DE102015012995A1

DE102015012995A1 - Turbo-Klima-Anlage mit Nieder- und Hochdruck-Stufe

Info

Publication number: DE102015012995A1
Application number: DE102015012995.3A
Authority: DE
Inventors: Siegfried Sumser; Jan Gärtner; Paul Löffler
Original assignee: Daimler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2015-10-08
Filing date: 2015-10-08
Publication date: 2016-04-14

Abstract

Die erfindungsgemäße Direkt-Turbo-Klima-Anlage (1) für Fahrzeuge, die mit Verbrennungskraftmaschinen, Hybridantrieben, Brennstoffzellen oder rein elektrisch betrieben werden, besteht aus zwei Strömungsverdichter (11, 22), einer Niederdruck- und einer Hochdruckstufe, wobei die Niederdruckstufe elektromotorisch (EM) oder mit einer Turbine (34) angetrieben wird. Der Strömungsverdichter der Hochdruckstufe (22) ist mit einer Kaltluft-Expansionsturbine (33) als Freiläufer (FL) gekoppelt. Vorteilhafterweise wird die Expansionsturbine (33) mit einer variablen Geometrie (32), z. B. mit schwenkbaren Vorleitschaufeln, ausgestattet, die mittels deren Regelung (R) eine breite Ausnutzung der Verdichter-Kennfeldbetriebsflächen für die vielfältigen Klimatisierungsaufgaben erlaubt. Der Joule-Prozess wird mit einer Verdichterzwischenkühlung eines ersten Kühlers (WT1) betrieben und nutzt zusätzlich vor der Expansionsturbine (33) einen zweiten Kühler (WT2). Optional kann diesem zweiten Kühler auch als Kühlmittel die gekühlte Fahrzeuginnenraumluft zugeführt werden, die der aktuellen Belüftungsmenge des Fahrzeuginnenraums entspricht. Als Medium des offenen Kreisprozesses dient in direkter Form die Luft des Fahrzeuginnenraums. Der Kern der Anlage stellt die Realsierung der hochdrehenden Turbo-Rotoren dar, deren Auslegungsdrehzahlen über die benannten Druck-Geschwindigkeitskennzahlen Kπ-ND und Kπ-HD in Abhängigkeit stehen und die Auslegungsdrehzahl nV > Kπ/D2v durch kleine Raddurchmesser mit hoher Schnellläufigkeit einhergehen. Die Flächenquotienten des Radeintrittsquerschnitts D1t zum Radaustrittsquerschnitts D2v der Radial-Verdichterräder in den vorgegebenen Grenzen erlaubt die Realisierung eines günstigen Verhältnisses zwischen hohen Wirkungsgraden der Turbomaschinen zur nutzbaren Kennfeldbreite der Komponenten, bei Kühlluft-Massenströmen mp unterhalb von 120 g/s.

Description

Die Erfindung betrifft eine Turbo-Klima-Anlage gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
Heutige moderne Klima-Anlagen für Kraftwagen bestehen aus einem zur Umgebung geschlossenen Kreislauf, der mit Kältemittel versehen ist, das seit langer Zeit als relevant für die Verstärkung des Treibhauseffektes eingestuft wird (z. B. R134a, Klimarelevanz mindestens 1300). Momentan sind aufgrund der gesetzlichen Bestimmungen Entwicklungen im Gange umweltverträgliche Kältemittel, wie z. B. CO2 (Klimarelevanz 1), für diese Standard-Klima-Anlagen der Serie zu zuführen.
Das Prinzip des geschlossenen Kühl-Kreislaufs wird mit den erlaubten Kältemitteln beibehalten, jedoch wird die Serien-Entwicklung zur vorteilhaften Nutzung des neuen Kältemittels insbesondere eine Anpassung an die optimalen erhöhten Prozessdrücke über den Kompressor durchführen müssen, wodurch die einzelnen Komponenten des gesamten Kreisprozesses mehr oder weniger betroffen sind. Die Zulieferer der zu überarbeitenden Klima-Anlagen gehen von relativ hohen Umstellungskosten für den Wechsel des Kältemitteltyps aus, die nach deren Aussagen mit einem Entwicklungszeitbedarf von mehreren Jahren einhergehen.
