner 135°, also ausgehend von seiner j eweiligen Basis entgegen der Strömungsrichtung des Abgasmassenstroms MEc oder in Strö mungsrichtung des Abgasmassenstroms MEX geneigt, jedoch über wiegend quer zur Strömungsrichtung.
Eindeutig erkennbar ist in Darstellung b) der Figur 4, dass sich das Störelement 65 an seiner radialen Position über die gesamte lichte Breite des Abgas-Ringkanals 23b des Turbinengehäuses 21 erstreckt. Dagegen ist in Darstellung c) der Figur 4 erkennbar, dass sich das Störelement 65 an seiner radialen Position le- diglich über einen Teil der lichten Breite des Ringspalts 25 des Turbinengehäuses 21 erstreckt.
Die Darstellungen der Figur 4 zeigen zwar jeweils nur ein erstes Störelement 65, gleiches trifft jedoch auf ein ggf. vorhandenes weiteres Störelement zu.
Figur 5 zeigt in den Darstellungen i) bis vi) unterschiedliche Geometrien von Störelementen unterschiedlicher Ausführungen von erfindungsgemäßen Abgasturbinen 20, isoliert vom Turbinenge häuse und in einer Sicht gemäß der in Darstellung a) der Figur 4 gezeigten Schnitteben Y-Y, am Beispiel des ersten Störelements 65.
Die sich daraus ergebenden Ausführungen der Abgasturbine 20 sind dadurch gekennzeichnet, dass das erste oder das weitere strömungstechnische Störelement 65, 66 oder auch beide Stö relemente 65, 66 jeweils einen Querschnitt senkrecht zu seiner Störelementachse 67 aufweisen. Dabei zeigen die Darstellungen i) , ii) und iii) , Störelemente 65 die, ausgehend von einer jeweiligen Basis, zum Beispiel am Turbinengehäuse 21, über ihre gesamte Erstreckung entlang der jeweiligen Störelementachse 67 einen gleichbleibenden Querschnitt aufweisen. Dabei verläuft das in Darstellung i) gezeigte Störelement 65 quer, also in einem Winkel von 90°, zur Strömungsrichtung des angedeuteten Ab gasmassenstroms MEX und die Ausführungen gemäß der Darstellungen ii) und iii) verlaufen nur überwiegend quer, also in einem Winkel von kleiner 90° und größer als 45° (Darstellung i) ) oder zwischen größer 90°und kleiner 135° (Darstellung ii) ) zur Strömungs richtung des angedeuteten Abgasmassenstroms MEc. In den Fällen ii) und iii) bezieht sich der Winkelabstand qi bzw. Q2 auf die be züglich des Abgasmassenstroms MEc mittige Position des jeweiligen Störelements 65, 66.
Die weiteren Darstellungen iv) bis vi) zeigen Störelemente 65 deren Querschnitt sich zumindest über einen Teil oder die gesamte Erstreckung des Störelements 65, 66 entlang der jeweiligen
Störelementachse 67 ändern. So zeigt Darstellung iv) einen ausgehend von der Basis abnehmenden Querschnitt, Darstellung v) zeigt einen ausgehend von der Basis zunehmenden Querschnitt und Darstellung vi) zeigt einen zunächst abnehmenden und dann wieder zunehmenden Querschnitt. Die unterschiedlichen Gestaltungs varianten der Störelemente 65, 66 ermöglichen eine Optimierung des erzeugten Nachlaufs und somit der schwingungsdämpfenden Wirkung .
Die Darstellungen, I) bis V) der Figur 6 zeigen weitere ver schiedener Ausführungen von strömungstechnischen Störelementen am Beispiel der ersten Störelements 65, im Querschnitt, ge schnitten quer zu ihrer jeweiligen Störelementachse 67. Die gezeigten Ausführungen sind dadurch gekennzeichnet, dass das erste und/oder das weitere strömungstechnische Störelement 65, 66 jeweils einen Querschnitt senkrecht zu seiner Störelementachse 67 aufweist, der eine Vielkantgeometrie, gemäß Darstellung I), oder eine Kreisgeometrie, gemäß Darstellung II), oder eine Ovalgeometrie, gemäß Darstellung III), oder eine Zweiflach geometrie, gemäß Darstellung IV) , oder eine Leitschaufelge- ometrie, gemäß Darstellung V), aufweist. Diese unterschied lichen Gestaltungsvarianten der Störelemente 65, 66 stellen weitere gestaltungstechnische Möglichkeiten zur Optimierung des erzeugten Nachlaufs und somit der schwingungsdämpfenden Wirkung dar .
