Zweitaktbrennkraftkolbenmaschinenanlage mit einer Abgasturbine und einem - Aufladeverdichter. Es ist bekannt, die Abgasenergie von Lrennkraftkolbenmaschinen in Abgasturbinen auszunützen und mit dieser Verdichter anzu treiben, welche den Brennkraftmaschinen wenigstens zum Teil die erforderliche Spül- mid Ladeluft liefern.
Insbesondere bei Z-weitaktbrennkraftkolben- inaschinen hat es sich gezeigt, dass deren wirt- schaftlicher und störungsfreier Betrieb über clen ganzen Belastungsbereich, sowie beim An fahren und bei Überlast nur dann gewähr leistet ist, wenn die der Brennkraftmaschine pro Arbeitsspiel zugeführte Spülluftmenge in einem bestimmten Verhältnis zum Volumen dt,r Arbeitszylinder steht.
Ist nämlich die Spülluftmenge zu klein, so ergeben sich daraus neben ungenügender Spülung, das lic@isst ungenügender Austreibung der ver- l,rannten Gase aus den Zylindern, Anfahr- scliwierigkeiten, erhöhter Brennstoffverbrauch, f.ine ungenügende Kühlung der feuergas- l,estrichenen Maschinenteile,
ein unzulässiger Anstieg der Abgastemperatur und damit eine cliä digungsgefahr für die Abgasturbine. Wird dagegen zuviel Spülluft zugeführt, so liat dies einen unzulässigen Anstieg des Ver- dichterleistungsbedarfes zur Folge, weil der Widerstand, den die Spülluft beim Durch strömen der Brennkraftmaschine erfährt, stark anwächst.
Die Erhöhung der angesaug ten Luftmenge und die Erhöhung des Spül- lnftgegendrucl@es haben zusammen eine ganz erhebliche Vergrösserung der vom Verdichter verbrauchten Leistung zur Folge. Im wei teren ergibt eine zu grosse Spülluftmenge eine starke Senkung der Abgastemperatur und damit eine Verminderung der Leistung der Abgasturbine. Die Verkleinerung der Abgas turbinenleistung einerseits und die Vergrösse rung der benötigten Verdiehterleistung ander seits bewirken einen starken Abfall des Ge samtwirkungsgrades der Brennkraftmaschine.
Zur richtigen Bemessung der Spül- und Aufladeluftmengen für Zweitaktbrennkraft- kolbenmaschinen ist es notwendig, dass das vom Verdichter während eines vollen Arbeits spiels angesaugte Gasvolumen im angesaugten Zustande mindestens, im verdichteten Zu stande jedoch höchstens gleich dem doppelten Hubvolumen der Arbeitszylinder ist. Das Ver halten des ZVirkungsgrades in Abhängigkeit vom Verhältnis Spülluftmenge/I3ubvolumen erschwert bei bekannten mehrstufigen Axial verdichtern, einstufigen Radialverdichtern und bei Kolbenverdichtern die Einhaltung der ge tannten Vorschrift zur Bemessung der<B>Spül-</B> luftmenge.
Zweck der vorliegenden Erfindung ist es, solche Schwierigkeiten zu beheben. Sie be zieht sich auf eine Zweitaktbrennkraftkolben- maschinenanlage mit einer Abgasturbine und einem Aufladeverdichter und besteht darin, dass der Aufladeverdichter als Turboverdich ter mit diagonaler Strömungsrichtung ausge bildet ist, dessen in Querschnitten normal zur Läuferachse radial sich erstreckende Läufer- schaufeln durch Rückwärtsschraubung in axialer Richtung am Austritt aus dem Läu fer mit der Tangente an den Umfang einen Winkel einschliessen,
dessen Kosinus grösser als das Verhältnis der auf die Schaufeln be zogenen Austrittsgeschwindigkeit der verdich teten Gase zur doppelten Umfangsgeschwin digkeit an der Austrittskante des Läufers ist, wobei das vom Verdichter während eines vol len Arbeitsspiels angesaugte Gasvolumen im angesaugten Zustand mindestens, im verdich- deten Zustand vor dem Eintritt in die Ar beitszylinder jedoch höchstens gleich dem doppelten Hubvolumen der Arbeitszylinder ist.
Auf den beiliegenden Zeichnungen sind in Fig. 1 charakteristische Kurven von ver schiedenen Verdichterbauarten dargestellt. während Fig. 2 die Charakteristiken eines aufgeladenen: Zweitaktmotors und verschie dener Verdichterbauarten in ihren gegensei tigen Beziehungen zueinander aufzeigt. In Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel einer Ma schinenanlage nach der Erfindung schema- tisch und teilweise geschnitten dargestellt. Fig. 4 zeigt einen Verdichterläufer in perspek tivischer Ansicht.
Im Diagramm der Fig. 1 ist auf der Ab szisse 1 die vom Verdichter angesaugte Luft menge Vo aufgetragen und auf der Ordinate 2 einerseits die adiabatischen Verdichterwir- kungsgrade yi und anderseits die von den ver schiedenen Verdichterbauarten bei konstanter Drehzahl erzeugten Enddrücke p, wobei sowohl die Luftvolumina als auch die Enddrücke ins Verhältnis zu dem der Konstruktion des Ver dichters zugrunde gelegten Normal-Ansaug- volumen V.;
bzw. Normalenddruck p,; gesetzt sind. Durch den auf diese beiden Grössen zu rückführenden, als Schnittpunkt der Geraden a und b sich ergebenden Bezugspunkt I,sind zur Schaffung einer einheitlichen Vergleichs basis sämtliche Charakteristiken der frag lichen Verdichterbauarten hindurchgeführt.