Neben den Klima-Anlagen mit geschlossenem Kreislauf sind alternativ relativ einfache und und zum Fahrzeuginnenraum offene Kühl-Kreisläufe auf der Basis der Turbokühlung denkbar, die bisher für die angestrebten Anwendungen bei Fahrzeugen mit Verbrennungsmotoren, Hybrid-Antrieben oder reinen Elektrofahrzeugen kaum eine Rolle spielen. Diese kostengünstige Alternative enthält wünschenswerte Eigenschaften, wie, z. B. sehr schnelles Ansprechen der direkten Kühlfähigkeit der Luft als Kühlmedium und eine einfache Umschaltmöglichkeit auf eine schnell wirksame Heizfunktion, was gerade bei Elektrofahrzeugen von großer Bedeutung ist.
Aus der Akte DE 28 31 129 sind Merkmale einer solchen Turbokühlanlage für Fahrzeuge zu entnehmen, die als Beispiel eine zweistufige Verdichtung aufweist, bei der eine äußere Kraftquelle, die nicht näher spezifiziert ist, den Niederdruck Verdichter antreibt. Das System ist nach dem Stand der Technik mit nur einen Wärmetauscher ausgestattet.
Die Akte US 508 6625 zeigt ebenfalls eine zweistufige Kühlanlage, die Luft als Medium verwendet, jedoch die Fahrzeuginnenraum-Kühlung indirekt über einen Wärmetauscher entsprechend der herkömmlichen Kühlanlagen stromab der Expansionsturbine durchführt.
Im Zusammenhang mit vorteilhaften Antriebsquellen der Turbo-Klima-Anlage bestehen Erfahrungen aus den Entwicklungsaktivitäten der Brennstoffzellen-Luftversorgung die Hinweise geben, dass dieser offene und bekannte Kreislauf der Turbokühlung aufgrund der laufenden sehr positiven Entwicklungen an hochdrehenden elektrischen Maschinen Bedeutung gewinnen wird.
Die Akte DE 10 2011 119 881 A1 gibt einen Einblick über das Konzept dieser Brennstoffzellen-Luftversorgung auf der Basis von Turbomaschinen und den hochdrehenden elektrischen Motoren als deren Antriebsquelle. Der Rotor des hochdrehenden Elektromotors steht in direkter fester Kopplung über die Antriebswelle zu den Rädern der Turbomaschinen wie dem Verdichter und der Turbine ohne irgendwelche aufwendige Getriebe.
Durch die Nutzung der hochdrehenden Elektromotoren gewinnt man für die mobilen Anwendungen die Kernvorteile, wie sehr geringe Bauraumbedarfe bei hohen Gewichtsreduktionen gegenüber den herkömmlichen Anlagen, wobei auch merkliche Geräuschvorteile ermöglichbar werden.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbokühlung der eingangs genannten Art zu schaffen, welche sehr kompakt mit geringem Gewicht und vorteilhaftem akustischen Verhalten sich darstellt und ein sehr schnelles Ansprechverhalten der Kühl- und Heizfunktionen aufweist. Des Weiteren steht im Mittelpunkt, neben der Temperaturbeeinflussung, auch die Luftqualität zumindest mit einstellbarer Luftfeuchte zu bewirken.
Ein wichtiges Merkmal der Erfindung betrifft die Aufteilung des Wärmetauschers in zwei Wärmetauscher, wodurch sich Vorteile durch einen reduzierten Antriebsaufwand im thermodynamischen Prozess durch die Zwischenkühlung der Kompression bei gleicher Kühlwirkung ergibt.
Durch den Freiheitsgrad der Anpassung der getrennten Turbomaschinen als Nieder- und Hochdruckstufe ergeben sich Vorteile in der optimalen Auslegung hinsichtlich der Wirkungsgrade der Einzelkomponenten, wobei der Schnell-Läufigkeit der beiden Verdichter zur Erreichung hoher Wirkungsgrade über die Radkanalgestaltung große Bedeutung zukommt, was auch bei der Geometriefestlegung der Expansionsturbine hoher Schnellläufigkeit positiv zur Wirkung kommt.
