DE848119C

DE848119C - Internal combustion piston engine charged by means of a turbo unit and working in four-stroke cycles

Info

Publication number: DE848119C
Application number: DEM2319D
Authority: DE
Original assignee: Sulzer AG
Current assignee: Sulzer AG
Priority date: 1944-07-15
Filing date: 1944-08-27
Publication date: 1952-09-01
Also published as: GB593338A; CH241739A; FR911455A

Description

(WiGBl. S. 175)(WiGBl. P. 175)

AUSGEGEBEN AM 1. SEPTEMBER 1952ISSUED SEPTEMBER 1, 1952

M 1319 Ia/46a»M 1319 Ia / 46a »

l)ie Erfindung bezieht sich auf eine mittels Turboaggregats aufgeladene, im \ iertakt arbeitende Brennkraftkolbenmaschine. Sie besteht darin, daß der mit der Abgasturbine mechanisch gekuppelte I'lulaufverdichter einen Läufer aufweist, dessen in ( Hierschuitten normal zur Läuferachse radial sich erstreckende 1 .äuferschaufeln in axialer Schraubung derart rückwärts gekrümmt sind, daß die am Austrittsende gegen die L'mfangsrichtung einen Winkel einschließen, dessen l'osinus größer ist als das Verhältnis der Kelati\ geschwindigkeit des strömenden Mittels zur doppelten Umfangsgeschwindigkeit des 1 ,äufers.l) The invention relates to a turbo-charged unit that operates in a clock cycle Internal combustion piston engine. It consists in that the mechanically coupled with the exhaust gas turbine The inlet compressor has a rotor whose in (Here, normal to the rotor axis radially extending 1st rotor blades are curved backwards in axial screwing such that the at the outlet end enclose an angle against the circumferential direction, the l'osinus of which is greater than the ratio the Kelati \ speed of the flowing medium to double the circumferential speed of the 1, runner.

Ks isi zweckmäßig, das Turboaggregat mit der Brennkraftkolbenmaschine thermisch zu kuppeln. ("berdies könnte auch noch eine weitere energieübertragende Verbindung, beispielsweise eine mechanische, elektrische, pneumatische od. dgl., zwischen dem Turboverdichter und der Brennkraftkolbenmaschine vorgesehen sein, über welche dem Verdichter z. B. bei gewissen Betriebszuständen zwecks Erzielung höherer Aufladedrücke die über die zurückgewonnene Abgasenergie hinaus noch erforderliche Leistung von der Hauptmaschine zugeführt wird.Ks is useful, the turbo unit with the To couple the internal combustion piston engine thermally. ("In addition, another energy-transferring Connection, for example a mechanical, electrical, pneumatic or the like., be provided between the turbo compressor and the internal combustion piston engine, via which the compressor z. B. in certain operating conditions for the purpose of achieving higher supercharging pressures, the exhaust gas energy that is recovered still required power is supplied from the main engine.

Bei im Viertakt arbeitenden Brennkraftkolbenmaschinen erfolgt die Aufladung im allgemeinen mit einem Turboverdichtersatz, der frei fahrend, d. h. mit der Hauptmaschine thermisch, nicht aber mechanisch gekuppelt ist. Dabei stellen sich einer Steigerung des Aufladedrucks über die bisher übliche 1 )ruckgreii/.e von etwa 1,; ata hinaus mitIn the case of internal combustion piston engines operating in four-stroke cycles, charging generally takes place with a turbo compressor set that can run freely, d. H. with the main engine thermally, but not is mechanically coupled. Thereby there is an increase in the supercharging pressure over the previous one usual 1) flawlessness of about 1 ,; ata out with

den bekannten Umlaufverdichtern Schwierigkeiten entgegen, die den Einbau von Sonderausführungen notwendig machen, welche öfter aus baulichen oder betriebswirtschaftlichen Gründen außer Betracht fallen müssen.the known circulation compressors encountered difficulties that the installation of special designs make necessary, which are often disregarded for structural or economic reasons have to fall.

