具有增加的流量范围的简化型可变几何形状涡轮增压器

摘要

本发明提供了一种简化的但能够维持脉冲能量的可变几何形状涡轮增压器。在一个第一实施例中，一个涡轮机壳体配备有一个枢转流量控制阀，这个枢转流量控制阀围绕在该涡轮机壳体的入口附近的一个点进行枢转。通过将这个阀围绕这个枢转点移动，该涡轮机壳体蜗壳的有效容积被改变，因此有效地减少了这个蜗壳中的排气体积，从而允许控制流动到达涡轮机叶轮的排气。在本发明的第二实施例中，在这个蜗壳之内的一个旋转性楔形区段从一个第一位置中被转动到一个第二位置中，从而改变了这个蜗壳的有效容积并且从而允许控制流动到达涡轮机叶轮的排气。

说明书

发明领域

本发明着手解决对于一种成本减小、范围增大的涡轮机流动控制装置的 需要，并且这是通过设计一种具有通向涡轮机叶轮的受控不对称流动的简化 型可变几何形状涡轮增压器而实现的。

发明背景

涡轮增压器是一种强制进气系统。它们将空气以与在正常吸气构型中的 可能情况相比更大的密度传送到发动机进气中，从而允许燃烧更多的燃料， 因此在没有明显增加发动机重量的情况下提升了发动机的马力。一个较小的 涡轮增压发动机可以取代一个较大物理尺寸的正常吸气的发动机，从而减小 车辆的质量以及空气动力学的前端面积。

涡轮增压器（图1）使用来自发动机排气歧管的排气流（100）（该排气 流在涡轮机壳体（2）的涡轮机入口（51）处进入涡轮机壳体）来驱动一个 涡轮机叶轮（70），该涡轮机叶轮位于涡轮机壳体内。这个涡轮机叶轮稳固 地固定在一个轴的一端上。一个压缩机叶轮（20）被安装在该轴的另一端上 并且通过来自压缩机螺母的夹紧负荷而保持在位。该涡轮机叶轮的主要功能 是提供用来驱动压缩机的旋转能量。一旦排气已经通过涡轮机叶轮（70）并 且涡轮机叶轮已经从该排气中提取了能量，用过的排气（101）通过出口导 流器（52）从涡轮机壳体（2）排出并且被输送到车辆下行管并且通常到一 些后处理装置上，如催化转化器、微粒收集器和NO_x收集器。

由涡轮级产生的动力是穿过涡轮级的膨胀比的一个函数，即，从涡轮机 入口（51）到涡轮机出口导流器（52）的膨胀比。除其他参数外，涡轮机动 力的范围是通过该涡轮级的质量流速的一个函数。

压缩级包括一个叶轮以及其壳体。过滤的空气通过压缩机叶轮（20）的 旋转被轴向地抽取到压缩机盖件（10）的入口（11）中。由涡轮级产生的到 达轴和叶轮上的动力驱动压缩机叶轮（20）以产生静态压力与一些剩余动能 和热量的一种组合。被加压的气体穿过压缩机排放口（12）从压缩机盖件（10） 排出并且通常经由一个中冷器被传送到发动机进气中。

涡轮级的设计是以下各项的一种折衷：在发动机运行包络线中在不同流 动状况下用来驱动压缩机所要求的动力；该阶段的空气动力学设计；旋转组 件的惯量，其中，涡轮机的惯量是一个大的部分，因为涡轮机叶轮典型地由 铬镍铁合金（它具有的密度是压缩机叶轮的铝的密度3倍）制造的；影响该 设计的结构以及材料方面的涡轮增压器的运行周期；以及相对于叶片激励而 言该涡轮机叶轮的上游以及下游的近场作用（排气流）。

涡轮机壳体的物理设计的一部分是一个蜗壳（47）或一对蜗壳，其功能 是用来控制到达涡轮叶轮的这些进入状态，使得这些进入流动状态提供了与 最佳的瞬态响应特征相结合的、从排气中的能量到由该涡轮机叶轮产生的动 力的、最有效的动力传递。理论上讲，来自发动机的、进入的排气流是以一 种均匀的方式从蜗壳被传送到以涡轮机叶轮轴线为中心的一个涡旋上。为了 做到这一点，理想地，该蜗壳的截面面积在垂直于流动的方向上处于一个最 大值并且逐渐并连续地减少直到它变为零。蜗壳的内边界可以是定义为基圆 （71）的一个完美的圆；或者在某些情况下，如图2A中可见的一个双蜗壳 （48、49），它可以描绘一条螺旋线，其最小直径不小于该涡轮机叶轮直径 的106%。

如以上说明的，该蜗壳在如图4中描绘的在由“X-Y”轴线定义的一个平 面中是由蜗壳（53）的外边界的不断减少的半径以及由内边界定义的，并且 在如图8A中描绘的在穿过“Z”轴线的平面中是由在每个位置的截面区域定 义的。“Z”轴线是垂直于由“X-Y”轴线所定义的平面的、并且还是该涡轮机叶 轮的轴线。

还可以通过环圆周地分隔该蜗壳面积来创建多个入口蜗壳。这种蜗壳由 沿着该蜗壳的减小的外边界的多个轴向壁（103、104）所分隔，如图15A所 示。

出于产品设计一致性的考虑，在此使用了一种系统，其中这种蜗壳的展 开起始于切面“A”（图4），该切面被定义为该蜗壳剩余部分的基准。这个基 准（切面“A”）被定义为高于该涡轮机壳体的“X”轴线一个“P”度的角度处的 切面，该涡轮机壳体包含该蜗壳形状的“X”轴线、“Y”轴线以及“Z”轴线的规 格。