Diese Aufgabe wird durch die Turbo-Klima-Anlage mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nichttrivialen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Entsprechend dem thermodynamischen zur Fahrzeugkabine offenen Kreisprozess der Turbo-Klima-Anlage saugt der hochdrehende Verdichter im reinen Umluft-Betrieb die zu kühlende Luft mit einem bestimmten Feuchtegrad aus dem Fahrzeuginnenraum an und befördert das Gasgemisch auf ein erstes erhöhtes Druckniveau, das dadurch auch eine Temperatursteigerung gegenüber dem Fahrzeuginnenraum erfährt. Das Luftgemisch durchströmt dann eine erste Kühlvorrichtung ohne dass das Druckniveau bis auf den entstehenden Druckverlust wesentlich absinkt. Mit der erniedrigten Temperatur am Eintritt des zweiten Strömungsverdichters erfolgt nun der zweite Teil der Kompression. Stromab des Verdichters der Hochdruckstufe, der mit einer Expansionsturbine rotorseitig als Freiläufer fest gekoppelt ist, folgt der zweite Wärmetauscher. Die Abkühlung der Luft, die von der Umgebungstemperatur maßgebend bestimmt wird, sorgt für den Eintrittszustand der Expansionsturbine.
Durch die nachfolgende Expansion in der Turbine von nahezu dem Gesamteintrittsdruckverhältnis als Multiplikation der einzelnen Verdichterdruckverhältnisse der beiden Verdichterstufen auf den Umgebungsdruck, erhält man die gewünschte, abgesenkte Temperatur der in den Fahrzeuginnenraum wieder einströmenden feuchten Luftmenge, die sich mit der Luft des Fahrzeuginnenraums vermischt. Da durch die Temperaturabnahme in der Turbine der Feuchtegrad nur bis zur Sättigung von 100% anwachsen kann, wird ab der Feuchte-Sättigung die weitere Absenkung der Turbinenaustrittstemperatur des Gas-Wasser-Gemisches dann zur Ausscheidung von Wassertropfen führen, wodurch auch die Möglichkeit entsteht, den Gesamtfeuchtegrad der Luftmenge im Fahrzeuginnenraum zu beeinflussen.
Der Energieaufwand für die Gesamt-Kompression der feuchten Luft reduziert sich durch den Rückgewinn der Turbinenexpansion und zwar hier in der autarken Freiläufer-Stufe, wodurch die notwendige Energiezuführung, z. B zu einem elektrischen Antrieb eines hochdrehenden Elektromotors, alleine durch den Verdichter der Niederdruck-Stufe bestimmt wird.
Um geringe Strömungsgeräusch-Entwicklungen und geringe Strömungsgeschwindigkeiten zu verursachen, werden die Ansaugbereiche des Verdichters aus dem Fahrzeuginnenraum, wie auch die Austrittsbereiche der Turbine in den Fahrzeuginnenraum einer hohen Strömungsflächen-Dimensionierung unterworfen. Zusätzlich werden akustische Maßnahmen zur Dämpfung der Geräuschentwicklung in den Aus- und Einströmbereichen des Fahrzeuginnenraums getroffen.
Um eine möglichst effiziente Nutzung der eingebrachten elektrischer Energie für die Klimatisierung zu erzielen, was in direkter Verbindung mit der Anpassung des Luftdurchsatzes der Klima-Anlage mit dem notwendigen Expansionsdruckverhältnis steht, bedeutet die erzielbare Schnell-Läufigkeit der Turbomaschinen, insbesondere der beiden Verdichter, eine große Rolle für die erzielbaren hohen Komponenten-Wirkungsgrade.
Die Auslegungskennzahl K_π-ND, die mit dem Auslegungsdruckverhältnis des Verdichters der Niederdruckstufe eine Gefällgeschwindigkeit repräsentiert, kennzeichnet zusammen mit dem Auslegungsmassenstrom im Wesentlichen den Auslegungspunkt der Turbokühl-Anlage hier als spezifische Kennzahl in folgender Formulierung:
Für die mobile Anwendung einer Pkw-Direktklima-Anlage sollte erfindungsgemäß der Kennwert der zweistufigen Turbokühl-Anlage K_π-ND zumindest 3200 m/min betragen, um die Klimatisierung in einem breiten Anwendungsbereich optimal zu bewerkstelligen. Der Zusammenhang zum optimalen Drehzahlbereich des Niederdruck-Verdichters gibt die Ungleichung n_V-ND > K_π-ND/D_2V-ND in (1/min).