Figur 7 zeigt eine vergrößert hervorgehobene Darstellung der Anordnung von Eintrittszunge 61 und einem strömungstechnischem Störelement 65, in Schnittdarstellung quer zur Turbinenachse 3. Anhand dieser Darstellung soll eine weitere Ausführung der Abgasturbine 20 erläutert werden, die dadurch gekennzeichnet ist, dass die Eintrittszunge 60 im Bereich ihrer Zungenspitze 61 eine Zungendicke DT und ein jeweiliges strömungstechnisches Störelement 65, 66 eine mittlere Störelementdicke DSEM, jeweils in radialer Richtung R in Bezug auf die Turbinenachse 3, aufweist, wobei die mittlere Störelementdicke DSEM die Bedingung
0, 8 DT < DSEM S 2DT
erfüllt . Dabei kennzeichnet DT die Zungendicke der Eintrittszunge 60 im Abströmbereich des Abgasmassenstroms MEc, also in dem Bereich in dem sich der Abgasmassenstrom MEc vom Zungenende 61 der Ein trittszunge 60 ablöst . Des Weiteren kennzeichnet DSEM die mittlere Störelementdicke des jeweiligen strömungstechnischen Stö relements (65, 66), wobei auf die mittlere Störelementdicke DSEM Bezug genommen wird, da sich, wie vorausgehend beschrieben, der Querschnitt des jeweiligen Störelements 65, 66 quer zur Stö relementachse 67 und somit auch die Störelementdicke, über die axiale Erstreckung des Störelements hinweg ändern kann. Das heißt auch die Dicke des jeweiligen Störelements in Relation zur Dicke der Eintrittszunge 60 nimmt Einfluss auf stärke und Geometrie des Nachlaufs und somit auf die Schwingungsanregung bzw. Schwin gungsdämpfung der Laufradschaufeln 121, also des Turbinen laufrads. So kann durch die Wahl der mittleren Störelementdicke DSEM innerhalb der genannten Grenzen, in Relation zur Zungendicke DT der Eintrittszunge 60, die schwingungsdämpfende Wirkung der Störelemente 65, 66 positiv beeinflusst werden.
Selbstverständlich können die vorausgehend separat voneinander beschriebenen Merkmale der Abgasturbine, sofern sie sich als Alternativen nicht gegenseitig ausschließen, auch in Kombination zur Anwendung kommen, ohne den Gegenstand der Erfindung zu verlassen .

Claims

Patentansprüche
1. Abgasturbine (20) für einen Abgasturbolader (1) mit einem, eine Turbinenachse (3) aufweisenden, Turbinengehäuse (21) und einem Turbinenlaufrad (12) mit Laufradschaufeln (121), wobei das Turbinengehäuse (21) einen Laufradraum (22), in dem das Turbinenlaufrad (12) zentrisch zur Turbinenachse (3) und um diese drehbar angeordnet ist, und
zumindest einen Abgaszuführkanal (23a) , der tangential in einen ringförmig um den Laufradraum (22) umlaufenden, sich schneckenförmig zum Laufradraum (22) hin verjüngenden, Abgas-Ringkanal (23b) übergeht, der mit dem Laufradraum (22) über einen offen Ringspalt (25), zur Führung eines Abgasmassenstroms auf das Turbinenlaufrad (12), verbunden ist,
wobei in dem Bereich, in dem der Abgaszuführkanal (23a) in den Abgas-Ringkanal (23b) übergeht, auf der dem Ringspalt (25) zugewandten Seite des Abgaszuführkanals (23a) , in einem radialen Zungen-Abstand (RT) zur Turbinenachse (3) eine Eintrittszunge (60) mit einem Zungenende (61) aus gebildet ist,
dadurch gekennzeichnet, dass in einem Strömungs-Nachlauf der Eintrittszunge (60), in einem mit Bezug zur Turbi nenachse (3) bestimmten ersten Winkelabstand, qi ± 10%, zum Zungenende (61), ein erstes strömungstechnisches Stö relement (65) angeordnet ist, wobei der Winkelabstand, qi, bestimmt ist nach der Beziehung
qi = 180°/ EOK
und EOK die kritische Drehzahlordnung ist, die einen Multiplikationsfaktor angibt, mit dem eine Ausle- gungs-Drehfrequenz , FR, der Abgasturbine (20) zu multi plizieren ist, um den Wert einer kritischen Anregungs frequenz, FWK, des Turbinenlaufrads (12) zu erreichen.