Bis zu Aufladedrücken von etwa 1,5 ata kann beispielsweise der einstufige Zentrifugalverdichter mit rückwärts gekrümmten Schaufeln von bekannter Bauart verwendet werden, der für diesen Zweck ίο befriedigende Wirkungsgrade aufweist. Seiner Schaufelausbildung entsprechend ist er aber in einstufiger Ausführung für Druckverhältnisse über 1,5 ata nicht geeignet, weil die zur Erzielung von solchen Druckverhältnissen erforderliche bedeutende Erhöhung der Läuferumfangsgeschwindigkeiten eine übermäßige Festigkeitsbeanspruchung zur Folge hat, der Ausführungen dieser Art nicht gewachsen sind.Up to charging pressures of about 1.5 ata can for example the single-stage centrifugal compressor with backward curved blades from well-known Design can be used that has ίο satisfactory degrees of efficiency for this purpose. His According to the blade design, however, it is a single-stage design for pressure ratios above 1.5 ata is not suitable because it is important to achieve such pressure conditions Increasing the circumferential speed of the rotor causes excessive stress on strength has the consequence that designs of this type are not up to date.

Allerdings können höhere Gesamtdruckverhältnisse mit mehreren hintereinandergeschalteten Kadern dieser Art erzielt werden. Naturgemäß fallen solche Ausführungen schwerer und teurer aus als die einstufigen Ausführungen, so daß sie in gewissen Fällen nicht zur Anwendung gelangen können.However, higher total pressure ratios can be achieved with several series-connected Cadres of this type can be achieved. Naturally, such designs are heavier and more expensive than the one-step versions, so that they do not apply in certain cases can.

Eine Steigerung der Umfangsgeschwindigkeiten eines Verdichterläufers und damit des Stufendruckverhältnisses ist bekanntlich möglich, wenn die Stellung der Läuferschaufeln zur Vermeidung zusätzlicher Riegebeanspruchungen in eine rein radiale Richtung erfolgt. Es hat sich aber gezeigt, daß Verdichter mit einer solchen Schaufelstellung, im folgenden Radialverdichter genannt, im allgemeinen eine starke Wirkungsgradeinbuße erleiden, so daß sie für die Verwendung in frei fahrenden Turbogruppen bei aufzuladenden Viertaktbrennkraftkolbenmaschinen nicht geeignet sind.An increase in the circumferential speeds of a compressor rotor and thus the stage pressure ratio is known to be possible if the position of the rotor blades to avoid additional Riege loads takes place in a purely radial direction. But it has been shown that compressor with such a blade position, hereinafter referred to as a radial compressor, in general suffer a severe loss of efficiency, so that they are suitable for use in free-moving turbo groups are not suitable for four-stroke piston engines to be charged.

Die höchsten Wirkungsgrade im Gebiet der für die Aufladung von Viertaktmaschinen angewandten Druckverhältnisse lassen sich bekanntlich mit mehrstufigen Axialverdichtern erzielen. Es handelt sich dabei um umständliche Bauarten, welche hohe Entstehungs- und Unterhaltungskosten bedingen und ferner die Eigenschaft besitzen, daß der hohe Wirkungsgrad nur in einem bestimmten, den Ausführungsdaten entsprechenden, eng begrenzten Gebiet der Ansaugmengen eingehalten wird, während er bei hiervon abweichenden Fördermengen stark sinkt.The highest levels of efficiency in the field of used for supercharging four-stroke engines It is known that pressure conditions can be achieved with multistage axial compressors. It is about including cumbersome types of construction, which require high production and maintenance costs and also have the property that the high efficiency only in a certain, the execution data corresponding, narrowly limited area of the suction quantities is observed while it drops sharply with delivery rates deviating from this.