Die Festlegung der optimalen Eintrittsfläche des Radialverdichters der Niederdruckstufe mit dem durchsatzbestimmenden Radeintrittsdurchmesser D_1t-ND und damit die Schluckfähigkeit des Verdichters zum spezifisch-leistungsbestimmenden Austrittsdurchmesser D_2v-ND führt in dem Bereich 0.36 > (D_1t-ND/D_2v-ND)² > 0.72, in dem erfindungsgemäß die Gestaltung von optimalen Radkanalflächen bei der vorteilhaften schnellläufigen Turbomaschine ermöglicht wird. Die Dimensionierung der Eintrittsdurchmessers wird durch den Anwendungsbereich der Fahrzeugklima-Anlagen mit dem Auslegungsdurchsatz von mp < 120 g/s bestimmt.
Die Verbindung der Niederdruck-Stufe zur aerodynamisch gekoppelten Hochdruck-Stufe und dem sich dabei einstellenden Druckverhältnis des Verdichters der Hochdruck-Stufe, lässt sich aus der Beziehung π_V-ND ≈ (C/(π_V-HD ^ex × (C – π_V-HD ^ex + 1)))^(1/ex) ableiten. Die Komponenten-Wirkungsgrade der Expansionsturbine und des Verdichters der Hochdruck-Stufe mit den entsprechenden Gaseintrittstemperaturen, werden in der Auslegungskonstanten C = η_TU × η_V-HD × T₃/T_1V-HD zusammengefasst.
Die Auslegungskennzahl des Verdichters der Hochdruck-Stufe liegt in ihrem Wert im Allgemeinen mit K_π-HD < K_π-ND unterhalb der Auslegungskennzahl des Verdichters der Niederdruck-Stufe, wobei die Auslegungsdrehzahl des Verdichters der Hochdruck-Stufe den Bereich n_V-HD,D > K_π-HD/D_2v-HD ein nimmt. Da der Verdichter der Hochdruck-Stufe durch den Vordruck des Verdichters der Niederdruck-Stufe eine gewichtige Verringerung des Volumenstromes verspürt, ergibt sich bei dem durchsatzbestimmenden Flächenquotient des Verdichters der Hochdruckstufe ein Bereich 0.43 < (D_1t-HD/D_2v-HD)² < 0.72, der zumindest vom unteren Grenzwert gegenüber dem Niederdruckverdichter prinzipiell eine Anhebung mit sich bringt, wobei der Radaustrittsdurchmesser D_2v-HD bei den meisten Auslegungen kleinere Werte gegenüber dem Niederdruckverdichter zeigt. Bei den sehr kleinen Turbomaschinen für die Anwendungsfälle einer Turbokühlung mit Raddurchmessern von 50 mm oder sogar merklich unterhalb 40 mm und den Auslegungsdurchsätzen von 100 g/s oder sogar unterhalb 50 g/s werden auch in den eingeschränkten Grenzbereichen der beiden Verdichterstufen 0.49 < (D_1t-ND/D_2v-ND)² < 0.60 und 0.49 < (D_1t-HD/D_2v-HD)² < 0.64 sehr wirkungsgradgünstige Strömungskanäle bei hoher Schnellläufigkeit der Rotoren auffindbar sein.
Das Druckverhältnis der Expansionsturbine geht nährungsweise aus der Multiplikation der Verdichterdruckverhältnisse der beiden Stufen: π_Tu ≈ π_V-ND × π_V-HD hervor, das für die Expansionsturbine günstige Voraussetzungen zur Temperaturerniedrigung für die Kühlzwecke bietet. Der Kern der Wirkungsgradoptimierung der Expansionsturbine stellt wie bei den Verdichtern auch die Realisierung des hochdrehenden Turbinen-Rotors dar, der es erlaubt den Eintrittsdurchmesser der Turbine der gewünschten Schnell-Läufigkeit für eine optimale Kanalgestaltung anzupassen. Durch die Absenkung der Turbomaschinen-Durchmesser erhält man günstige Radschaufel-Kanäle für die gewünschten niederen Gasgemisch-Durchsätze, die hohe Komponenten-Wirkungsgraden bewirken. Gerade auch hohe Wirkungsgrade der Expansionsturbine sind für die Gastemperaturen-Erniedrigung zur energieeffizienten Fahrzeuginnenraum-Kühlung eine Notwendigkeit.
