Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Regelung der Leistung einer Anlage für die Kühlung des Fahrgastraumes eines Kraftfahrzeuges, bei dem ein auf überkritischen Druck komprimierbares Kältemittel in einem geschlossenen Kreislauf mittels eines Taumelscheibenverdichters zirkuliert wird, wobei in dem Kreislauf zumindest zwei Wärmeaustauscher angeordnet sind und einerseits zwischen diesen der Verdichter und auf der gegenüberliegenden Seite des Kreislaufs ein Expansionsventil angeordnet ist.
Ein Verfahren dieser Art ist beispielsweise bekannt durch die EP-B 0 424 474. Bei diesem Verfahren erfolgt die Regelung der Kälteleistung indem das zirkulierende Kältemittel nach dem Expansionsventil und vor dem Verdichter durch ein Kältemittel im flüssigen Zustand enthaltendes Reservoir geführt wird, so dass sich die Menge des zirkulierenden Kältemittels durch Verdampfung aus dem Reservoir in Abhängigkeit vom Regeldruck des Expansionsventils ändert. Dieses Verfahren ermöglicht jedoch nur einen verhältnismässig kleinen Regelbereich.
Weiterhin ist nachteilig, dass bei Erhitzung der abgeschalteten Anlage der Druck im Kreislauf sich durch die im Reservoir enthaltene Menge an Kühlmittel auf sehr hohe Werte erhöhen kann, z.B. wenn der Antriebsraum des Kraftfahrzeuges, an dem die Anlage angeordnet ist, nach Abschalten des Fahrzeugmotors und bei zusätzlich hoher Aussentemperatur auf z.B. 80 DEG C oder mehr erhitzt wird. Bei Verwendung von CO2 als Kühlmittel, kann dann der Druck je nach Flüssigkeitsanteil im Kühlmittel auf 250 bar und auch wesentlich mehr ansteigen. Folglich wird ein Ablassen bzw. ein Verlust von Kühlmittel durch ein Sicherheitsventil erforderlich.
Durch die US-A 5 205 718 ist es weiterhin bekannt, die Regelung der Kälteleistung durch Regelung der Hubweite der Kolben eines Taumelscheibenverdichters auszuführen. Dabei wird die Verstellung der Neigung der Taumelscheibe durch Zuleitung des geförderten Mediums zu dem Treibraum von der Hochdruckseite aus geregelt. Dies führt zu dem Nachteil, dass der Triebraum und die Abdichtung der Antriebswelle des Verdichters hohen Drücken ausgesetzt sind, so dass entsprechend aufwendige Dichtkonstruktionen vorgesehen werden müssen, um den Verlust an Kältemittel entlang der Wellendichtung des Verdichterantriebs klein zu halten und um Schäden zu vermeiden.
Den bekannten Verfahren ist gemeinsam, dass es durch eine auch nach unten begrenzte Regelung erforderlich ist, die Regelung in untersten Bereichen durch An- und Abschalten des Verdichterantriebs vorzunehmen, so dass der Verdichter hierfür mit einer Kupplung versehen werden muss, die erheblich zu seinem Gewicht beiträgt.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren der genannten Art zu finden, das eine Regelung der Kälteleistung in grösserem Bereich ermöglicht. Vorzugsweise soll dabei die Regelung ohne Abschaltung des Verdichterantriebs bis auf Null möglich sein. Weiterhin soll das Verfahren eine Anlage zu ihrer Ausführung ermöglichen, die ein geringes Gewicht aufweist.
Zur Lösung dieser Aufgabe wird ein Verfahren vorgeschlagen, das erfindungsgemäss dadurch gekennzeichnet ist, dass der Kreislauf in Strömungsrichtung hinter dem Expansionsventil und dem sich hinter diesem anschliessenden Wärmeaustauscher mit dem Triebraum des Taumelscheibenverdichters verbunden ist, so dass in diesem mindestens angenähert derselbe Druck wie an dieser Verbindungsstelle vorhanden ist, wobei die Leistungsregelung des Taumelscheibenverdichters durch ein Regelventil erfolgt, das in Strömungsrichtung hinter dieser Verbindungsstelle und vor seiner Saugseite angeordnet ist, so dass die Verstellung der Neigung der Taumelscheibe des Verdichters durch die geregelte Differenz zwischen dem Druck in der Triebkammer und demjenigen an der Verdichtersaugseite erfolgt.