Die Kurve 3 stellt den Verlauf des Wir kungsgrades eines mehrstufigen Axialverdich- ters dar, welcher von einem hohen Scheitel wert nach beiden Seiten steil abfällt. Die Wirkungsgradkurve 4 mit ähnlichem Verlauf ist diejenige eines Kolbenverdichters. Mit der Kurve 5 ist der Wirkungsgrad eines Schleu derverdichters mit rein radialem Austritt aus dem einstufigen Rad dargestellt, welche ge genüber den Kurven 3, 4 einen flacheren Ver lauf, dafür aber einen bedeutend niedrigeren Scheitelwert besitzt. Die Kurve 6 zeigt den Wirkungsgradverlauf des in einer Anlage nach der Erfindung verwendeten Turbover dichters mit diagonalem Strömungsverlauf. welcher einen angenähert gleichmässig hoch liegenden Charakter aufweist.
Mit den Kurven 7 bzw. 8 bzw. 9 ist die Abhängigkeit des Enddruckes vom angesaug ten Volumen für den mehrstufigen Axial- bzw. Kolben- bzw. Radialverdichter gezeigt, während die Kurve 10 dieses Verhältnis für den Turboverdichter mit diagonalem Strö mungsverlauf wiedergibt. Aus den Kurven 7 und 8 ist ersichtlich, dass der Förderdruck für den mehrstufigen Axialverdichter und für den Kolbenverdichter bei zunehmender An saugluftmenge stark absinkt, während bei abnehmendem angesaugten Luftvolumen zu nächst ein schwacher Druckanstieg beim Axialverdichter und ein sehr starker Druck anstieg beim Kolbendichter die Folge ist.
Entsprechend der Kurve 9 ist der vom Ra dialverdichter erzeugte Druck im fraglichen Gebiet beinahe unabhängig vom angesaugten Luftvolumen. Die zum Diagonalverdichter gehörende Kurve 10 zeigt einen beinahe geradlinigen, mit zunehmendem Ansaugluft volumen langsam fallenden Verlauf.
Fig. 2 veranschaulicht ebenfalls in einem I3ruckvolumendiagramm das Zusammenarbei ten einer aufgeladenen Zweitaktbrennkraft- maschine mit ihrem zugehörigen Verdichter, wobei in Ordinatenrichtung wie in Fig. 1 die Drücke auf den normalen Betriebsdruck px bezogen sind, während auf der Abszisse die angesaugten Luftvolumina Vo in Prozen ten des Arbeitszylindervolumens VH aufgetra gen sind.
Das dem Bezugspunkt I entspre chende angesaugte Normalvolumen VN liegt gemäss der eingangs gegebenen Bemessungs vorschrift oberhalb des doppelten Arbeits- zylindervolumens. Die Kurven 7, 8, 10 stel- len entsprechend denjenigen in Fig. 1 die Verdiehtercha.rakteristiken dar. Infolge des j iis Fig. 1 ersichtlichen geringen Wirkungs grades ist die entsprechende Charakteristik für den Radialverdichter weggelassen.
Der Spiilwiderstand 12 in einer Zweita.ktbrenn- kraftmasehine ist nahezu unabhängig von deren Drehzahl und Belastung und entspricht i;iigefähr demjenigen einer festen Blende, für -elche bekanntlich im Unterschallgebiet das parabolische Widerstandsgesetz Gültigkeit hat. Die Spülwiderstandskurve 13 kann des halb, abgesehen von in diesem Zusammen- hange nicht weiter zu berücksichtigenden Ver zerrungen infolge der durch die Kompression ledingten Volumenänderung als quadratische Parabel dargestellt werden.
Eine Abgas turbine kann für eine bestimmte Belastung ebenfalls als Blende mit konstantem Quer- sclinitt und parabolischer Widerstandscharak- teristik betrachtet werden.
Der von der Tur bine verursachte zusätzliche Widerstand 14 1 Fig. ? > ist von der Belastung der Brenn- kraftmaschine abhängig, indem ein und die selbe angesaugte Luftmenge bei höherer Be- lastunb auf eine höhere Temperatur erhitzt wird und deshalb ein grösseres Volumen an nimmt, welches die Turbine mit einem er höhten Druckabfall verarbeitet als dasselbe angesaugte Luftvolumen bei niedrigerer Be lastung und entsprechend tieferer Temperatur der Abgase.
Der Gesamtwiderstand einer veränderlich belasteten, aufgeladenen Zweitaktbrennkraft- n naschine kann somit in Funktion der ange saugten Luftmenge durch die Kurvenschar 11 zur Darstellung gelangen, wobei die Kurven einer Belastung vom Leerlauf bis zur Vollast entsprechen, während die Kurve c den Gesamtwiderstandsverlauf bei durch ll.ückstände verengten Spül- und Auspuff schlitzen wiedergibt.
Ist. der Verdichter bei Vollast auf seinen durch die Geraden<I>a</I> und<I>b</I> bestimmten Be- rcchnunbspunkt abgestimmt, so fällt derselbe finit dem Schnittpunkt I der Widerstands charakteristik der Brennkraftmaschine bei Vollast und der Druckcharakteristik des Ver- dichters zusammen.
Sinkt die Belastung der Brennkraftmaschine unter Beibehaltung der konstanten Drehzahl auf 3/." -1/2 -'/4 Last und schliesslich auf Leerlauf, so wandert der Betriebspunkt auf der für die gleichbleibende Verdichterdrehzahl geltenden Verdichter charakteristik bis zum Schnittpunkt der Ver- dichtercharakteristik mit der für die betref fende 3lotorbelastung gültigen Motorcharak teristik.