Um gegenüber den Festgeometrie-Expansionsturbinen, die im Wesentlichen über die Drehzahlspreizung der Rotoren jeweils eine Betriebslinie in den beiden Verdichterkennfeldern abbilden, eine Ausweitung auf eine Betriebsfläche zu bewerkstelligen, werden die Entwicklungen hin zu variablen Turbinen verlaufen, die in der Lage sind innerhalb der Turbine durchsatzbestimmende Strömungsquerschnitte zu variieren und dem Kühlluftbedarf des Fahrzeuginnenraums anzupassen, bzw. über die Leistungsregelung die Drehzahlen und damit das geeignete Expansionsdruckverhältnis dem eingestellten Luftdurchsatz zuzuordnen.
Um Fahrzeuge, insbesondere Personenkraftwagen mit Klima-Anlagen zweistufige Turbomaschinen, die das erfindungsgemäße Hauptmerkmal der hochdrehenden Rotoren beinhalten, auszustatten, wird man sich entsprechend der Anforderungen in den beiden Stufen Auslegungs-Drehzahlbereiche zwischen 80000- bis 130000 1/min und ggf. auch darüber bewegen, was aus dem bekannten Stand der Technik an Turbokühlanlagen zweistufiger Turbomaschinen bisher nicht vorstellbar war.
Damit durch die Kühl-Luft keine Verschmutzungen über Schmiermittel der Lagerungen der elektrischen Maschinen mit den Turbomaschinen in den zu klimatisierenden Fahrzeuginnenraum gelangen, sind deren Lagerungen des Niederdruck- wie auch des Hochdruck-Rotors als Luftlagerungen zu gestalten.
Als Alternative ist eine vollständige Entkopplung über eine Zwischenschaltung der Umgebungsatmosphäre an den herkömmlichen, geschmierten oder gefetteten Lagerungen zu dem Kühlluftstrom denkbar, wodurch die Verschmutzungen aus dem Kühlluftstrom mit der konventionellen Entkopplungstechnik ferngehalten werden.
Eine zentrale Bedeutung für die Funktion der Turbo-Kühl-Anlage kommt den stationären Kühlern stromab der Verdichter zu, die im Allgemeinen aus einem Luft-Luft- oder Luft-Wasser-Kühler bestehen.
Erfindungsgemäß wird die zweistufige Turbokühl-Anlage mittels zweier getrennter Kühler ausgestattet, wobei der erste Wärmetauscher eine Zwischenkühlung für die erste Teilkompression zur Begünstigung des thermodynamischen Prozesses, bzw. der nachfolgenden zweiten Teilkompression darstellt. Der zweite Wärmetauscher befindet sich vor der Expansionsturbine.
Als Besonderheit kann dieser zweite Wärmetauscher die Kühlung mit einem Kühlluftstrom, der dem Belüftungsstrom des Fahrzeuginnenraums entspricht, über die Nutzung der gekühlten Fahrzeuginnenraumluft durchführen. Somit besteht prinzipiell in bestimmten Betriebsphasen die Möglichkeit die Turbinen-Eintrittstemperatur sogar unterhalb der Umgebungstemperatur einzustellen. Die durch den notwendige Belüftungsmassenstrom verdrängte schon gekühlte Luft der Fahrzeugkabine findet somit eine positive Nutzung zur Vorkühlung der Prozessluft vor der stattfindenden Expansion.