蜗壳的尺寸和形状是按以下列方式定义的：广泛使用的术语A/R代表了 切面“A”处的部分面积除以从阴影的流动区域的形心（161）到该涡轮中心线 的距离之比。在图8A中，这些形心（161）的位置确定了到涡轮中心线的距 离R_A。对于一个系列的涡轮机壳体的不同构件，总体形状保持相同，但切 面“A”处的面积是不同的，距离R_A也是不同的。该A/R比率通常被用作一个 特定的涡轮机壳体的“名称”，以便将该涡轮机壳体与同一系列中的其他涡轮 机壳体（具有不同的A/R比率）相区别。在图8A中，该蜗壳是一种典型地 分隔的涡轮机壳体，它迫使这些蜗壳的形状成为适当的三角形并且面积相 等。在双重流设计（如图8A所描述的）的情况下，这两个蜗壳在切面“A” 处的面积是相同的。这些面积的形心（160、161）在相同的半径R_A处。平 均形心（163）是在相同半径R_A处的涡轮机壳体中心线上，因为在这个截面 处这些单独的蜗壳关于该分隔壁是对称的。

将切面“A”从“X”轴线偏移角度“P”。于是，该涡轮机壳体在几何学上被 分为多个相等的径向切面（通常30°，因此处于（30x+P°）），并且面积（A_A-M） 和半径（R_A-M）连同其他几何定义（如拐角半径）被限定。从这个定义开始， 产生了沿这些蜗壳壁的点样条（splines of points），因此，定义了该蜗壳的整 个形状。壁的厚度被增加到该内蜗壳形状上，并且通过这种方法定义了一个 涡轮机壳体。

对于一个给定面积而言理论上优化的蜗壳形状是一个圆形截面的形状， 因为它具有最小的表面积，这使流体摩擦损失最小化。然而，该蜗壳并不是 单独起作用而是一个系统的一部分；所以对在从切面“A”（在图4中示出） 到切面“M”的平面、以及从“M”到舌部的这些平面中的流动的要求影响了该 涡轮机级的性能。这些要求通常由于其他需要而让步，其他需要是例如涡轮 机壳体外部的构造要求（可用空间）、涡轮机壳体到轴承壳体上的定位和安 装的方法、以及从切面“A”到涡轮机底座（51）的过渡，这些需要相结合而 迫使涡轮机壳体蜗壳具有矩形或者三角形截面、以及处于圆形中，或所有形 状的组合。图1中示出一个截面“D-K”，其中蜗壳的矩形形状是以下要求的 结果：不仅要求将VTG（31）叶片装入该空间以使得通过这些叶片的流动 被优化并且使得这些叶片可以通过涡轮机壳体外部的装置而被移动和控制， 而且还要求将该涡轮机壳体的外形线最小化从而将涡轮增压器安装在发动 机上。

该涡轮机壳体底座通常具有一种标准设计，因为它与许多发动机的排气 歧管相配合。该底座可以被定位为与该“蜗壳”成任何角度或者在相对于它的 任何位置上。从这些底座气体通道到达该蜗壳的过渡是以一种提供了最好的 空气动力学以及机械折衷的方式来实施。

在图2中该蜗壳的大致三角形的形状（在与以上那些相同的截面处截取 的）对于固定的和有废气门的涡轮机壳体而言是更加典型的蜗壳几何形状。 增加的分隔壁（25）是用来减小在这些蜗壳之间的空气动力学的“错流”，以 努力维持来自一个分开的歧管（36）的脉冲流，以便在由涡轮机叶轮提取的 功中获得脉冲能量。排气歧管中的这些压力脉冲是发动机的点火顺序的一个 函数。

在商业实践中，涡轮机壳体典型地是按系列设计的（在一个系列中典型 地有5至7个），在一个给定系列中它们使用具有相同直径的涡轮机叶轮或 者具有接近相同直径的一组叶轮。它们可以使用相同的涡轮机底座尺寸，但 这个特征有时是顾客驱动的。例如，用于63mm涡轮机叶轮的一个涡轮机壳 体系列可以覆盖从1.8到2.2的A/R范围。图5描绘了用于一个系列的三种 蜗壳的面积安排。最大的蜗壳是一个1.2A/R的蜗壳，由虚点线（45）示出。 最小的蜗壳是一个0.8A/R的蜗壳，由短划线（46）示出，并且在该系列中 间的平均蜗壳，由实线示出。X轴线描绘了该切面的角度，从30°（截面“A”） 至360°（舌部）；Y轴线描绘了在对应角度处的截面的面积。典型地，在一 个设计系列中从一个A/R到下一个A/R，在切面“A”处，在截面面积方面存 在8%至10%的不同（在给出的情况下是12个区域）。图4中将图5的最大 A/R（45）的蜗壳外壁示出为该蜗壳壁（40）的内表面，并且图4中将图5 的最小A/R（46）示出为表面（41）。

一些涡轮机叶轮被确切地设计为利用这种脉冲能量并且将它转换为旋 转速度。因此，在分开的涡轮机壳体中的一个脉冲流涡轮机叶轮的、来自排 气的压力和速度到该涡轮机叶轮速度的转换是大于来自一个稳定状态排气 流动的压力和速度到该涡轮机叶轮速度的转换的。这种脉冲能量在商用柴油 发动机中比在汽油发动机中更占主导地位，这些商用柴油发动机以约2200 RPM运行、在1200RPM至1400RPM时具有峰值扭矩，而这些汽油发动机 以更高的旋转速度（通常高达6000RPM）运行、在4000RPM时具有峰值 扭矩，因而这种脉冲也不是限定的。