Demgemäss wandert bei der flach abfallenden Charakteristik 10 des Diagonal verdichters der Betriebspunkt von I nach 1I, wobei die Luftmenge zunimmt und der Druck bei den im Beispiel angenommenen Verhält nissen um etwa 12 % fällt. Dieses leicht ver minderte Absinken des Spül- und Ruflade druckes hat ein ebenso geringes Absinken des Verdichterenddruckes zur Folge, was nur un bedeutende und praktisch zu keinen Betriebs störungen Anlass gebende Veränderungen in den Zündungs- und Verbrennungsvorgängen eines Zweitaktmotors verursacht.
Demgegen über hat die steil abfallende Charakteristik des Axial- und Kolbenverdichters 7 bzw. 8 entsprechend der Verschiebung des Betriebs punktes von I nach III bzw. von I nach IV eine nur geringe Erhöhung der angesaugten Luftmenge, dagegen aber ein starkes Absin ken des Spül- und Rufladedruckes um 25 bzw. 30 % zur Folge. Dadurch entsteht die Gefahr einer ungünstigen Beeinflussung der Zün- dungs- und Verbrennungsverhältnisse im Zweitaktmotor, die ernsthafte Betriebsstörun gen verursachen.
Bei abnehmender angesaugter Spülluft menge soll der Verdichterdruck zunehmen, damit bei grösser werdendem Spülluftwider- stand im Motor, wie er entsprechend der Kurve c durch die im Betriebe sich einstel lende Rückstandsbildung in den Spül- und Auspuffschlitzen verursacht wird, ein An stieg des Spül- und Rufladedruckes erfolgt.
Dadurch wird einerseits auch bei solchen Ver hältnissen die Zufuhr einer genügenden Luft menge in die Brennkraftzylinder gewähr leistet; anderseits werden gewisse, zum An setzen in den Schlitzen neigende Verschmut zungen infolge der an diesen Stellen grösser werdenden Gasgeschwindigkeiten des in der Dichte zunehmenden Spülmediums wegge blasen.
In stark ausgeprägtem Masse wird diese Bedingung vom Kolbengebläse gemäss der ihm zugehörigen Kurve 8 in Fig. 2 er füllt, während unter solchen Ansaugbedin gungen der Druck beim Aalgebläse ent sprechend dem Verlauf der Kurve 7 vom Be triebspunkt nur wenig bis zur Pumpgrenze ansteigt, so dass die geförderte Luftmenge unter das zu einen wirtschaftlichen Betrieb erforderliche Mass sinkt und auch eine ver stärkte Ausblasewirkung sich nicht einstellen kann.
Die Folge davon ist ein erhöhter Brenn stoffverbrauch und häufige Betriebsunter- brüche infolge der notwendigen Reinigungs arbeiten. Beim Diagonalverdichter dagegen steigt der Spülenddruck bei abnehmender An saugluftmenge im Vergleich zum geringen Druckanstieg der andern bekannten rotieren den Verdichterarten bedeutend an und ge währleistet damit die Zufuhr einer genügen den Luftmenge zu den Brennkraftzylindern sowie eine verstärkte Ausblasewirkung und Reinhaltung der Spül- und Abgasschlitze am Zweitaktmotor.
Für den wirtschaftlichen Betrieb unter veränderlichen Belastungsverhältnissen von Bedeutung ist ferner der Verlauf der Wir kungsgradkurve des Verdichters. Wie ein Vergleich zwischen Fig. 1 und 2 zeigt, be wegt sich der Betriebspunkt beim Übergang von Vollastbetrieb auf Leerlauf beim Dia gonalgebläse auf einem flachen Teil der Wir kungsgradkurve, während er beispielsweise beim Axialgebläse schon in den steil abfal lenden Ast fällt.
Der flache Verlauf der Wir kungsgradkurve 6 des Diagonalverdichters er leichtert im weiteren die Anpassung des Ge bläses an den Motor und gestattet eine Ein schränkung der Anzahl der zum Einbau in Zweitaktmotoren verschiedener Grösse und Leistung bestimmten Verdichtergrössen.
Bei von der Kraftmascbinenwelle unab- bängig drehender Turbinenwelle ist es beson ders wichtig, dass der Verlauf des Verdichter- wirkungsgrades über einen weiten Belastungs bereich gleichmässig hoch bleibt. Für solche Anordnungen besteht nämlich zwischen Brennkraftmaschinenbelastung, Leistungsab gabe der Turbine und Spülluftabgabe des Verdichters eine unübersichtlichen und ver wickelten Gesetzen folgende Abhängigkeit,
auf welche an dieser Stelle nicht näher einzu treten ist und die für jeden Betriebszustand zwangläufig eine Gleichgewichtslage herbei führt. Einer solchen Gleichgewichtslage kön nen beim Verdichter Betriebsverhältnisse ent sprechen, die nicht als seine günstigsten an zusprechen sind, so dass es wichtig ist, wenn sein Wirkungsgrad über einen weiten Be triebsbereich ungefähr gleich hoch ist.
Gemäss Fig. 3 besitzt der Verdichter läufer 19 Schaufeln 18, welche in Querschnit ten normal zur Läuferachse 27 radiale Er streckung aufweisen und in axialer Richtung in bezug auf die Drehrichtung A derart rück wärts gekrümmt sind, diss sie am Austritt aus dem Läufer mit der Tangente an den Umfang einen Winkel a einschliessen, dessen Kosinus grösser als das Verhältnis der auf die Schau feln bezogenen Austrittsgeschwindigkeit der verdichteten Gase zur doppelten Umfangsge schwindigkeit an der Austrittskante des Läu fers ist.
Durch diese Ausbildung kann der Läufer ohne Gefahr einer Überbeanspruchung der -Läuferschaufeln mit hoher und höchster Umfangsgeschwindigkeit, welche am Aus trittsdurchmesser 400 m/sec und darüber be tragen kann, betrieben werden, wodurch ein hohes Stufendruckverhältnis von z. B. 2 und mehr gewährleistet wird.