Weitere vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung sind Gegenstand der abhängigen Patentansprüche und der folgenden Beschreibung anhand der Zeichnungen zu entnehmen.
Es zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer ersten Ausführungsform einer Kühlanlage mit einer Querschnittsdarstellung eines Taumelscheibenverdichters,
Fig. 2 eine schematische Darstellung einer zweiten Ausführungsform einer Kühlanlage, mit einem eine Magnetkupplung aufweisenden Taumelscheibenverdichter, dessen Taumelscheibe in eine andere Arbeitsposition eingeregelt ist als nach Fig.1,
Fig. 3 ein Druck-Enthalpie-Diagramm mit eingezeichnetem Prozessverlauf bei einer bestimmten Regelstufen
Fig. 4 einen Querschnitt durch einen Taumelscheibenverdichter entlang der Linie IV-IV der Fig. 1 und
Fig. 5, 6 Teilquerschnitte durch den Taumelscheibenverdichter im Bereich eines Kolbens entlang der Linie V-V der Fig. 4 in zwei Stellpositionen der mechanischen Ventilsteuerung.
Eine Anlage zur Ausführung des erfindungsgemässen Verfahrens hat entsprechend den Darstellungen der Fig. 1 und 2 auf an sich bekannte Weise einen Verdichter 1, einen sich in Richtung der Zirkulation des Kältemittels entsprechend dem Pfeil 2 anschliessenden Wärmeaustauscher 3, in welchem dem zirkulierenden Kältemittel Wärme entzogen wird, ein sich in Kreislaufrichtung anschliessendes Expansionsventil 4 und einen weiteren Wärmeaustauscher 5, durch den die Kühlung erfolgt, indem das Kühlmittel in diesem von aussen Wärme aufnimmt.
In Anwendung für die Klimatisierung des Fahrgastraumes eines nichtdargestellten Kraftfahrzeuges wird der üblicherweise als Kondensator bezeichnete Wärmeaustauscher 3 durch Umgebungsluft gekühlt, indem diese den Wärmeaustauscher 3 als Fahrtwind anströmt oder durch ein zusätzliches Gebläse angeblasen wird. Der Wärme aufnehmende bzw. kühlende Wärmeaustauscher 5, der üblicherweise als Verdampfer bezeichnet wird, ist in dem Frischluftverteilsystem des Kraftfahrzeuges oder einem zugehörigen Nebenstromkanal dieses Systems angeordnet, sodass die Frischluft bei Bedarf gekühlt werden kann.
Der als Taumelscheibenverdichter ausgeführte Verdichter 1 ist mit dem Fahrzeugantrieb z.B. durch einen nichtdargestellten Keilriemen ständig verbunden, der auf der Riemenscheibe 6 läuft. Sein grundsätzlicher Aufbau und seine grundsätzliche Wirkungsweise sind an sich durch die Fachliteratur bekannt, wie z.B. durch die US-A 5 205 718.
Die Kolben 7 des Taumelscheibenverdichters 1, von denen beispielsweise sieben in Umfangsrichtung des Verdichters nebeneinander angeordnet sind, werden durch Stangen 8 betätigt, deren beiden Enden durch Kugelköpfe 9, 10 schwenkbar einerseits am Kolben 7 und andererseits an der Taumelscheibe 11 gelagert sind. Die Taumelscheibe 11 ist durch ein Radiallager 12 und ein Axiallager 13 auf einem sich mit der Antriebswelle 14 drehenden und schwenkbar gelagerten Scheibenträger 15 gehalten, so dass die Drehbewegung des schräggestellten Scheibenträgers 15 eine Taumelbewegung der Taumelscheibe 11 bewirkt und folglich die mit letzterer verbundenen Kolben 7 eine Hubbewegung ausführen. Die Verbindung zwischen der Antriebswelle 14 und dem Scheibenträger 15 erfolgt durch ein am Ende eines Mitnehmerarmes 16 vorgesehenes Mitnehmergelenk 17.