2. Abgasturbine (20) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenlaufrad (12) so gestaltet ist, dass die kritische Anregungsfrequenz, FWK, des Turbinenlaufrads (12), innerhalb eines Toleranzfeldes von ±15%, als ein ganzzahliges Vielfaches, N, größer als die Auslegungs-Dreh frequenz, Fr, der Abgasturbine (20), gemäß FWK = (FR * N) ± 15%), bestimmt ist.
3. Abgasturbine (20) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die kritische Anregungsfrequenz, FWK, des Turbinen laufrads (12) das Vierfache, Fünffache oder Sechsfache der Auslegungs-Drehfrequenz, FR, der Abgasturbine (20) be trägt .
4. Abgasturbine (20) nach einem der vorausgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkelabstands qi des ersten strömungstechnischen Störelements (65) vom Zun genende (61) mittels einer, gegenüber der kritischen Drehzahlordnung, EOK, um 1 angehoben oder verringerten Drehzahlordnung, gemäß qi = 180°/ EOK±l, bestimmt ist.
5. Abgasturbine (20) nach einem der vorausgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Strömungs-Nachlauf des ersten strömungstechnischen Störelements (65), in einem bestimmten Winkelabstand Q2 ± 10% zum Zungenende (61) ein weiteres strömungstechnisches Störelement (66) angeordnet ist, wobei der Winkelabstand Q2 bestimmt ist nach der Beziehung Q2 = qi + (180°/ EOK) .
6. Abgasturbine (20) nach einem der vorausgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und/oder ein weiteres strömungstechnisches Störelement (65,66) in einem jeweiligen radialen Abstand zur Turbinenachse (3) im Strömungs-Nachlauf der Eintrittszunge (60) im Turbinen gehäuse (21) angeordnet ist, der die Bedingung
0,5RT < RSE 1,2 < 2RT
erfüllt, wobei
RT der radiale Zungenabstand der Eintrittszunge (60) und RSE 1,2 der radiale Abstand des jeweiligen strömungstech- nischen Störelements (65, 66) zur Turbinenachse (3) ist.
7. Abgasturbine (20) nach einem der vorausgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass sich das erste und/oder ein weiteres strömungstechnisches Störelement (65,66) jeweils überwiegend quer zur Strömungsrichtung des Abgasmassen stroms MEx, entlang einer jeweiligen Störelementachse (67), jeweils über eine gesamte oder nur einen Teil einer lichten Breite des Abgas-Ringkanals (23b) oder des Ringspalts (25) des Turbinengehäuses (21) erstrecken.
8. Abgasturbine (20) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und/oder ein weiteres strömungstechnisches Störelement (65,66) jeweils einen Querschnitt senkrecht zu seiner Störelementachse (67) aufweist, der sich zumindest über einen Teil oder die gesamte Erstreckung des Stö relements (65, 66) entlang der jeweiligen Störelementachse (67) ändert.
9. Abgasturbine (20) nach einem der Ansprüche 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und/oder das weitere strömungstechnische Störelement (65,66) jeweils einen Querschnitt senkrecht zu seiner Störelementachse (67) aufweist, der eine Vielkantgeometrie oder eine Kreisge ometrie oder eine Ovalgeometrie oder eine Zweiflachgeo metrie oder eine Leitschaufelgeometrie aufweist.
10. Abgasturbine (20) nach einem der vorausgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Eintrittszunge (60) im Bereich ihrer Zungenspitze (61) eine Zungendicke (DT) und ein jeweiliges strömungstechnisches Störelement (65, 66) eine mittlere Störelementdicke (DSEM) , jeweils in radialer Richtung in Bezug auf die Turbinenachse (3) , aufweist, wobei die mittlere Störelementdicke (DSEM) die Bedingung
0, 8 DT < DSEM S 2DT
erfüllt, wobei
DT die Zungendicke der Eintrittszunge (60) und
DSEM die mittlere Störelementdicke des jeweiligen strö mungstechnischen Störelements (65, 66) ist.
11. Abgasturbolader (1) für eine Brennkraftmaschine mit einem Radialverdichter (30), einer Läuferlagereinheit (40) und einer Abgasturbine (20) , wobei die Abgasturbine gemäß einem der vorausgehenden Ansprüche ausgebildet ist.
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