Durch die Rück- wärtsschraubung der Läuferschaufeln 18 ent gegen der Drehrichtung A lässt sich trotz einer über der Schallgeschwindigkeit des Förder mediums an der Austrittsstelle liegenden Um fangsgeschwindigkeit des Läufers die absolute Austrittsgeschwindigkeit des Fördermediums aus dem Läufer so weit vermindern, dass sich in ihm an dieser Stelle keine den Wirkungs grad herabsetzenden Machschen Druckwellen ausbilden können.
Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 ist die Zweitaktbrennkraftmaschine 15 über die Abgasleitung 17 mit der Abgasturbine 16 verbunden. Letztere gibt über ein Getriebe
EMI0005.0001
-'8 <SEP> Leistung <SEP> an <SEP> einen <SEP> Turboverdichter <SEP> ab, <SEP> des 'en <SEP> Läufer <SEP> 19 <SEP> mit <SEP> einer <SEP> in <SEP> diagonaler <SEP> Rich tiing <SEP> durchströmten <SEP> Schaufelung <SEP> 18 <SEP> versehen
<tb> ia. <SEP> Der <SEP> Läufer <SEP> 19 <SEP> ist <SEP> in <SEP> ein <SEP> Gehäuse <SEP> 20 <SEP> ein @;rbaut, <SEP> dae <SEP> auf <SEP> der <SEP> Eintrittsseite <SEP> einen <SEP> axial
<tb> rierichteten <SEP> Ansaugstutzen <SEP> 21 <SEP> und <SEP> auf <SEP> der
<tb> :
@u,4ti.ittsseite <SEP> eine <SEP> Spirale <SEP> 22 <SEP> aufweist. <SEP> Die
<tb> S-1>irale <SEP> ?? <SEP> ist <SEP> über <SEP> die <SEP> Luftleitung <SEP> 23 <SEP> mit
<tb> fi(-i- <SEP> Brennkraftmaschine <SEP> 15 <SEP> verbunden. <SEP> Um
<tb> allfällige <SEP> Leistungsdifferenzen <SEP> zwischen <SEP> der
<tb> Turbine <SEP> <B>16</B> <SEP> und <SEP> dem <SEP> Verdichter <SEP> 18, <SEP> 19 <SEP> auszu -leichen, <SEP> ist <SEP> von <SEP> der <SEP> als <SEP> Kurbelwelle <SEP> 24 <SEP> aus ;
<SEP> 1cbildeten <SEP> Kraftmaschinenwelle <SEP> zur <SEP> Tur hinenwelle, <SEP> 25 <SEP> eine <SEP> mechanische <SEP> Leistungs ühertragangsvorrichtung <SEP> 26 <SEP> vorgesehen. <SEP> Über
<tb> @liee <SEP> wird <SEP> dem <SEP> Verdichter <SEP> 19 <SEP> die <SEP> Antriebs während <SEP> des <SEP> Anlassens <SEP> der <SEP> ZweitalLt i,rennkraftmaschine <SEP> zugeführt, <SEP> weil <SEP> in <SEP> die @;,-ni <SEP> Stadium <SEP> die <SEP> Abgasturbine <SEP> die <SEP> notwen dige <SEP> Leistungsabgabe <SEP> noch <SEP> nicht <SEP> aufbringen
<tb> kann. <SEP> Liefert <SEP> die <SEP> Abgasturbine <SEP> in <SEP> gewissen
<tb> l')etizebsphasen <SEP> mehr <SEP> Leistung, <SEP> als <SEP> der <SEP> Ver dichter <SEP> benötigt, <SEP> so <SEP> wird <SEP> 'eine <SEP> solche <SEP> über <SEP> die
<tb> L"l:@ertragnngsvorrichtung <SEP> 36 <SEP> der <SEP> Kurbelwelle
<tb> :
.' <SEP> 1 <SEP> ziigefiihrt <SEP> und <SEP> vergrössert <SEP> dadurch <SEP> die <SEP> Lei stnngsabgabe <SEP> der <SEP> Zweitaktbrennkraftmaschine
<tb> nach <SEP> aussen.
<tb> Anstatt <SEP> die <SEP> Wellen <SEP> 24 <SEP> und <SEP> 25 <SEP> mittels
<tb> (-iner <SEP> mechanischen <SEP> Vorrichtung <SEP> ?6 <SEP> mitein ander <SEP> zii <SEP> verbinden, <SEP> könnten <SEP> diese <SEP> Wellen
<tb> tiiiteina.nder <SEP> beispielsweise <SEP> elektrisch, <SEP> hydrau lisch <SEP> oder <SEP> pneumatisch <SEP> verbunden <SEP> sein.
<tb> Eine <SEP> elektrische <SEP> Verbindung <SEP> könnte <SEP> bei .-:
1)ielsweise <SEP> eine <SEP> mit <SEP> der <SEP> Motorwelle <SEP> 24 <SEP> ver bundene <SEP> elektrische <SEP> Maschine <SEP> und <SEP> eine <SEP> zweite
<tb> finit <SEP> der <SEP> Turbogruppe <SEP> verbundene <SEP> elektrische
<tb> -Maschine <SEP> aufweisen. <SEP> Dabei <SEP> wird <SEP> in <SEP> den <SEP> Be triebsphasen, <SEP> in <SEP> welchen <SEP> die <SEP> Abgasturbine
<tb> eine <SEP> für <SEP> den <SEP> Verdichter <SEP> ungenügende <SEP> Leistung
<tb> @-rzei@@t, <SEP> die <SEP> mit <SEP> der <SEP> Welle <SEP> 24 <SEP> verbundene <SEP> elek trische <SEP> Maschine <SEP> als <SEP> Generator <SEP> laufen <SEP> und <SEP> die
<tb> Felilleistunb <SEP> auf <SEP> die <SEP> m <SEP> einem <SEP> solchen <SEP> Fall
<tb> als <SEP> Elektromotor <SEP> laufende <SEP> elektrische <SEP> Ma schine <SEP> am <SEP> Turboaggregat <SEP> übertragen.