基本涡轮增压器构形是一个固定的涡轮机壳体的构形。在这种构形中， 涡轮机壳体蜗壳的形状和容积是在设计阶段确定的以及铸造在位的。大多数 柴油涡轮机壳体具有带有径向分隔壁（25）（如图2所示）的被分隔的变形， 从而将该两个蜗壳分开以便维持到涡轮机叶轮的脉冲能量。该分隔壁的长度 典型地是使得该内边界大致在该基圆处。该分隔壁的尖端越接近该基圆，保 存的脉冲能量就越多，但在该分隔壁中该铸件的开裂倾向就越大。造成这种 开裂的原因很多，但主要是在铸造过程中被推动穿过该图案的浮渣，这意味 着该分隔壁尖端附近的材料完整性小于最佳状态，并且其次是这些蜗壳周围 的温度分布导致该铸件倾向于“解开缠绕”。产生该涡轮机壳体的“解开缠绕” 的这些热学力被该竖直分隔壁所抵抗，从而造成该壁开裂。虽然裂缝仅有极 小的物理损坏，但是开裂的下一个步骤是多件铸铁分隔壁与该铸件分离并且 是被该涡轮增压器或发动机所摄入，这可以造成最终损坏。

在固定的涡轮机壳体的复杂度之后，下一个复杂度层级是有废气门的涡 轮机壳体。在这种构形中，该蜗壳被铸造在位，如在以上固定的构形中。在 图2中，这种有废气门的涡轮机壳体的特征为一个端口（54），该端口将涡 轮机壳体蜗壳（49）流体地连接到涡轮机壳体出口导流器（52）上。因为在 该蜗壳侧上的端口是在涡轮机叶轮（70）的上游，并且在该出口导流器侧上 的、该端口的另一侧是在该涡轮机叶轮的下游，经过连接这些端口的导管的 流动绕过涡轮机叶轮（70），因此不会促进传送到涡轮机叶轮上的动力。

该废气门在其最简单形式下是一个阀（55），该阀可以是一个提升阀， 或是类似于图2中阀的一种摆动式阀。典型地，这些阀是通过一个“假”的致 动器来运行，该致动器感测增压压力或真空以启用被连接到该阀上的一个膜 片，并且在没有与发动机ECU特别连通的情况下运行。以此方式，该废气 门阀的作用是将全负载增压曲线的顶部切除，因而限制了到发动机的增压水 平。这在需要时（例如，为了防止该涡轮机超速）有效地减小了通向该涡轮 机的有效流量，同时在需要全部流量时允许该涡轮机壳体的全范围流动到该 涡轮机叶轮。直到该阀打开之前，该废气门构形对于增压曲线的这些特性没 有影响。更加复杂的废气门阀可以感测大气压的压力或者具有电子超弛补偿 或控制，但直到它们致动以开放或关闭该阀之前，它们也对增压曲线不具有 任何影响。

图6A描绘了固定几何形状涡轮机壳体或废气门阀没有打开的有废气门 的涡轮机壳体的增压曲线（65）。X轴描绘了质量流量，Y轴描绘了压力比。 图6B描绘了具有与图6A（其中该废气门阀被打开）相同的A/R的一个有废 气门的涡轮机壳体的增压曲线（67）。在图6B中，可以看到增压曲线（67） 的下部形状（62）在阀打开的点（66）处与在图6A中的增压曲线（65）完 全相同。在该点之后，该增压曲线是平坦的。虽然可以使用一个废气门来限 制增压水平，但其涡轮机动力控制特性是不成熟的并且粗糙的。

有废气门的涡轮机壳体的一个有利的副产品是有机会减小涡轮机壳体 的A/R。因为增压的上限是由该废气门控制的，因此A/R的减少能够提供更 好的瞬态响应特性，同时仍控制该上限。然而，如果有废气门的涡轮增压器 具有一个“假”致动器，该致动器仅在压力或真空信号下工作并且在高海拔工 作，那么阀打开时的临界压力比就受到了不利的影响。因为致动器中的膜片 感测了一侧上的增压压力以及另一侧上的大气压的压力，其倾向是使致动器 较晚打开（因为海拔高度处的大气压的压力比海平面处的低），从而导致发 动机的过度增压。通过引入一个较小的A/R涡轮机壳体以便利用该废气门， 这种A/R减少还减小了该涡轮机级的流量范围。

发动机增压的要求是压缩机级选择的主导性驱动因素。压缩机的选择与 设计是以下各项之间的一个折衷：发动机的增压压力要求；发动机所要求的 质量流量；具体应用所要求的效率；发动机以及应用所要求的映射宽度；发 动机要经受的海拔高度以及工作循环；发动机的汽缸压力限制；等等。

这对于涡轮增压器运转很重要，原因是给涡轮机级增加一个废气门允许 用一个较小的涡轮机叶轮和壳体与低速范围相匹配。因此，增加一个废气门 随之带来了减小惯量的选择。因为在旋转组件的惯量上的减少典型地导致颗 粒物质（PM）的减少，废气门在公路车辆上已经变得常见了。问题是多数 废气门在它们的运行中在某种程度上是二元性的，这不会与在发动机输出与 发动机速度之间的线性关系很好地相配合。

在涡轮增压器的增压控制中下一个复杂度层级是VTG（对可变涡轮几何 形状的统称）。这些涡轮增压器中的一些具有旋转的叶片并且一些具有滑动 段或环。这些装置的一些名称包括：可变涡轮几何形状（VTG）、可变几何 形状涡轮机（VGT）、可变喷嘴涡轮机（VNT）、或者简单可变的几何形状 （VG）。