Demgegenüber kann der in eine Maschine eingebaute Verdichterläufer nach der Erfindung infolge seiner neuen Ausbildung mit hohen Umfangsgeschwindigkeiten zwecks Erzielung von hohen Stufendruckverhältnissen von zwei und mehr betrieben werden, wobei seine Druck- und Volumencharakteristik einen flachen Verlauf aufweist. Er ist einfach in seinem Aufbau, verlangt eine nur geringe Wartung und gewährleistet einen gleichmäßighohen Wirkungsgrad über einen weiten Betriebsbereich, wodurch er, von einer Abgasturbine angetrieben, zur Aufladung von im Viertakt arbeitenden Brennkraftkolbenmaschinen sich als besonders geeignet erweist.In contrast, the built in a machine compressor rotor according to the invention as a result his new training with high peripheral speeds in order to achieve high Stage pressure ratios of two and more are operated, with its pressure and volume characteristics has a flat course. It is simple in structure and requires only a small amount Maintenance and ensures a consistently high level of efficiency over a wide operating range, as a result of which it, driven by an exhaust gas turbine, is used to charge four-stroke internal combustion piston engines proves to be particularly suitable.

Hauptsächlich bei frei fahrenden, der Viertaktdieselaufladung dienenden Turbogruppen ist ein guter Wirkungsgrad in einem weiten Betriebsbereich besonders wichtig, da die gesamte Leistung für den Verdichter und die Verluste, beispielsweise die Reibungs- sowie die Strahlungsverluste u. dgl., von der Abgasturbine allein gedeckt werden müssen.Mainly in free-moving turbo groups used for four-stroke diesel turbocharging, a good efficiency in a wide operating range is particularly important, as the overall performance for the compressor and the losses, for example the friction and radiation losses, etc., must be covered by the exhaust gas turbine alone.

Welche Bedeutung ein hoher Verdichterwirkungsgrad bei mittels frei fahrender Turbogruppe aufgeladenen Viertaktbrennkraftkolbenmaschinen erlangt, läßt sich rechnungsmäßig mit dem Ergebnis nachweisen, daß eine Turbogruppe mit 75°/o Turbinen- und 75% Verdichterwirkungsgrad erst bei einer beinahe dem Vollastbetrieb der Brennkraftmaschine entsprechenden Auspufftemperatur von 445⁰'C einen Aufladedruck liefert, der gleich dem Abgasdruck ist und somit erst von dieser Belastungsgrenze ab eine Spülung der Brennkraftzylinder ermöglicht. Läßt sich dagegen bei unverändertem Turbinenwirkungsgrad von 75% der Verdichterwirkungsgrad auf 85°/o erhöhen, so kann bereits oberhalb einer Abgastemperatur von 324⁰ C am Turbineneintritt mit dem Verdichter ein über dem Abgasgegendruck liegender Aufladedruck erzielt werden, welcher die Spülung der Zylinder bereits bei kleineren Teillasten der Brennkraftmaschine gestattet. Durch Ausnutzung der Auspuffströme und der Spülmöglichkeiten infolge Druckschwankungen im Auspuffrohr läßt sich die Spülung der Brennkraftzylinder bereits unterhalb der oben ermittelten Temperaturgrenzen erreichen, welche Tatsache jedoch am grundsätzlichen Erfordernis eines guten Gruppenwirkungsgrades nichts ändert.The importance of high compressor efficiency in four-stroke internal combustion piston engines charged by means of a free-moving turbo group can be demonstrated mathematically with the result that a turbo group with 75% turbine and 75% compressor efficiency only takes place at an exhaust temperature of 445 ⁰ ', which corresponds to almost full load operation of the internal combustion engine. C supplies a boost pressure which is equal to the exhaust gas pressure and thus only enables the internal combustion cylinders to be flushed from this load limit onwards. The compressor efficiency, however, can be in the natural turbine efficiency of 75% at 85 ° / o increase, so a supra-exhaust back pressure supercharging the flushing of the cylinder may already above a gas temperature of 324 ⁰ C at the turbine inlet to the compressor can be achieved that even at relatively small Partial loads of the internal combustion engine are permitted. By utilizing the exhaust flows and the flushing possibilities due to pressure fluctuations in the exhaust pipe, the internal combustion cylinders can be flushed below the temperature limits determined above, but this fact does not change the basic requirement of good group efficiency.