<SEP> Erzeugt
<tb> dagegen <SEP> die <SEP> Abgasturbine <SEP> einen <SEP> Leistungs iiberschuss, <SEP> so <SEP> läuft <SEP> die <SEP> dem <SEP> Turboaggregat
<tb> zugehörige <SEP> elektrische <SEP> Maschine <SEP> als <SEP> Generator, welcher die Überschussleistung auf die mit der Welle 24 verbundene und in diesem Fall als Motor wirkende elektrische Maschine über trägt.
Die hydraulische Verbindung der Wellen 24 und 25 könnte mittels eines aus eine Pumpe und einer Turbine bestehenden Zwi schengliedes erfolgen, wobei dieses beispiels weise als eine an sich bekannte Flüssigkeits kupplung oder ein Drehmomentwandler aus gebildet sein könnte. Je nach der Richtung des Leistungsflusses durch das hydraulische Zwischenglied gelangt die eine der hydrau lischen Maschinen als Turbine und die andere als Pumpe oder umgekehrt zum Einsatz.
Eine pneumatische Kraftübertragung vom Motor zur Turbogruppe könnte beispielsweise im Sinne einer Stufenaufladung erfolgen, wo bei ein von der Motorwelle 24 angetriebener Vorverdichter in den Verdichter 18, 19 för dert und dadurch z. B. einen von der Abgas turbine zu wenig gelieferten Leistungsanteil ersetzt.
Es wäre ebenfalls möglich, die aus der Abgasturbine und dem Turboverdichter beste hende Turbogruppe mit der Welle der Brenn kraftkolbenmaschine nicht zu verbinden, son dern freifahrend anzuordnen. In einem sol chen Falle müsste die zum Anfahren notwen dige Spülluft von einem mit. der Kraft maschinenwelle gekuppelten oder mit Fremd energie betriebenen weiteren Spülverdichter geliefert werden, oder es müsste die freifah rende Turbogruppe in dieser Anlaufphase durch einen elektrischen oder andern Motor angetrieben werden, der überdies je nach Ver hältnissen eine im Betriebe auftretende Cber- schussleistungder Abgasturbine in Form von elektrischer oder anderer Energie zurückge winnen könnte.
Infolge der, bezogen auf die spezifische Förderleistung, geringen Abmessungen und der wegen der axialen Zuströmung und der ungefähr radialen Ausströmung möglichen günstigen äussern Form lässt sich der Ver dichter und die mit ihm gekuppelte Abgas turbine leicht an die Brennkraftmaschine an bauen. Dadurch, dass im Verdichtergehäuse keine Schaufeln angeordnet sind, gestaltet sich die Demontage bedeutend einfacher, als dies bei andern Verdichtertypender Fall ist.
Eine Erhöhung der Betriebssicherheit wird dadurch erzielt, dass der Läufer infolge minimaler Strömungsumlenkung unempfindlich gegen Verschmutzung der geförderten Gase ist und Schaufelschwingungen nicht auftreten. Bei vertikaler Anordnung der Turbine und des von oben ansaugenden Verdichters lassen sich die axialen Druckkräfte herabsetzen. Anstatt Turbine und Verdichter über ein Getriebe miteinander zu kuppeln, könnten dieselben unter gewissen Voraussetzungen, z. B. bei ähnlich verlaufender Turbinen- und Verdich- tercharakteristik, auf ein und derselben Welle angeordnet sein.
Bei der Zweitaktbrennkraftkolbenmaschi- nenanlage nach der Erfindung kann es sich um eine solche mit Nachladung, mit Koch ladung oder mit einer für Treibgaserzeuger notwendigen Höchstladung mit Drücken von 5 ata und mehr handeln. Infolge des mit dem Diagonalverdichter erzielbaren hohen Stufen druckverhältnisses von 2 und mehr wird es mit diesem möglich, den Spül- und Nachlade druck sowie den Hochladedruck bis etwa 3 ata in einstufiger Ausführung zu erzeugen.
Für die Erzeugung höherer Aufladedrücke kann der Diagonalverdichter zwei- oder mehrstufig ausgeführt sein. Insbesondere bei Ausübung des Treibgasverfahrens könnte ein mehr stufiger Diagonalverdichter die aus der Atmo sphäre angesaugte Luft bis auf den Enddruck, verdichten, oder er könnte nur einen Teil die ser Verdichtung übernehmen, z. B. beim Frei kolben-Treibgaserzeuger könnte der ein- oder mehrstufig ausgeführte Diagonalverdichter den Zylindern des Kompressorkolbens vorge schaltet sein.
Die im Zweitakt arbeitende Brennkraft kolbenmascbinenanlage könnte nach dem Die selverfahren oder auch nach dem Ottoverfah- ren mit einem gasförmigen Brennstoff, z. B. Erdgas, Methangas, Leuchtgas, Klärgas, Synthesegas, oder auch mit Benzin, Benzol oder dergleichen betrieben werden, dessen Verbrennung durch Fremd- oder Eigenzün dung eingeleitet wird. Dabei kann es sich auch um eine Maschinenanlage handeln, die für den wahlweisen Betrieb mit der einen oder andern Brennstoffart eingerichtet ist.
Two-stroke internal combustion piston engine system with an exhaust gas turbine and a supercharging compressor. It is known to utilize the exhaust gas energy from Lrennkraftkolbenmaschinen in exhaust gas turbines and to drive with these compressors, which supply the internal combustion engines at least partially the necessary scavenging mid charge air.