VTG涡轮增压器利用可调整的导向叶片，如图3A以及图3B，这些导 向叶片可转动地连接到一对叶片环上和/或该喷嘴壁上。对这些叶片进行调整 以便通过调节通向涡轮机叶轮的排气流来控制排气背压以及涡轮增压器速 度。在图3A中，这些叶片（31）是在最小打开位置中。在图3B中，这些叶 片（31）是处于最大打开位置中。这些叶片可以通过接合在一个协调环中的 多个臂而可转动地被驱动，其可以被定位在上叶片环之上。为了清楚起见， 这些细节已经从附图中省略。VTG涡轮增压器具有大量非常昂贵的合金部 件，必须将这些合金部件组装和定位在涡轮机壳体中，这样在它们被暴露于 其中的热运行条件的范围上，这些导向叶片相对于该排气供应流动通道以及 涡轮机叶轮保持了适当的定位。温度以及腐蚀条件迫使在所有内部部件中使 用特殊的合金。对于这些材料的获得、机加工、以及焊接（在有要求时）而 言它们是非常昂贵的。因为VTG的设计可以非常迅速地改变涡轮增压器速 度，对于防止不希望的速度偏移而言大规模的软件和控制是必要的。这转化 成了多个昂贵的致动器。虽然已经广泛采用不同类型和构形的VTG来控制 涡轮增压器增压水平以及涡轮机背压水平，但硬件成本以及实施成本是较高 的。

典型的VTG的成本在相同的生产量下是相同尺寸的固定几何形状涡轮 增压器的成本的270%到300%。这种不均匀性是由于几个相关的因素，即部 件数目、部件的材料、这些部件的生产和机加工中对于速度与准确度所要求 的准确度、以及致动器的可重复性。图7中的图表示出了对于从固定式到 VTG的涡轮增压器范围的比较成本。柱“A”代表对于一个给定的应用的一个 固定涡轮增压器的基准成本。柱“B”代表对于相同应用的一个有废气门的涡 轮增压器的成本，并且柱“C”代表对于相同应用的常规VTG的成本。

由此可见，由于技术原因以及成本驱动因素二者，在此所需的是一个相 对低成本的涡轮机流动控制装置，该装置就成本而言处于有废气门的装置与 现有VTG之间。

发明概述

本发明涉及一种简化的、低成本的、可变几何形状的涡轮增压器，并且 更具体而言涉及一种涡轮机流量控制装置，该涡轮机流量控制装置采用具有 不对称蜗壳A/R的一种分隔的涡轮机壳体，这些不对称蜗壳与一个流量调节 装置相连接以便改变通向涡轮机叶轮的有效排气质量流量，同时增大该涡轮 机级的流量范围。通过用一组不对称配置的蜗壳横截面积来控制涡轮机壳体 引导至涡轮机叶轮的排气的质量流量，并且通过用一个相对简单的流量控制 装置来控制通过该两个蜗壳的流量，可以将该流量范围扩大并且进行控制， 其方式为超过用一个没有流量控制装置的对称配置的蜗壳横截面积可获得 的范围。

本发明提供了一种简化的但能够维持脉冲能量的可变几何形状涡轮增 压器。在一个第一实施例中，一个涡轮机壳体配备有一个枢转流量控制阀， 这个枢转流量控制阀围绕在该涡轮机壳体的入口附近的一个点进行枢转。通 过将该阀围绕该枢转点移动，通过该涡轮机壳体的流量在该大蜗壳处越来越 多地被阻断，由此流量被偏置到该小蜗壳中并且继续从小蜗壳流向该涡轮机 叶轮，从而致使该涡轮机壳体通过该较大的蜗壳的有效损失而起到一个较小 A/R涡轮机壳体的作用。在本发明的第二实施例中，围绕该阀叶片的中心枢 转的、位于蜗壳内的一个旋转的蝶型流动控制阀围绕所述中心线进行枢转以 便改变从该大蜗壳到该小蜗壳并且到涡轮机叶轮上的流量，从而因此致使该 涡轮机壳体起到一个较小A/R涡轮机壳体的作用。

诸位发明人进行的测试确定了：“A”截面积的60/40拆分（其中该毂件侧 占60%并且该护罩侧占40%）在限制器阀完全打开时产生了所希望的质量流 量拆分。该不对称涡轮机壳体具有围绕分隔壁（25）轴向定位的一个较大的 左侧或毂件侧蜗壳（48）以及一个较小或护罩侧蜗壳（49）。