Die Schwenkbewegung des Scheibenträgers 15 und der auf diesem gelagerten Taumelscheibe 11 um das Mitnehmergelenk 17 ergibt sich durch die Differenz der beidseitig der Kolben 7 wirkenden Drücke.
Fig. 1 und Fig. 2 zeigen zwei Grenzpositionen der Neigung der Taumelscheibe 11. Entsprechend der Neigung der Taumelscheibe ändert sich der untere Totpunkt der Kolbenbewegung während der obere Totpunkt unverändert bleibt. Je höher der Druck an der Unterseite der Kolben 7 bzw. im Triebraum 18 relativ zum Druck auf der Oberseite der Kolben 7 bzw. auf der Saugseite 19 des Verdichters 1, umso kleiner wird die Hubweite der Kolben 7 und damit die Förderleistung des Verdichters 1.
Damit der für diese Verstellung der Taumelscheibe 11 und damit der Leistung des Verdichters 1 im Triebraum 18 erforderliche Druck keine nachteilig hohen Werte annehmen muss, hat gemäss der Erfindung der Triebraum 18 eine Verbindung mit einer Stelle 21 des Kreislaufs, in dem der Druck vorliegt, der durch das Expansionsventil 4 reduziert worden ist. Vorzugsweise wird dieser Druck hinter dem Expansionsventil 4 auf einen konstanten Wert geregelt, der bei der Verwendung von CO2 als Kältemittel z.B. 40 bar oder einen anderen Wert aufweist, von dem aus der Kreisprozess unter Berücksichtigung der Leistung des Verdichters vorteilhaft vorwiegend im überkritischen Zustandsbereich des Kältemittels betrieben werden kann.
Ausserdem erfolgt die Verbindung des Kältemittelkreislaufs 2 mit dem Triebraum 18 vorzugsweise an einer Stelle 21, an der das Kältemittel im Wärmeaustauscher 5 gekühlt worden ist.
Falls die Verbindung entsprechend dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 so erfolgt, dass das Kühlmittel durch den Triebraum 18 zirkuliert, so wird dieser dabei gekühlt. Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ist eine Druckverbindung mit dem Triebraum 18 lediglich über eine Abzweigleitung 20 vorgesehen.
Um eine Regelung der Leistung des Verdichters 1 durch den verringerten Druck nach dem Expansionsventil 4 zu ermöglichen, ist in Strömungsrichtung hinter diesem ein Regelventil 22 vorgesehen, durch das der Druck des Kältemittels vor Ansaugung durch den Verdichter 1 weiter reduziert werden kann. Fig. 1 zeigt die Position der Taumelscheibe 11, nachdem der Druck 6 von CO2 z.B. von 40 auf 20 bar reduziert worden ist.
Zusätzlich zu der Leistungsreduzierung des Verdichters 1 durch Einstellung eines minimalen Hubs seiner Kolben 7 ergibt sich eine Leistungsreduzierung auch durch die geringere Dichte des durch den Verdichter 1 angesaugten Kältemittels, die sich in Folge der Druckreduzierung durch das Regelventil 22 ergibt.
Das Druck-Enthalpie-Diagramm der Fig. 3 veranschaulicht den Kreisprozess in Richtung des Pfeiles 23 bei Druckreduzierung entlang der Linie 24 im Vergleich zu dem durch die Strichlinie 25 angedeuteten Verlauf bei vollständig geöffnetem Regelventil 22.
Um das nachteilige Zu- und Abschalten des Verdichters zur Regelung oder Abschaltung der Kälteleistung zu vermeiden, ist in weiterer Ausführungsform der Erfindung vorgesehen, die Funktion der den Kolben-Zylinderräumen zugeordneten Ventile 27 des Verdichters 1 mechanisch abzuschalten. Durch dieses Ausserfunktionssetzen der Ventile 27 geht die Förderleistung des Verdichters bis auf Null zurück, so dass die zum Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 gezeigte Magnetkupplung 40 überflüssig wird.