Particularly in the case of Z-wide-stroke internal combustion piston machines, it has been shown that their economical and trouble-free operation over the entire load range, as well as when starting and in the event of an overload, is only guaranteed if the amount of scavenging air supplied to the internal combustion engine per work cycle is in a certain ratio the volume dt, r working cylinder stands.
If the amount of purging air is too small, this results in insufficient purging, inadequate expulsion of the gases that have run out of the cylinders, start-up difficulties, increased fuel consumption, and inadequate cooling of the flue gas oil, screed Machine parts,
an impermissible increase in the exhaust gas temperature and thus a risk of cleavage for the exhaust gas turbine. If, on the other hand, too much scavenging air is supplied, this results in an impermissible increase in the compressor power requirement, because the resistance that the scavenging air experiences when flowing through the internal combustion engine increases sharply.
The increase in the amount of air sucked in and the increase in the flushing counter pressure together result in a considerable increase in the power consumed by the compressor. In addition, an excessively large amount of scavenging air results in a sharp drop in the exhaust gas temperature and thus a reduction in the performance of the exhaust gas turbine. The reduction in the exhaust gas turbine power on the one hand and the enlargement of the required Verdiehter power on the other hand cause a sharp drop in the overall efficiency of the internal combustion engine.
For the correct measurement of the scavenging and charging air quantities for two-stroke internal combustion piston engines, it is necessary that the gas volume sucked in by the compressor during a full working cycle is at least twice the stroke volume of the working cylinder when sucked in, but at most when compressed. The behavior of the efficiency as a function of the ratio of the amount of scavenging air / volume makes it difficult to comply with the aforementioned regulation for measuring the amount of scavenging air in known multi-stage axial compressors, single-stage radial compressors and reciprocating compressors.
The purpose of the present invention is to overcome such difficulties. It relates to a two-stroke internal combustion piston machine system with an exhaust gas turbine and a supercharger and consists in that the supercharger is designed as a turbo compressor with a diagonal flow direction, whose rotor blades, which extend radially in cross-sections normal to the rotor axis, are screwed backwards in the axial direction Exit from the runner with the tangent to the circumference include an angle,
the cosine of which is greater than the ratio of the exit speed of the compressed gases related to the blades to twice the circumferential speed at the exit edge of the rotor, with the gas volume sucked in by the compressor during a full working cycle in the sucked-in state at least ahead in the compressed state however, the entry into the working cylinder is at most equal to twice the stroke volume of the working cylinder.
In the accompanying drawings, characteristic curves of various types of compressor are shown in FIG. while Fig. 2 shows the characteristics of a supercharged: two-stroke engine and various compressor types in their mutual term relationships. In Fig. 3, an embodiment of a Ma machine system according to the invention is shown schematically and partially in section. Fig. 4 shows a compressor rotor in a perspective view.
In the diagram of FIG. 1, the air volume Vo sucked in by the compressor is plotted on the abscissa 1 and on the ordinate 2, on the one hand, the adiabatic compressor efficiencies yi and, on the other hand, the final pressures p generated by the various types of compressor at constant speed Air volumes and the final pressures in relation to the normal intake volume V on which the construction of the compressor is based;
or normal final pressure p ,; are set. Through the reference point I, which can be traced back to these two quantities and is the intersection of the straight lines a and b, all the characteristics of the compressor types in question are passed through to create a uniform basis for comparison.
Curve 3 shows the course of the efficiency of a multistage axial compressor, which drops sharply from a high peak value to both sides. The efficiency curve 4 with a similar profile is that of a reciprocating compressor. The curve 5 shows the efficiency of a centrifugal compressor with a purely radial exit from the single-stage wheel, which ge compared to curves 3, 4 has a flatter Ver course, but has a significantly lower peak value. The curve 6 shows the efficiency profile of the Turbover used in a system according to the invention with a diagonal flow rate. which has an almost evenly high-lying character.
With the curves 7 and 8 and 9, the dependence of the final pressure on the sucked th volume for the multi-stage axial or piston or radial compressor is shown, while the curve 10 shows this ratio for the turbo compressor with diagonal Strö flow path. It can be seen from curves 7 and 8 that the delivery pressure for the multi-stage axial compressor and for the piston compressor decreases sharply with increasing intake air volume, while with decreasing intake air volume, the result is initially a slight pressure increase in the axial compressor and a very strong pressure increase in the piston compressor .
According to curve 9, the pressure generated by the radial compressor in the area in question is almost independent of the volume of air drawn in. The curve 10 belonging to the diagonal compressor shows an almost straight line that slowly decreases with increasing intake air volume.
Fig. 2 also illustrates in a pressure volume diagram the cooperation of a supercharged two-stroke internal combustion engine with its associated compressor, the pressures in the ordinate direction as in Fig. 1 being related to the normal operating pressure px, while the aspirated air volumes Vo in percent on the abscissa of the working cylinder volume VH are applied.
The normal intake volume VN corresponding to the reference point I is above twice the working cylinder volume according to the dimensioning regulation given at the beginning. Curves 7, 8, 10 represent the compression characteristics, corresponding to those in FIG. 1. As a result of the low degree of efficiency shown in FIG. 1, the corresponding characteristic for the centrifugal compressor is omitted.
The spray resistance 12 in a two-cylinder combustion engine is almost independent of its speed and load and corresponds approximately to that of a fixed screen, for which, as is well known, the parabolic law of resistance is valid in the subsonic area. The flushing resistance curve 13 can therefore be represented as a quadratic parabola, apart from distortions, which are not to be considered further in this context, due to the change in volume caused by the compression.
For a certain load, an exhaust gas turbine can also be viewed as an orifice with constant cross-section and parabolic drag characteristics.