附图的简要说明

本发明是通过举例而非限制的方式展示在这些附图中，其中类似的参考 数字表示相似的部分，并且在这些附图中：

图1描绘了一个典型的VTG涡轮增压器的截面；

图2描绘了一个典型的有废气门的涡轮增压器的一对截面；

图3A、B描绘了一个典型的VTG涡轮增压器的一对截面；

图4描绘了示出结构径向线的一个典型的固定涡轮机壳体的一个截面；

图5是截面区域发展的一个图表；

图6A、6B描绘了对于一个典型的固定式的以及一个有废气门的涡轮增压 器的压缩机映射图；

图7是示出涡轮增压机相对成本的一个图表；

图8A、8B描绘了在切面“A”处的两个蜗壳类型的截面；

图9描绘了歧管上的不对称涡轮机壳体的一个视图；

图10A、10B描绘了在环圆周分隔的壳体上该节流装置的两个截面视图；

图11A、11B描绘了在环圆周分隔的壳体上节流装置的一个变体的两个视 图；

图12描绘了涡轮机壳体中的开裂的视图；

图13描绘了涡轮机壳体分隔壁中的多个闭合缝隙的截面视图；

图14描绘了涡轮机壳体分隔壁中的多个开放缝隙的截面视图；

图15A、15B描绘了在一个径向地分隔的壳体上的第三实施例的两个视图； 图16是描绘质量流量的图表；

图17描绘了多个直径的生产涡轮机叶轮样品的屏障面积；并且

图18描绘了对于不同涡轮机级而言错流面积与D₃之间的关系。

发明详细说明

如以上所讨论的，可变几何形状的机构趋于使得基本涡轮增压器的成本 变为两倍并且更高。诸位发明人试图能够以一种更加成本有效的方式来调节 通向涡轮机叶轮的排气流。因此，诸位发明人用带有多个分隔的蜗壳面积、 与流阻装置相结合的设计进行试验，以便为控制通向涡轮机的排气流的所需 要的宽度范围提供一种既成本有效又技术有效的替代方案。除了以上这些益 处，诸位发明人力图提供与低流量状况相配合的一种涡轮增压器，这种涡轮 增压器会为低流量提供优化的涡轮（以及因此的发动机）的瞬态响应，同时 在低流量状态之外仍能够在同一成本有效的涡轮增压器中传送发动机所要 求的高流量。这个目标将气体速度保持在最大化该级的效率的最佳点上。

当一个涡轮增压器与一个发动机的最大流动要求相匹配时，就满足了在 发动机的全体运行状态下的流动要求。问题是，将涡轮增压器与最大流动要 求相匹配意味着，涡轮机壳体蜗壳（以及因此的流量）的大小对于低发动机 流量状态来说是太大的。涡轮增压器的瞬态响应特征是迟钝的，因为整个的 蜗壳必须被填满以便将流动传送到涡轮机叶轮上。因为为了符合这个低流量 要求而减少一个涡轮增压器涡轮机壳体的A/R意味着正在典型的速度限制 之内运行的涡轮增压器不能为发动机运行状态的上端的高流量要求提供足 够的流量，所以诸位发明人认识到了提供一种新颖的可变几何形状涡轮增压 器的需要。另外，对于如今EGR（排气再循环）的要求，OEM商以部分负 载运行大量EGR（比如40%负载）并且没有高速EGR，但他们从市场的角 度仍然希望在满负载提供同类中最佳的动力。低速或部分负载下的高EGR 需要低质量流量。在没有EGR的额定点处的同类中最佳的动力需要高质量 流量，因此可以看出该涡轮机质量流量范围需要能够与这两个极端处的流量 要求相匹配。

涡轮机壳体蜗壳的形状和尺寸是由截面“A”的面积限定的，并且在截面 “A”下游的全部特征以及尺寸都是受在截面“A”处的这些特征以及尺寸控制 的。这个系统被用于在由一个涡轮增压器制造厂商设计和生产的这些涡轮增 压器内保持设计的一致性。

根据本发明，诸位发明人提供了一种新颖的涡轮机设计，这种涡轮机设 计能够产生比用同等面积的蜗壳可获得的更宽的涡轮机流量范围。

通过控制通过该涡轮机壳体的质量流量，诸位发明人力图控制通过该涡 轮机壳体到达涡轮机叶轮上的气体的质量流量。当发动机在低速、低负载条 件下运行时，供应所需的燃烧气体（空气）所要求的增压水平是相对低的。 当发动机在高速、高负载条件下时，供应处于这些负载条件下的发动机所要 求的增压水平是高的。当发动机正从低负载条件向高负载条件转变时，要求 该涡轮增压器以一个不断增加的压力比提供一个不断增加的空气体积。因为 压缩机级是由涡轮机级驱动的，必须改变为了满足发动机（以及因此的压缩 机）的要求所需要的排气的质量流量。也就是说，在低负载、低速的发动机 条件下，就质量流量而言该发动机的排气输出是低的。在高负载、高发动机 速度的条件下，就质量流量而言该发动机的输出是高的。在转变阶段，排气 质量流量必须从低向高改变。

问题是，还必须将涡轮机级与以上所描述的两种基本发动机条件（除了 EGR的这些要求以外）相匹配以便允许该涡轮增压器在这些条件中的任一种 条件下提供所要求的流量和压力比。为了迫使该涡轮增压器快速地改变速 度，本领域有经验的技术人员将选择具有一个具有较小A/R的涡轮机壳体的 涡轮增压器。为了在高负载、高速条件下提供所要求的流量和压力比，本领 域有经验的技术人员将选择具有较大A/R的涡轮机壳体的涡轮增压器。前一 种小A/R的涡轮机壳体会提供良好的瞬态响应特征，但是向涡轮机级提供的 质量流量不足以生成高速、高负载的压缩机要求。后一种大A/R的涡轮机壳 体会向该涡轮机级提供质量流量要求以用于高速高负载的增压要求，但是不 会向该涡轮机级提供足够快的加速度来产生可接受的瞬态响应。

显然，具有一种带有两个涡轮增压器（一个较大的和一个较小的，并且 能够在这两者之间切换）的系统是极好的。然而，这样的系统是昂贵的、将 代表一个大的“散热片”、将在发动机舱占用太多的空间、并且将增加该车辆 的质量。

同与高负载高速条件相匹配的一个涡轮机级相比，一个单独作用的适当 匹配的小A/R涡轮机级会提供可接受的瞬态响应，虽然这是以更高的背压为 代价的。在一个非EGR发动机中，具有高的背压对横贯该发动机的压力差 以及因此对该发动机的效率来说是负面的。在一个高压环路式EGR发动机 构形中（与一个低压环路式EGR发动机构形相对），在该排气系统中高的背 压是将来自该发动机的排气侧的排气驱动到该发动机的要增压的进气侧中 的解决方案的一部分。对于给定的一套发动机参数，与在同一套发动机参数 下的一个较小的A/R涡轮机壳体相比，一个大的涡轮机壳体A/R会形成更低 的排气背压。因此能够改变该涡轮机壳体的有效A/R允许了一个单个的涡轮 增压器既满足一种低速低负载条件的又满足一种高速高负载条件的流量和 背压要求。