Ein Ausführungsbeispiel für die mechanische Betätigung der als Blattventil ausgeführten Ventile 27 ist in den Fig. 4 bis 6 gezeigt. Für die gemeinsame Betätigung der Ventile 27 sind drei übereinander angeordnete, sich in Umfangsrichtung des Verdichters 1 erstreckende Ringe 28, 29, 30 vorgesehen, die zumindest im Bereich der Ventile 27 wellenförmig ausgebogen sind. Der innere Ring ist ein Federring 28, der mittlere ein Stellring 29 und der äussere ein Steuerring 30, der aufgrund seiner Form die axiale, über einen kleinen Stössel 31 auf das jeweilige Ventil 27 wirkende Bewegung des Stellringes 29 steuert. Die Steuerbewegung des Steuerringes 30 ergibt sich durch seine Verschiebung in Umfangsrichtung mittels eines Stellantriebs 32, der beispielsweise pneumatisch wirkt.
Das Ausführungsbeispiel des Stellantriebs nach Fig. 4 hat eine Membrandose 33, deren Stellmembran eine Hin- und Herbewegung einer Stellstange 34 bewirkt, die in den äusseren Steuerring 30 eingreift.
Fig. 5 zeigt die Ausgangsposition der Ringe 28-30, bei der das Blattventil 27 seine bei normalem Betrieb des Verdichters 1 bestimmungsgemässe Funktion ausführt. Fig. 6 zeigt die Endposition, in der das Blattventil 27 durch den Stössel 31 nach innen gedrückt gehalten wird und folglich durch die Verdichtungsbewegung des Kolbens 7 nicht in Schliessposition bewegt werden kann. Wellenberge des Steuerrringes 30 liegen dabei an Wellenbergen des Stellringes 29 an, und Wellenberge des Stellringes 29 drücken die Wellenberge des Federringes 28 flach gegen die Stirnfläche 35 des Verdichters 1.
Die Regelung des Regelventils 22 und damit der Leistung der Kälteanlage kann mittels eines Stellantriebs 36 erfolgen, der einen Stellbefehl beispielsweise durch einen Temperaturfühler 37 erhält, der im Kreislauf des Kühlmittels hinter dem Wärmeaustauscher 5 angeordnet ist. Für die Anordnung eines die Regelung bestimmenden Temperaturfühlers bestehen jedoch zahlreiche Möglichkeiten, z.B. auch im zu kühlenden Fahrgastraum eines Kraftfahrzeuges.
Für die Regelung des konstanten Druckes vor dem Regelventil 22 ist im Kühlmittelkreislauf zwischen beiden Ventilen 4 und 22 ein Druckmessfühler 38 vorgesehen, dessen Signal zu einem am Expansionsventil 4 vorgesehenen Stellantrieb 39 geführt ist.
The invention relates to a method for regulating the performance of a system for cooling the passenger compartment of a motor vehicle, in which a refrigerant compressible to supercritical pressure is circulated in a closed circuit by means of a swash plate compressor, at least two heat exchangers being arranged in the circuit and on the one hand between them the compressor and an expansion valve is arranged on the opposite side of the circuit.
A method of this kind is known, for example, from EP-B 0 424 474. In this method, the refrigeration capacity is regulated by circulating the refrigerant after the expansion valve and before the compressor through a reservoir containing refrigerant, so that the Amount of circulating refrigerant changes due to evaporation from the reservoir depending on the control pressure of the expansion valve. However, this method only allows a relatively small control range.
Another disadvantage is that when the switched-off system is heated, the pressure in the circuit can increase to very high values due to the amount of coolant contained in the reservoir, e.g. if the drive compartment of the motor vehicle on which the system is arranged, after switching off the vehicle engine and when the outside temperature is additionally high, e.g. 80 ° C or more is heated. When using CO2 as a coolant, the pressure can rise to 250 bar and much more, depending on the liquid content in the coolant. As a result, drainage or loss of coolant through a safety valve is required.
From US-A 5 205 718 it is also known to carry out the regulation of the cooling capacity by regulating the stroke length of the pistons of a swash plate compressor. The adjustment of the inclination of the swash plate is regulated by supplying the pumped medium to the drive chamber from the high pressure side. This leads to the disadvantage that the drive chamber and the seal of the drive shaft of the compressor are exposed to high pressures, so that correspondingly complex sealing structures have to be provided in order to keep the loss of refrigerant along the shaft seal of the compressor drive small and to avoid damage.