Die Erfindung soll an !land der Zeichnung näher erläutert werden.The invention will be explained in more detail on the land of the drawing.

Fig. ι gibt die Druckvolumencharakteristiken eines Umlaufverdichters bei verschiedenen Drehzahlen wieder;Fig. Ι gives the print volume characteristics of a Recirculating compressor at different speeds again;

Fig. 2 veranschaulicht die Wirkungsgrade und die Aufladedrücke in Funktion des Ansaugvolumens von verschiedenen Arten von Umlaufverdichtern; Fig. 3 läßt die von der aufgeladenen Viertaktkolbenmaschine benötigten Betriebsluftmengen in Funktion des Druckes erkennen;Fig. 2 illustrates the efficiencies and the supercharging pressures as a function of the intake volume of various types of rotary compressors; Fig. 3 leaves the supercharged four-stroke piston engine Recognize the required amount of operating air as a function of the pressure;

Fig. 4 stellt die für die Brennkraftmaschine notwendige Betriebsluftmenge und die von einer frei fahrenden Turbogruppe aufgebrachte Liefermenge in Funktion des Förderdruckes bei verschiedenen Belastungen der Brennkraftmaschine dar;4 shows the amount of operating air required for the internal combustion engine and that of one moving turbo group applied delivery rate as a function of the delivery pressure at different Loads on the internal combustion engine;

Fig. 5 zeigt einen Verdichterläufer in axonometrischer Ansicht;5 shows a compressor rotor in an axonometric view;

Fig. 6 ist eine beispielsweise Ausführungsform einer Maschinenanlage in schematischer Ansicht, teilweise im. Schnitt.6 is an exemplary embodiment of a machine installation in a schematic view, partly in. Cut.

In Fig. ι stellen die Kurven a, b, c, d, e den grundsätzlichen Verlauf des mit einem Umlaufverdichter erzeugten Druckes p in Funktion der angesaugten Luftmenge V bei den verschiedenen Drehzahlen Ji₁, M₂, n._}, M₄ und n. dar. Jeder Drehzahl η des Verdichters entspricht hierbei ein bestimmtes Verhältnis zwischen Förderdruck ρ und Ansaugvolumen V, In Fig. Ι the curves a, b, c, d, e represent the basic course of the pressure p generated with a rotary compressor as a function of the amount of air V sucked in at the various speeds Ji ₁ , M ₂ , n. _} , M ₄ and n . Each speed η of the compressor corresponds to a certain ratio between delivery pressure ρ and suction volume V,

hei welchem der Yerdichterwirkungsgrad (/ ein Maximum erreicht. Dieser optimale Betriebszustand : für jede Betriebsdrehzahl wird im allgemeinen j dann erreicht, wenn die Strömungsverhältnisse im Verdichter mit den der Berechnung zugrunde liegen- | den übereinstimmen. Im Diagramm der Fig. ι sind j diese Punkte mit A, B, C, D, Il bezeichnet, die theoretisch auf einer durch den Koordinatennullpunkt laufenden quadratischen Parabel ι liegen. Könnenat which the compressor efficiency (/ reaches a maximum. This optimal operating condition: for each operating speed is generally reached when the flow conditions in the compressor agree with those on which the calculation is based. These points are in the diagram in FIG denoted by A, B, C, D, II , which theoretically lie on a quadratic parabola running through the coordinate zero point

ίο die den optimalen Wirkungsgrad ergebenden Druckvolumenverhältnisse am Verdichter nicht eingehalten werden, so sinkt sein Wirkungsgrad um so mehr, je weiter diese Verhältnisse sich vom optimalen Betriebspunkt entfernen.ίο which results in the optimal efficiency Pressure volume ratios on the compressor are not adhered to, so its efficiency decreases more, the further these conditions are removed from the optimal operating point.