通过用一个对应地简单流量控制装置控制该涡轮机壳体引导到具有一 组不对称地构形的蜗壳横截面的该涡轮机叶轮的排气的质量流量，并且控制 穿过该两个蜗壳的流量，就可以使得流量范围被扩大并且被控制的方式为超 过没有流量控制装置的具有一个对称配置的蜗壳横截面的可变范围。

在初步用对称分隔的蜗壳涡轮机壳体进行试验之后，诸位发明人接着对 不对称分隔的涡轮机壳体进行试验并且确定了：通过用另一个较小A/R的蜗 壳来替换这些蜗壳中的一个，流量范围将下降并且穿过该蜗壳的最大流量范 围也将下降。同样地，通过用另一个较大A/R的蜗壳来代替一个蜗壳，则该 蜗壳的最大流量范围将增大。通过将较大和较小蜗壳组合在一起、并且控制 该较大蜗壳的阻断程度，本发明涡轮机壳体的流量范围超过了具有对称分隔 的蜗壳的原型涡轮机壳体。在图16中，具有水平线的这些条形（22）代表 了具有同等（50-50）面积蜗壳的涡轮机壳体的质量流量，并且具有竖直线 的这些条形（23）代表了具有不对称（60-40）面积蜗壳的涡轮机壳体的质 量流量。虽然在限制器阀完全打开时这些质量流量是彼此相等的，但当该限 制器阀处于该完全闭合位置（即，有效地阻止进入该较大蜗壳中的流动）时， 该不对称A/R构型的质量流量小于该同等A/R构型的质量流量。在截面“A” 处这两种构型的面积之和是在0%至3%内，同时质量流量的变化是在10% 至13%的范围内。

图8A描绘了一种典型的对称涡轮机壳体蜗壳构型，其中该两个蜗壳的 形心（160、161）是在距该中心线相同的半径R_A处。由于该涡轮机壳体是 对称的，所以这两个蜗壳的有效形心（163）在分隔壁中位于这些蜗壳之间。 图8B描绘了一个实例，其中左边蜗壳是大于图8A的对称涡轮机壳体的A/R 尺寸，并且右边蜗壳是面积较小的A/R尺寸，因此2个A/R尺寸均小于该左 边蜗壳。在这种情况下，该右边蜗壳的形心位于距该中心线一个半径R_C处 并且轴向上更靠近该涡轮机壳体的中心线。该左边蜗壳的形心位于距该中心 线一个半径R_B处并且轴向上更远离该涡轮机壳体的中心线。在该涡轮机壳 体中的这两个蜗壳的有效形心（164）此时位于该分隔壁中心线的左边偏移 的一个半径R_D处。

为了生产一种最佳的不对称的涡轮机壳体，诸位发明人关注了若干个蜗 壳尺寸的选择：从相同大小的蜗壳开始使一个蜗壳A/R增大或一个蜗壳减小 以便从相等大小的蜗壳出发并且使得毂件侧的一个蜗壳A/R增大并且该护 罩侧的一个蜗壳A/R减小。诸位发明人进行的测试确定：后一种解决方案 （即，“A”截面积的60/40拆分，其中该毂件侧占60%并且该护罩侧占40%） 产生了在限制器阀完全打开时所希望的质量流量拆分。

在所有分隔的涡轮机壳体中，在该分隔壁的尖端（在其最小直径处）与 该涡轮机叶轮的这些尖端之间存在一个错流“屏障”。为最小化由这些旋转的 涡轮机叶轮叶片经过位于该分隔壁起点处的静止舌部（26）（图4）所造成的 涡轮机叶轮激振，按照经验法则，该分隔壁的深度典型地没有延伸到与从该 涡轮机叶轮尖端直径D₃的120%至150%的比率相比更靠近这些涡轮机叶轮 尖端。这个D_bc/D₃比率通常是由公司的设计规则和技术目标确定的。直径 D_bc被称为该基圆。因为涡轮机壳体分隔壁尖端由于熔融的铸铁浮渣强制进 入该尖端中而易发生开裂，所以该分隔壁的最内的或最小的直径是典型地不 小于该涡轮机叶轮尖端直径的120%至150%。因此，该分隔壁与涡轮机叶轮 之间的“屏障”允许在该两个蜗壳之间排气的错流以及在该排气中脉冲之间 的串扰，而后者是使用分隔壁的首要原因。

对于具有基圆的涡轮机级（其直径是该涡轮机叶轮直径的120%）而言， 存在一个错流“屏障”，其面积是对5A/R系列的涡轮机壳体而言是在对称构 型的截面“A”处这两个蜗壳面积的70%至105%。对于具有基圆的涡轮机级 （其直径是该涡轮机叶轮直径的150%）而言，该错流“屏障”具有的面积对5 A/R系列的涡轮机壳体而言是在对称构型的截面“A”处这两个蜗壳面积的 199%至299%。从这个分析中可以看出，该屏障面积可以为从一个蜗壳至另 一个蜗壳的错流提供一个非常大的截面积。

因为该屏障面积是该涡轮机叶轮直径D₃和该分隔壁D_bc的最小位置两者 的函数，所以该屏障面积对于不同的D₃值而言是变化的。图17描绘了一个 直径从64mm至96mm的生产涡轮机叶轮样品的屏障面积。屏障面积（133） 被括在一个上边界线（131）与一个下边界线（132）之间或被它们所限制。 正如所预期的，当D₃增大时，屏障面积的范围增大。在图17中，该涡轮机 叶轮直径D₃被显示为（123），并且线（124）描绘了所分析的涡轮机的涡轮 机叶轮直径D₃的趋势。这个表还包含了范围从1.25至1.35的D_bc/D₃比率。