The known methods have in common that, due to a control that is also limited downwards, it is necessary to carry out the control in the lowest areas by switching the compressor drive on and off, so that the compressor must be provided with a clutch for this, which contributes significantly to its weight .
The invention has for its object to find a method of the type mentioned, which allows control of the cooling capacity in a wide range. Preferably, regulation should be possible down to zero without switching off the compressor drive. Furthermore, the method is intended to enable a plant to be carried out which is light in weight.
To achieve this object, a method is proposed which is characterized in accordance with the invention in that the circuit in the flow direction behind the expansion valve and the heat exchanger connected downstream of it is connected to the drive chamber of the swash plate compressor, so that in this at least approximately the same pressure as at this connection point is present, the power control of the swash plate compressor being carried out by a control valve which is arranged in the flow direction behind this connection point and in front of its suction side, so that the adjustment of the inclination of the swash plate of the compressor is regulated by the regulated difference between the pressure in the drive chamber and that at the Compressor suction side takes place.
Further advantageous embodiments of the invention are the subject of the dependent claims and the following description can be found with reference to the drawings.
It shows:
1 is a schematic representation of a first embodiment of a cooling system with a cross-sectional representation of a swash plate compressor,
2 shows a schematic illustration of a second embodiment of a cooling system, with a swash plate compressor having a magnetic coupling, the swash plate of which is adjusted to a different working position than according to FIG. 1,
Fig. 3 is a pressure-enthalpy diagram with the process shown at a certain control level
Fig. 4 shows a cross section through a swash plate compressor along the line IV-IV of Fig. 1 and
5, 6 partial cross-sections through the swash plate compressor in the area of a piston along the line V-V of FIG. 4 in two positions of the mechanical valve control.
A system for carrying out the method according to the invention has, according to the representations of FIGS. 1 and 2, a compressor 1 in a manner known per se, a heat exchanger 3 which follows in the direction of the circulation of the refrigerant according to the arrow 2 and in which heat is extracted from the circulating refrigerant , an expansion valve 4 connecting in the circuit direction and a further heat exchanger 5, through which the cooling takes place, in that the coolant absorbs heat from the outside.
In application for the air conditioning of the passenger compartment of a motor vehicle (not shown), the heat exchanger 3, which is usually referred to as a condenser, is cooled by ambient air, by flowing it onto the heat exchanger 3 as a driving wind or being blown by an additional blower. The heat-absorbing or cooling heat exchanger 5, which is usually referred to as an evaporator, is arranged in the fresh air distribution system of the motor vehicle or an associated bypass duct of this system, so that the fresh air can be cooled if necessary.
The compressor 1, designed as a swash plate compressor, is connected to the vehicle drive e.g. constantly connected by a V-belt, not shown, which runs on the pulley 6. Its basic structure and its basic mode of action are known per se from the specialist literature, e.g. by US-A 5 205 718.
The pistons 7 of the swash plate compressor 1, of which, for example, seven are arranged next to one another in the circumferential direction of the compressor, are actuated by rods 8, the two ends of which are pivotally supported by ball heads 9, 10 on the one hand on the piston 7 and on the other hand on the swash plate 11. The swash plate 11 is held by a radial bearing 12 and an axial bearing 13 on a disc carrier 15 rotating and pivotably mounted with the drive shaft 14, so that the rotational movement of the inclined disc carrier 15 causes a wobble movement of the swash plate 11 and consequently the pistons 7 connected to the latter Carry out lifting movement. The connection between the drive shaft 14 and the disk carrier 15 takes place by means of a driver joint 17 provided at the end of a driver arm 16.
The pivotal movement of the disc carrier 15 and the swash plate 11 mounted on it around the driving joint 17 results from the difference in the pressures acting on both sides of the pistons 7.
Fig. 1 and Fig. 2 show two limit positions of the inclination of the swash plate 11. According to the inclination of the swash plate, the bottom dead center of the piston movement changes while the top dead center remains unchanged. The higher the pressure on the underside of the pistons 7 or in the drive chamber 18 relative to the pressure on the top of the pistons 7 or on the suction side 19 of the compressor 1, the smaller the stroke length of the pistons 7 and thus the delivery capacity of the compressor 1.