Wie sich die Druckvolumencharakteristiken im einzelnen bei verschiedenen Arten vom Umlaufverdichtern bei konstanten Drehzahlen H₁ bis n-, also entlang den Kurven α bis c verhalten, ist im unteren Teil der Fig. 2 gezeigt. Danach fällt die für Axialverdichter geltende Druckkurve 5 mit zunehmendem Ansaugvolumen V stark ab. Bei Radialverdichtern luidet mit zunehmendem Ansaugvolumen V entsprechend der Druckkurve 7 nur eine unbedeutende Druckabnahme statt. Die zum Verdichter nach dem vorliegenden neuen Vorschlag gehörende Kurve 6 zeigt einen beinahe geradlinigen, mit zunehmendem Ansaugvolunien V flach abfallenden Druckverlauf.As the duty cycle characteristics in detail in various types of compressors circulation at steady speeds ₁ to H n, that is, along the curves α to behave c, the lower part of Fig. 2 is shown. Thereafter, the pressure curve 5 applicable for axial compressors drops sharply with increasing intake volume V. In radial compressors, with increasing suction volume V, according to the pressure curve 7, there is only an insignificant decrease in pressure. The curve 6 belonging to the compressor according to the present new proposal shows an almost straight-line pressure curve that falls gently with increasing intake volume V.

Der Verlauf des Wirkungsgrades >/ bei diesenThe course of the efficiency > / in these

Verhältnissen geht für verschiedene Verdichtertypen in Funktion des angesaugten Luftvolumens V aus dem oberen Figurenteil der Fig. 2 hervor. Die Kurven 4 bzw. 2 zeigen den Verlauf des Wirkungsgrades )j von Radial- bzw. Axialverdichtern. Daraus geht hervor, daß der Wirkungsgrad >/ bei letzteren bei einem hohen Scheitelwert nach beiden Seiten steil abfällt, während der Wirkungsgrad η von Radialverdichtern einen gestreckteren Verlauf bei bedeutend niedrigerem Scheitelwert aufweist. Mit der Kurve 3 ist der Wirkungsgrad >j eines der Erfindung zugrunde liegenden Umlauf Verdichters gezeigt, dessen gestreckter Verlauf einen bedeutend höheren Scheitelwert besitzt als die Kurve 4 des Radialverdichters. Zwecks Erzielung einer besseren Vergleichsmöglichkeit zwischen den einzelnen Wirkungsgradkurven 2 bis 4 sind diese in der Abszissenrichtung derart gegeneinander verschoben, daß ihre dem maximalen Wirkungsgrad entsprechenden Scheitel den gleichen Abszissenwert aufweisen, während sie in Wirklichkeit nicht bei ein und demselben Ansaugluftvolumen auftreten werden.Ratios for different types of compressors is in function of the sucked air volume V of the upper part of the figure of Fig. 2 forth. The curves 4 and 2 show the course of the efficiency ) j of radial and axial compressors. From this it can be seen that the efficiency> / with the latter drops steeply on both sides at a high peak value, while the efficiency η of centrifugal compressors has a more elongated course at a significantly lower peak value. The curve 3 shows the efficiency > j of a recirculating compressor on which the invention is based, the extended profile of which has a significantly higher peak value than curve 4 of the radial compressor. In order to achieve a better comparison between the individual efficiency curves 2 to 4, these are shifted from one another in the abscissa direction in such a way that their apexes corresponding to the maximum efficiency have the same abscissa value, while in reality they will not occur with one and the same intake air volume.