诸位发明人通过用一个64mm涡轮机叶轮进行的测试确定了：对于一个 具有限制器阀的不对称配置的60/40蜗壳组合而言，最佳错流面积（包括该 分隔壁中的多个端口加上该基圆“屏障”的面积（通过D_bc下的面积减去D₃下 的面积之差而确定的））是具有与单一的对称的蜗壳在截面“A”处的横截面积 （即，截面“A”处的面积的一半）的比率为289.6%的面积。这与没有缝隙或 端口的、具有相同的D_bc/D₃比率的相同大小的涡轮机壳体的典型错流面积差 不多，其具有的错流面积仅是182.6%的截面“A”半面积。

正如在屏障面积与D₃和D_bc之间的关系的情况下，总错流面积（122） 不仅受到D₃和D_bc的影响而且还受到单个蜗壳在截面“A”处的面积变化的影 响。该错流面积（122）是由一条上边界线（126）和一条下边界线（122） 所界定的图18中的表描绘了对于诸位发明人所分析的不同涡轮机级而言， 错流面积与D₃（123）之间的关系。

为了选择一个错流面积，确定D₃的值，该涡轮机叶轮的尺寸以英寸为单 位。实例是一个76mm（2.992英寸）的涡轮机叶轮，被显示为水平线（128）。 从涡轮机叶轮直径起，与该涡轮机叶轮直径（123）相交的该竖线（129）切 断了下边界线（127）和上边界线（128）。该错流面积被描绘为该下边界线 与上边界线（127与126）之间的竖线（129）的竖直区段（130）。

产生绘制在图17和图18所示的表上的这些数据点的公式可以如下：

如图9所描绘，在低流量条件下，致动一个可枢转的阀构件（72）来产 生对该毂件或轴承壳体侧的较大蜗壳（48）的流量限制，这迫使该流量从该 歧管通过该护罩或出口导流器侧的较小蜗壳（49）而到达该涡轮机叶轮（70）。

该不对称涡轮机壳体具有围绕分隔壁（25）轴向定位的一个较大的左侧 蜗壳或毂件侧蜗壳（48）以及一个较小右侧蜗壳或护罩侧蜗壳（49）。一个 流量控制器，在这种情况下为一个可枢转的阀构件（72），被限制在该歧管 中心区段底座（37）和涡轮机壳体底座（51）的这些连接面内。虽然诸位发 明人出于成本和技术的原因选择了这种构型，但是该限制器可以位于该毂件 侧的排气歧管通道（34）中。

如图10B所描绘，在高流量条件下，该可枢转阀构件（72）位于即不偏 向该较大的毂件侧蜗壳（48）也不偏向该较小的护罩侧蜗壳（49）的中央位 置以便允许到涡轮机叶轮的最大流量。在这种高流量条件下，该流量限制器 装置的可枢转阀构件（72）是与涡轮机底座（51）下游的该涡轮机壳体的分 隔壁（25）对齐的。在该最小流量位置中（图10B中的虚线所描绘），优选 通过在该致动臂（73）上施加的一个力将该可枢转阀构件（72）围绕该装置 的轴线（74、78）向该闭合位置转动，使得该可枢转阀构件限制该排气流到 达该较大蜗壳（48）并且导致该排气流流动穿过该较小蜗壳（49）。可以将 该流量控制器调整到在完全打开与完全关闭之间的任何位置。

图10A示出了这种型式的流量限制器装置的截面视图。在这个视图中可 以看到，在本发明的优选实施例中，该流量限制器叶片被制造成具有用于枢 转的两个柱形轴承表面和用于位置控制的致动臂（73）。在该涡轮机壳体底 座（51）和排气歧管底座（37）的连接处形成的空腔（容纳了一个轴承表面） 的一侧是一个盲孔（77），而另一侧（75）是一个开放孔。在该开放孔侧上， 一个活塞环（76）不仅为该流量限制装置提供轴向对齐，而且还提供了气体 密封。可以优化该致动臂（73）的布置，以满足结构性的限制。

诸位发明人意识到增压与背压的比值连同单独的背压在海平面处以及 高海拔处均是随发动机速度以及负载而增加的，这使得在排气系统中的流量 限制器装置成为一个理想的控制参数。与该流量限制器处于打开位置时所存 在的情况相比，当该可枢转流量限制器朝该闭合位置旋转时，该涡轮机壳体 如同它是一个较小A/R的涡轮机壳体一样起作用。这导致了排气背压上升， 而这对于从发动机的排气侧到该发动机的进气侧的EGR流动来说是必要的。 因此，该流量限制器的转动可以被用来形成一个（从发动机的排气侧到该发 动机的进气侧的）压力差以便协助从发动机的排气侧到该发动机的进气侧的 EGR流动。

在本发明的第一实施例中，到该涡轮机叶轮的有效质量流量是由一个流 量限制器所控制的，该流量限制器围绕该涡轮机壳体入口或底座中的一个点 枢转，使得在该打开位置中，该流量限制器的可枢转阀构件（72）与该涡轮 机壳体的分隔壁（25）共线，从而最小化对排气流的限制。由于需要更多的 限制或更少的质量流量流向涡轮机叶轮，该枢转臂（73）被致动来围绕其轴 线（74、78）旋转，从而导致该可枢转阀构件（72）阻碍排气流至该较大蜗 壳（48），这导致了到达该涡轮机叶轮的质量流量的一种可调节的减少。