The additional resistance caused by the turbine 14 1 Fig.? > depends on the load on the internal combustion engine, in that the same amount of air sucked in is heated to a higher temperature at higher loads and therefore takes on a larger volume, which the turbine processes with a higher pressure drop than the same volume of air sucked in with lower loading and correspondingly lower temperature of the exhaust gases.
The total resistance of a variably loaded, charged two-stroke internal combustion engine can thus be shown as a function of the amount of air sucked in by the family of curves 11, the curves corresponding to a load from idling to full load, while curve c shows the total resistance curve when there are residues constricted flushing and exhaust slots.
Is. the compressor at full load is matched to its calculation point determined by the straight lines <I> a </I> and <I> b </I>, then it falls finitely at the intersection I of the resistance characteristic of the internal combustion engine at full load and the pressure characteristic of the Compressor together.
If the load on the internal combustion engine drops to 3 /. "-1/2 - '/ 4 load and finally to idling, while maintaining the constant speed, the operating point moves along with the compressor characteristic that applies to the constant compressor speed up to the intersection of the compressor characteristic the motor characteristics valid for the relevant 3lotor load.
Accordingly, in the case of the gently sloping characteristic 10 of the diagonal compressor, the operating point moves from I to 1I, the amount of air increasing and the pressure falling by about 12% with the ratios assumed in the example. This slightly reduced lowering of the flushing and Ruflade pressure has an equally small decrease in the compressor end pressure, which causes only un significant changes in the ignition and combustion processes of a two-stroke engine that give rise to practically no operational disturbances.
In contrast, the steeply sloping characteristic of the axial and reciprocating compressor 7 and 8 corresponding to the shift of the operating point from I to III or from I to IV has only a slight increase in the amount of air sucked in, but a sharp drop in the flushing and ken Call boost pressure by 25 or 30%. This creates the risk of an unfavorable influence on the ignition and combustion conditions in the two-stroke engine, which can cause serious malfunctions.
As the amount of scavenging air drawn in decreases, the compressor pressure should increase so that when the scavenging air resistance in the engine increases, as is caused by the build-up of residues in the scavenging and exhaust slots in the company according to curve c, the scavenging and exhaust ports increase Call loading pressure takes place.
As a result, on the one hand, the supply of a sufficient amount of air into the internal combustion cylinder is guaranteed even with such conditions; on the other hand, certain contaminations that tend to set in the slots are blown away due to the increasing gas velocities of the increasing density of the flushing medium at these points.
To a very pronounced extent, this condition is fulfilled by the piston fan according to the associated curve 8 in FIG. 2, while under such suction conditions the pressure of the eel fan according to the course of curve 7 from the operating point rises only slightly to the surge limit, so that the amount of air conveyed falls below what is necessary for an economical operation and also an increased blow-out effect cannot occur.
The consequence of this is increased fuel consumption and frequent business interruptions due to the necessary cleaning work. In the case of diagonal compressors, on the other hand, the flushing pressure increases with decreasing intake air volume compared to the low pressure increase of the other known types of compressors, thus ensuring the supply of a sufficient amount of air to the internal combustion cylinders as well as an increased blow-out effect and keeping the flushing and exhaust gas slots on the two-stroke engine clean.
The course of the efficiency curve of the compressor is also of importance for economic operation under variable load conditions. As a comparison between Fig. 1 and 2 shows, the operating point moves during the transition from full load to idle with the Dia gonalgebläse on a flat part of the We kungsgradkurve, while it falls, for example, with the axial fan in the steep sloping branch.
The flat course of the efficiency curve 6 of the diagonal compressor, it also facilitates the adaptation of the blower to the engine and allows a restriction of the number of compressor sizes intended for installation in two-stroke engines of various sizes and outputs.
When the turbine shaft rotates independently of the power machine shaft, it is particularly important that the progression of the compressor efficiency remains consistently high over a wide load range. For such arrangements there is namely between the internal combustion engine load, power output of the turbine and purge air output of the compressor, a confusing and complicated laws following dependency,
which is not to be dealt with at this point and which inevitably leads to an equilibrium position for every operating state. Such an equilibrium position can correspond to operating conditions in the compressor that are not to be addressed as the most favorable, so that it is important that its efficiency is approximately the same over a wide operating range.
According to Fig. 3, the compressor rotor 19 has blades 18, which in Querschnit th normal to the rotor axis 27 he have radial stretching and are curved backwards in the axial direction with respect to the direction of rotation A, diss them at the exit from the rotor with the tangent Include an angle a on the circumference, the cosine of which is greater than the ratio of the exit speed of the compressed gases based on the blades to double the speed of the circumference at the exit edge of the runner.
Through this training, the runner can be operated without the risk of overstressing the rotor blades with high and highest circumferential speed, which at the exit diameter 400 m / sec and above be can be operated, whereby a high pressure ratio of z. B. 2 and more is guaranteed.
By screwing the rotor blades 18 backwards against the direction of rotation A, despite the circumferential speed of the rotor being greater than the speed of sound of the conveying medium at the exit point, the absolute exit speed of the conveying medium from the rotor can be reduced to such an extent that it is at this point can not form the efficiency reducing Mach pressure waves.