In Fig. 3 ist das von einer aufgeladenen, im Viertakt arbeitenden Brennkraftkolbenmaschine bei konstanter Drehzahl benötigte Volumen an atmospärischer Luft gezeigt, das sich zusammensetzt aus dem Hubvolumen /·" der Brennkraftzylinder, aus dem zur Aufladung dieser Zylinder auf den Aufladedruck notwendigen Luftvolumen G und aus dem zur Spülung des Totraumes benötigten Spülvolumen //, wobei die Spülung zwischen Auspuff- und Ansaughub stattfindet. Von diesen Teilmengen verhält sich in Funktion des Druckes einzig der Spülluftanteil H quadratisch, während /⁷ konstant ist und G annähernd linear mit zunehmendem Druck zunimmt.3 shows the volume of atmospheric air required by a charged, four-stroke internal combustion piston engine at constant speed, which is composed of the stroke volume / · "of the internal combustion cylinder, the air volume G required to charge these cylinders to the charging pressure and from the flushing volume required to flush the dead space //, with flushing taking place between the exhaust and intake strokes. Of these partial quantities, only the flushing air component H behaves as a quadratic function of the pressure, while / ^{7 is} constant and G increases approximately linearly with increasing pressure.

Die aus der Summe der drei Anteile F, G, H gebildete Gesamtluftmenge gemäß Kurve 8 kann demnach in Funktion des Druckes p keinen quadratischen Verlauf aufweisen.The total amount of air formed from the sum of the three components F, G, H according to curve 8 can therefore not have a quadratic curve as a function of the pressure p.

Betrachtet man nach Fig. 4 die Wechselwirkung zwischen einem aufgeladenen Viertaktmotor und seinem zugehörigen Verdichter, so ergibt sich, daß die mit der Kurve 8 gezeigte für konstante Motordrehzahl und verschiedene Belastung gültige Schluckcharakteristik in einem einzigen, dem Berechnungspunkt entsprechenden Punkt A mit der parabolischen Druckvolumencharakteristik 1 des maximalen Verdichterwirkungsgrades übereinstimmt, während diese Charakteristiken bei allen übrigen Motorbelastungen voneinander abweichen. Im Diagramm ist angenommen, daß der gemeinsame Kurvenpunkt A bei Vollast liege. Je nach der Bemessung des Verdichters könnte der Punkt A z. B. bei ¹Vj oder einer anderen Teilbelastung des Motors liegen. Dadurch, daß nur ein einziger Punkt der Motor- und der Verdichtercharakteristik gemeinsam sein kann, ist es wesentlich, einen Verdichter zur Verfugung zu haben, dessen Wirkungsgrad über einen größeren Betriebsbereich gleichmäßig hoch verläuft.If one considers the interaction between a charged four-stroke engine and its associated compressor according to FIG. 4, it follows that the absorption characteristic shown by curve 8 for constant engine speed and various loads is in a single point A corresponding to the calculation point with the parabolic pressure volume characteristic 1 of the maximum compressor efficiency, while these characteristics differ for all other engine loads. In the diagram it is assumed that the common curve point A is at full load. Depending on the size of the compressor, point A could e.g. B. be at ¹ Vj or another partial load on the engine. Since only a single point of the motor and compressor characteristics can be common, it is essential to have a compressor available whose efficiency is consistently high over a larger operating range.