Weiterentwicklungen in Richtung einer Wassereinspritzung stromab des Verdichter-Rades ergeben zudem eine Steigerung der Kühlfähigkeit oder können sogar alternativ ohne die genannten Kühler platzsparend durch reine Wasserverdampfung zur Wirkung gebracht werden. Die Wassereinspritzung nach dem Verdichter-Rad, ggf. in den Verdichter-Diffusor, wo eine sehr hohe Strömungsturbulenz die Wasserverdampfung begünstigt, erfordert dann spätestens nach dem Turbinenaustritt eine Entwässerungsvorrichtung, um die Wunschfeuchten von 40- bis 60% im Fahrzeuginnenraum bei der Zumischung der gesättigten Luft in den wärmeren Innenraum zu garantieren.
Durch die Nutzung der Zentrifugalwirkung der Turbinenaustrittsströmung, bei einem Zusammenspiel mit den Eigenschaften von Kapillarkräften, ist die einfache Lösung eines porösen Turbinenrad-Außenkontur-Ringes sinnvoll, wodurch der Abtransport der Wassertropfen mit zusätzlicher Hilfe von Gasdruckdifferenzen aus der Kühlluft ermöglichbar wird.
Zur Funktionserweiterung der Turbo-Klima-Anlage sind auch außerhalb des Fahrzeuginnenraumes Zu- und Ableitungen vor dem Verdichter und nach der Expansionsturbine vorgesehen. Gerade bei Fahrzeuginnenräumen mit sehr hohen Innentemperaturen wird man durch Öffnung der äußeren Ansaugverrohrung, die mit Filtern versehen ist, die kühlere Außenluft dem Kühlprozess zuführen und die heiße Innenluft der Fahrzeugkabine durch die zusätzliche oder vollständig von außen verwendete Kühl-Luft quasi ausspülen. Die Zeiträume für eine vollständige Umwälzung der feuchten Luft im Fahrzeuginnenraum wird durch die Massenstrom-Leistungsfestlegung der Klima-Anlage bestimmt und wird sich üblicherweise in einem Zeitfenster von einer Minute bis an die 5 Minuten befinden.
Die Regelung der Turbokühl-Anlage, die auch eine unmittelbare Heizfunktion enthält, hat die Aufgabe die zugeführte Antriebsleistung in der Niederdruckstufe entsprechend der Sollwert-Vorgaben in möglichst kurzen Zeiträumen ein zu regeln.
Eine große Bedeutung kommt hier der Regelung der Varioturbine zu, die es ermöglicht das zeitlich optimale und zentrale Betriebspunktpaar-Kühlluftdurchsatz/Kühllufteintrittstemperatur in den Fahrzeuginnenraum- aus den breiten Kennfeldbereichen der Turbomaschinen und Kühler, die für die Regeleinrichtung im Allgemeinen elektronisch hinterlegt sind, praktisch unmittelbar anzuwählen und zu verwirklichen.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
Die Zeichnung zeigt in:
1 eine schematische Darstellung des offenen Turbo-Kühl-Prozesses einer einstufigen (gestrichelter Linienzug) und einer zweistufigen Kompression mit Zwischenkühlung anhand eines Temperatur-Entropie-Diagramms;
2 Prinzip-Darstellung eines Radialverdichterrades mit den Hauptdurchmessern Eintritt-Aussen D_V,1t und Austrittsdurchmesser D_V,2;
3 eine schematische Prinzip-Darstellung der Turbo-Kühl-Anlage mit elektromotorischen Antrieb der Niederdruckstufe. Die feuchte zu kühlende Luft wird aus dem Fahrzeuginnenraum ansaugt und strömt gekühlt in den Fahrzeugraum wieder zurück, wobei zwei getrennte Wärmetauscher zur Kühlung vor der Expansionsturbine Verwendung finden;
4 eine schematische Prinzip-Darstellung der Turbo-Kühl-Anlage mit einem Turbinen-Antrieb der Niederdruckstufe. Die feuchte zu kühlende Luft wird aus dem Fahrzeuginnenraum ansaugt und strömt gekühlt in den Fahrzeugraum wieder zurück, wobei zwei getrennte Wärmetauscher zur Kühlung vor der Expansionsturbine Verwendung finden;