So that the pressure required for this adjustment of the swash plate 11 and thus the performance of the compressor 1 in the drive chamber 18 does not have to assume disadvantageously high values, according to the invention the drive chamber 18 is connected to a point 21 of the circuit in which the pressure is present has been reduced by the expansion valve 4. This pressure behind the expansion valve 4 is preferably regulated to a constant value which, when using CO2 as the refrigerant, e.g. 40 bar or another value, from which the cycle can be operated advantageously taking into account the performance of the compressor predominantly in the supercritical state range of the refrigerant.
In addition, the refrigerant circuit 2 is preferably connected to the drive chamber 18 at a point 21 at which the refrigerant has been cooled in the heat exchanger 5.
If the connection according to the exemplary embodiment according to FIG. 1 takes place in such a way that the coolant circulates through the drive space 18, then this is cooled in the process. In the exemplary embodiment according to FIG. 2, a pressure connection to the drive chamber 18 is only provided via a branch line 20.
In order to enable the performance of the compressor 1 to be regulated by the reduced pressure downstream of the expansion valve 4, a control valve 22 is provided downstream of the latter, through which the pressure of the refrigerant can be reduced further before it is drawn in by the compressor 1. Fig. 1 shows the position of the swash plate 11 after the pressure 6 of CO2 e.g. has been reduced from 40 to 20 bar.
In addition to reducing the power of the compressor 1 by setting a minimum stroke of its pistons 7, there is also a power reduction due to the lower density of the refrigerant sucked in by the compressor 1, which results as a result of the pressure reduction by the control valve 22.
The pressure-enthalpy diagram of FIG. 3 illustrates the cycle in the direction of the arrow 23 when the pressure is reduced along the line 24 compared to the curve indicated by the broken line 25 when the control valve 22 is fully open.
In order to avoid the disadvantageous switching on and off of the compressor for regulating or switching off the cooling capacity, it is provided in a further embodiment of the invention to mechanically switch off the function of the valves 27 of the compressor 1 assigned to the piston-cylinder spaces. As a result of this deactivation of the valves 27, the delivery capacity of the compressor drops to zero, so that the magnetic coupling 40 shown for the exemplary embodiment according to FIG. 2 becomes superfluous.
An exemplary embodiment for the mechanical actuation of the valves 27 designed as a leaf valve is shown in FIGS. 4 to 6. For the joint actuation of the valves 27, three rings 28, 29, 30 arranged one above the other and extending in the circumferential direction of the compressor 1 are provided, which are bent out in a wave shape at least in the region of the valves 27. The inner ring is a spring ring 28, the middle one an adjusting ring 29 and the outer one a control ring 30 which, due to its shape, controls the axial movement of the adjusting ring 29, which acts on the respective valve 27 via a small tappet 31. The control movement of the control ring 30 results from its displacement in the circumferential direction by means of an actuator 32 which, for example, acts pneumatically.
The embodiment of the actuator according to FIG. 4 has a diaphragm box 33, the actuating membrane of which causes an actuating rod 34 to move back and forth, which engages in the outer control ring 30.
Fig. 5 shows the starting position of the rings 28-30, in which the leaf valve 27 performs its intended function during normal operation of the compressor 1. Fig. 6 shows the end position in which the leaf valve 27 is held inward by the plunger 31 and consequently cannot be moved into the closed position by the compression movement of the piston 7. Wave crests of the control ring 30 lie against wave crests of the adjusting ring 29, and wave crests of the adjusting ring 29 press the wave crests of the spring ring 28 flat against the end face 35 of the compressor 1.
The control valve 22 and thus the performance of the refrigeration system can be controlled by means of an actuator 36, which receives an actuation command, for example, from a temperature sensor 37, which is arranged in the coolant circuit behind the heat exchanger 5. However, there are numerous options for arranging a temperature sensor that determines the control, e.g. also in the passenger compartment of a motor vehicle to be cooled.
For the control of the constant pressure upstream of the control valve 22, a pressure sensor 38 is provided in the coolant circuit between the two valves 4 and 22, the signal of which is led to an actuator 39 provided on the expansion valve 4.