Als ein solcher Verdichter ist der in Fig. 5 und 6 gezeigte Verdichter anzusprechen, dessen Läufer 19 go mit Schaufeln g ausgerüstet ist, die in Querschnitten normal zur Läuferachse 10 eine radiale Erstreckung aufweisen und überdies in axialer Schraubung gegen die Drehrichtung / derart rückwärts gekrümmt sind, daß sie am Austrittsende mit der Umfangsriehtung einen Winkel α einschließen, dessen Cosinus größer ist als das Verhältnis der Relativgeschwindigkeit des strömenden Mittels zur doppelten Umfangsgeschwindigkeit des Läufers, an der Austrittsstelle gemessen. Durch diese Ausbildung kann der Läufer einerseits ohne Gefahr einer Überbeanspruchung der Läuferschaufeln mit hohen und höchsten Umfangsgeschwindigkeiten von 400 m/sec und mehr, an der Austrittsstelle gemessen, betrieben werden, wodurch ein hohes Stufendruckverhältnis von zwei und mehr erzielbar ist. Andererseits läßt sich infolge der axialen Rückwärtsschraubung der Läuferschaufeln 9 entgegen der Drehrichtung f, trotz einer über der Schallgeschwindigkeit des F"ördermittels an der Austrittsstelle liegenden L^Tmfangsgeschwindigkeit des Läufers die absolute Austrittsgeschwindigkeit des F'ördermittels aus dem Läufer so weit vermindern, daß sich in ihm an dieser Stelle keine den Wirkungsgrad herabsetzenden Machschen Druckwellen ausbilden können.The compressor shown in FIGS. 5 and 6 is to be addressed as such a compressor, the rotor 19 of which is equipped with blades g which, in cross-sections normal to the rotor axis 10, have a radial extension and, moreover, are curved backwards in axial screwing against the direction of rotation that they enclose an angle α with the circumferential direction at the outlet end, the cosine of which is greater than the ratio of the relative speed of the flowing medium to twice the circumferential speed of the rotor, measured at the outlet point. With this design, the rotor can be operated at high and highest circumferential speeds of 400 m / sec and more, measured at the outlet point, without the risk of overstressing the rotor blades, whereby a high step pressure ratio of two and more can be achieved. On the other hand, can be due to the axial Rückwärtsschraubung the rotor blades 9 opposite the rotational direction F in spite of a temperature higher than the sound velocity of F "ördermittels at the exit point L ^T of the mover mfangsgeschwindigkeit the absolute exit speed of the F'ördermittels from the rotor decrease so far that in At this point it cannot develop any Mach pressure waves that reduce the efficiency.

In Fig. 6 ist die Viertaktbrennkraftmaschine 11 über die Abgasleitung 12 mit der Abgasturbine 13 verbunden. An diese ist der einstufige, gemäß Fig. 5 ausgebildete Verdichterläufer 19 über die Welle 14 gekuppelt. Der Verdichterläufer 19 ist von einem Gehäuse 15 umschlossen, das an der Eintrittsseite einen axial gerichteten Ansaugstutzen 16 und an der Austrittsseite eine Spirale 17 aufweist. Die Spirale 17 ist über die Luftleitung 18 mit der Brennkraftmaschine verbunden.In FIG. 6, there is the four-stroke internal combustion engine 11 Connected to the exhaust gas turbine 13 via the exhaust line 12. This is followed by the single-stage, according to FIG. 5 trained compressor rotor 19 coupled via the shaft 14. The compressor rotor 19 is of one Enclosed housing 15, which has an axially directed intake port 16 and on the inlet side the exit side has a spiral 17. The spiral 17 is via the air line 18 with the Internal combustion engine connected.

Claims

In the case of high boost pressures lying on the limit of single-stage generation, it can be advantageous to provide a further energy-transferring connection in addition to the purely thermal one, / .. B. a mechanical, electrical, hydraulic, pneumatic, between the charging group and the piston engine, which serves the purpose has to facilitate the start-up, whereby under certain circumstances there is a transmission between the turbine and the charger
gearbox is to be switched on.

PATIiNTANSPIiC C. II K:

i. Turbocharged, im Four-stroke internal combustion piston engine, characterized in that the one with the exhaust gas turbine Mechanically coupled rotary compressor has a rotor, the cross-sections of which Rotor blades extending radially normal to the rotor axis in axial screwing are curved backwards in such a way that they at the exit end against the university line Include an angle whose cosine is greater than the ratio of the relative speed of the flowing medium to double the circumferential speed of the runner.

2. Internal combustion piston engine according to claim 1, characterized in that the turbo unit is thermally coupled to the internal combustion piston engine.

3. Internal combustion piston engine according to the claims 1 and J, characterized in that between the internal combustion piston engine and Another energy-transmitting connection is provided for the turbo unit.

1 sheet of drawings