In the exemplary embodiment according to FIG. 4, the two-stroke internal combustion engine 15 is connected to the exhaust gas turbine 16 via the exhaust gas line 17. The latter gives via a transmission
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-'8 <SEP> output <SEP> to <SEP> a <SEP> turbo compressor <SEP> from, <SEP> of the 'en <SEP> runner <SEP> 19 <SEP> with <SEP> a <SEP> in <SEP> diagonal <SEP> directional <SEP> flow through <SEP> blades <SEP> 18 <SEP> provided
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<tb> directed <SEP> intake manifold <SEP> 21 <SEP> and <SEP> to <SEP> the
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<tb> S-1> irale <SEP> ?? <SEP> is <SEP> via <SEP> the <SEP> air line <SEP> 23 <SEP> with
<tb> fi (-i- <SEP> internal combustion engine <SEP> 15 <SEP> connected. <SEP> Um
<tb> any <SEP> performance differences <SEP> between <SEP> or
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<SEP> 1c formed <SEP> engine shaft <SEP> for the <SEP> door shaft, <SEP> 25 <SEP> a <SEP> mechanical <SEP> power transmission device <SEP> 26 <SEP> is provided. <SEP> About
<tb> @liee <SEP> is <SEP> the <SEP> compressor <SEP> 19 <SEP> the <SEP> drive during <SEP> of the <SEP> starting <SEP> the <SEP> second talent i, racing engine < SEP> supplied, <SEP> because <SEP> in <SEP> the @;, - ni <SEP> stage <SEP> the <SEP> exhaust gas turbine <SEP> the <SEP> necessary <SEP> power output <SEP> still <SEP> do not apply <SEP>
<tb> can. <SEP> Delivers <SEP> the <SEP> exhaust gas turbine <SEP> in <SEP> certain
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<tb> to <SEP> outside.
<tb> Instead of <SEP> the <SEP> waves <SEP> 24 <SEP> and <SEP> 25 <SEP> using
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<tb> tiiiteina.nder <SEP> e.g. <SEP> electrical, <SEP> hydraulic <SEP> or <SEP> pneumatically <SEP> be connected <SEP>.
<tb> A <SEP> electrical <SEP> connection <SEP> could <SEP> with .-:
1) Either <SEP> one <SEP> with <SEP> the <SEP> motor shaft <SEP> 24 <SEP> connected <SEP> electrical <SEP> machine <SEP> and <SEP> a <SEP> second
<tb> finite <SEP> of the <SEP> turbo group <SEP> connected <SEP> electrical
<tb> machine <SEP>. <SEP> Here <SEP> is <SEP> in <SEP> the <SEP> operating phases, <SEP> in <SEP> which <SEP> the <SEP> exhaust gas turbine
<tb> one <SEP> for <SEP> the <SEP> compressor <SEP> insufficient <SEP> capacity
<tb> @ -rzei @@ t, <SEP> the <SEP> with <SEP> the <SEP> shaft <SEP> 24 <SEP> connected <SEP> electrical <SEP> machine <SEP> as <SEP> Generator <SEP> run <SEP> and <SEP> the
<tb> Felilleistunb <SEP> on <SEP> the <SEP> m <SEP> a <SEP> such <SEP> case
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<SEP> Generated
<tb> on the other hand <SEP> the <SEP> exhaust gas turbine <SEP> an <SEP> power excess, <SEP> so <SEP> runs <SEP> the <SEP> the <SEP> turbo unit
<tb> Associated <SEP> electrical <SEP> machine <SEP> as <SEP> generator, which transfers the excess power to the electrical machine connected to the shaft 24 and in this case acting as a motor.
The hydraulic connection of the shafts 24 and 25 could be done by means of an inter mediate member consisting of a pump and a turbine, this example, as a known fluid coupling or a torque converter could be formed. Depending on the direction of the power flow through the hydraulic link, one of the hydraulic machines is used as a turbine and the other as a pump or vice versa.
A pneumatic power transmission from the engine to the turbo group could take place, for example, in the sense of a step-charging, where a pre-compressor driven by the motor shaft 24 in the compressor 18, 19 promotes and thereby z. B. replaced by the exhaust turbine supplied too little power.
It would also be possible not to connect the existing turbo group consisting of the exhaust gas turbine and the turbo compressor to the shaft of the internal combustion piston engine, but to arrange it freely moving. In such a case, the scavenging air required for start-up would have to come from a. The power machine shaft coupled or operated with external energy additional scavenging compressors are supplied, or the free-running turbo group would have to be driven in this start-up phase by an electric or other motor, which, depending on the circumstances, also generates an excess output of the exhaust gas turbine in the form of electrical or other energy could be recovered.
As a result of the, based on the specific flow rate, small dimensions and the possible because of the axial inflow and the approximately radial outflow favorable external shape, the Ver poet and the exhaust turbine coupled with it can easily be built on the internal combustion engine. Because there are no blades in the compressor housing, dismantling is much easier than is the case with other compressor types.
An increase in operational reliability is achieved in that the rotor is insensitive to contamination of the conveyed gases due to minimal flow deflection and blade vibrations do not occur. With a vertical arrangement of the turbine and the compressor sucking in from above, the axial pressure forces can be reduced. Instead of coupling the turbine and compressor to one another via a gearbox, the same could under certain conditions, e.g. B. with similar turbine and compressor characteristics, be arranged on one and the same shaft.
The two-stroke internal combustion piston engine system according to the invention can be one with recharging, with boiling charge or with a maximum charge necessary for propellant gas generators with pressures of 5 ata and more. As a result of the high stage pressure ratio of 2 and more that can be achieved with the diagonal compressor, it is possible with this to generate the flushing and reloading pressure as well as the boost pressure of up to about 3 ata in a single-stage design.
The diagonal compressor can be designed in two or more stages to generate higher supercharging pressures. In particular, when exercising the propellant gas process, a multi-stage diagonal compressor could compress the air sucked in from the atmosphere up to the final pressure, or he could only take part of this compression, eg. B. the free piston propellant gas generator, the single or multi-stage diagonal compressor could be switched upstream of the cylinders of the compressor piston.
The internal combustion engine working in the two-stroke cycle could piston machine system using a gaseous fuel, e.g. B. natural gas, methane gas, luminous gas, sewage gas, synthesis gas, or with gasoline, benzene or the like can be operated, the combustion of which is initiated by foreign or Eigenzün manure. This can also be a machine system that is set up for optional operation with one or the other type of fuel.