在本发明的第一实施例的一个变体中，如图11A和图11B所描绘，该流 量限制器采用蝶形阀（80）的形式，该阀减小了该枢转臂（81）上的运动从 而能够潜在利用较小的力和更低成本的致动器。在图11A中，该图是本发明 的第一实施例的第一变体的截面视图，这些轴承表面和活塞环的构型与该第 一实施例中相同。在图11B中，该枢转位置在该蝶形构型情况下是大致在通 向该较大或毂件侧蜗壳（48）的流动路径的中心，这样使得该蝶型（77）围 绕其轴线（74、84）的转动对于毂件侧蜗壳（48）提供了一个可调节的流量 限制，从而将该流量偏置到该护罩侧蜗壳（49）。在本发明的第一实施例的 这个变体的情况下，在最小流量限制位置中，如图11B所描绘，该蝶形阀是 与通过该蜗壳的流动对齐的，从而使得该蝶形阀的这些尖端关闭或遮挡了该 毂件侧蜗壳（48）。蝶形阀解决方案具有的优点是低的致动负载，因为在该 枢轴两侧上的力矩相互抵消。

当该流量限制器处于局部打开的位置时，可以通过将该分隔壁（25）的 长度缩短或通过在分隔壁中制造多个缝隙来协助从护罩侧（较小的）蜗壳 （49）到该毂件侧（较大的）蜗壳（48）的流动。

典型地，在预期产品能够运行一百万公里的商用柴油机世界中，涡轮机 壳体分隔壁易发生开裂。诸位发明人意识到了通过将预铸造应力释放特征引 入该分隔壁中来将该分隔壁中的开裂倾向机械地最小化的机会。图12B描绘 了沿着图12A的截面A-A的涡轮机壳体视图。典型地进行这种剖开以便评 估该涡轮机壳体在热循环合格测试之后的状态，在这种测试中涡轮增压器经 受极端温度循环以尽力确定其对开裂的抵抗力。在图12B中，描绘的这些裂 纹（87）在商用柴油机型涡轮机壳体在该分隔壁区域中是典型的。

诸位发明人推测，如果呈缝隙或端口的形式的“应力释放件”被铸造到该 分隔壁中，则这些端口将不仅最小化该开裂倾向，而且还在限制器阀部分关 闭至完全关闭的条件下提供从不受调节的护罩侧蜗壳到受调节的毂件侧蜗 壳的一个流动路径。这条额外的流动路径提供了与没有这些缝隙或端口时可 能的情况相比在更大的圆周距离或面积上通向该涡轮机叶轮的流动。

在本发明的第二实施例中，如图13所描绘，到该涡轮机叶轮的有效质 量流量是由在分隔壁中制造有多个错流端口（88）的不对称的涡轮机壳体中 的流量限制器来控制的。在本发明优选的第二实施例中，所述端口的面积是 由每个端口的径向前缘（89）、径向后缘（90）、内缘圆形区段（92）以及外 缘螺旋形（91）来界定的。在该涡轮机壳体中的这些错流端口的面积之和是 约等于该受调节的蜗壳在截面“A”处的面积。重要的是这些端口的面积之和 而不是这些端口的几何形状。

在本发明第二实施例的变体中，如图14所描绘，到该涡轮机叶轮的有 效质量流量是由在分隔壁中制造有多个错流缝隙（95）的不对称的涡轮机壳 体中的流量限制器来控制的。在本发明优选的第二实施例中，所述缝隙的面 积是由每个端口的径向前缘（98）、径向后缘（99）、外缘螺旋形（91）界定 的，并且内边界是由该基圆（71）界定的。在该涡轮机壳体中这些错流缝隙 的面积之和是约等于该受调节的蜗壳在截面“A”处的面积。重要的是，这些 缝隙的面积以及该分隔壁尖端内部的错流面积之和，而不是这些缝隙的几何 形状。在本发明优选的第二实施例中，该缝隙的外边界（97）的特征可以是 一个作为缝隙外终点的锁孔构型，使得该缝隙成为一个应力集中点并且开始 开裂的倾向最小化。

带有平行于该涡轮增压器轴线的蜗壳分隔壁（即，轴向表面而不是径向 表面是如同在基本的双重流涡轮机壳体中的情况）的多重流涡轮机壳体并不 少见。诸位发明人看到了以下机会：即，利用与具有不对称蜗壳面积的多重 流涡轮机壳体相似的逻辑伴以一个流量限制器来进一步有成本效益地拓宽 具有这种类型的涡轮机壳体的涡轮机级的流量范围。

在本发明的第三实施例中，优选地使用如图15A所描述的三重流涡轮机 壳体。两个轴向蜗壳分隔壁（103、104）被制造在该涡轮机壳体中，使得从 外到内穿过这些不受限的相邻蜗壳的流量比率是约70%至20%至10%。可以 取决于多个要求而改变这些比例。该流量比仅在这些受调节的蜗壳的打开面 积之和等于该调节性限制器阀的面积情况下是重要的。提供了一个流量限制 器阀。该流量限制器阀围绕在该涡轮机壳体入口或底座中的一个点枢转，使 得在该打开位置中，该流量限制器的叶片（89）是与该涡轮机壳体外蜗壳壁 平齐的，从而将对排气流的限制最小化。由于需要更多的限制或更少的质量 流量流向该涡轮机叶轮，该枢转臂（73）被致动以便围绕其轴线旋转，从而 导致该叶片（89）阻碍排气流首先到该（这些）外蜗壳、接着到该中央蜗壳 的流动。以此方式，到该涡轮机叶轮的有效质量流量被流量限制器所控制， 该流量限制器能够实现到该涡轮机叶轮的质量流量的一种可调节的减少。在 本发明第三实施例的变体中，这些分隔壁（106、107）是带缝隙（108）的 以便允许流动从这些外蜗壳到达这些内蜗壳并且然后到达涡轮机叶轮（70）。 这些缝隙（108）还允许实现质量流量调节但是具有到该涡轮机叶轮的一种 更稳定和有利的流量分布。

既然已经说明了本发明，我们提出了如下权利要求。