5 eine schematische Prinzip-Darstellung der Turbo-Kühl-Anlage mit elektromotorischen Antrieb der Niederdruckstufe. Die feuchte zu kühlende Luft wird aus dem Fahrzeuginnenraum ansaugt und strömt gekühlt in den Fahrzeugraum wieder zurück, wobei zwei getrennte Wärmetauscher zur Kühlung vor der Expansionsturbine mit variabler Turbinengeometrie Verwendung finden;
6 eine schematische Darstellung der wesentlichen Betriebspunkte Totaltemperatur und Totaldruck (Tt, Pt) in den Bilanzebenen vom Eintritt des Niederdruckverdichters (1N) bis zum Austritt der Expansionsturbine 4, bzw. Fahrzeuginnenraum F;
7 eine schematische Darstellung des Verdichterkennfeldes der Niederdruckstufe mit der Zuordnung des Verdichterkennfeldes der Hochdruckstufe, die beide die Grenzbetriebslinien und die Optimal-Betriebslinie der Wirkung des engsten Strömungsquerschnittes der variablen Expansionsturbine beinhalten;
8 Kennfeld der Turbokühl-Anlage, dessen Abszisse den zu kühlenden Luftmassenstrom mp (kg/s) und dessen Ordinate das Gesamtdruckverhältnis π_V (–) der beiden Verdichterstufen mittels der Leistungsisolinien AL des Antriebs der Niederdruckstufe zeigt;
9 Kennfeld der Turbokühl-Anlage, dessen Abszisse den zu kühlenden Luftmassenstrom mp (kg/s) und dessen Ordinate die Austrittstemperatur T4 (°) der Expansionsturbine mittels der Leistungsisolinien des Antriebs der Niederdruckstufe zeigt;
10 Kennfeld der Turbokühl-Anlage, dessen Abszisse den zu kühlenden Luftmassenstrom mp (kg/s) und dessen Ordinate den Quotient Qπ der Teildruckverhältnisse π_V-ND/π_V-HD (–) der beiden Verdichterstufen mittels der Leistungsisolinien AL des Antriebs der Niederdruckstufe zeigt;
11 Kennfeld der Turbokühl-Anlage, dessen Abszisse den zu kühlenden Luftmassenstrom mp (kg(s) und dessen Ordinate den Quotient QL der Absolut-Leistungen L_V-ND/L_V-HD (–) der beiden Verdichterstufen mittels der Leistungsisolinien AL des Antriebs der Niederdruckstufe zeigt;
12 Kennlinien zur Auslegung der Turbokühl-Anlage, dessen Abszisse das Gesamtdruckverhältnis π_V (–) der beiden Verdichterstufen und dessen Ordinate die Druck-Geschwindigkeits-Kennzahlen Kπ (m/min) der beiden Verdichterstufen – ND und HD – zeigt.
In den Figuren sind gleiche oder funktionsgleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die 1 zeigt ein Temperatur-Entropie-Diagramm mit der Abszisse s, der Entropie und der Ordinate Tt, der Total-Temperatur. Der offene Kreisprozess (gestrichelter Linienzug) mit einstufigen Turbomaschinen wird durch die Isobare 1–4 des Fahrzeuginnenraumdrucks P1, P4, der Isobare des Drucks P2 (Temperatur T2) nach der einstufigen Verdichtung und der Isobaren p3, dem Druck P3 nach der Kühleinrichtung WT vor der Expansionsturbine 33 bestimmt. Die Kompressionslinie 1–2 des einstufigen Verdichters liegt zwischen den Temperaturen T1 und T2. Der Kühlprozess findet entlang der Linie 2–3 zwischen den Temperaturen T2 und T3 statt, wobei die Wärmeabfuhr aus dem Gasgemisch mittels dem Wärmetauscher WT entlang der Linie 2–3 stattfindet. Die Expansion der Kaltluftturbine 33 wird durch die Linie 3–4 charakterisiert und endet bei der Temperatur T4 der gekühlten feuchten Luft mit dem sich ergebenden temperaturabhängigen Feuchtegrad. Die spezifische Kälteleistung steht in Proportionalität zur Temperaturdifferenz (T1F – T4).
Der durchgezogene Linienzug 1F-2N-1H-2H-3-4 repräsentiert den Joule-Prozess mit Zwischenkühlung einer zweistufigen Luftverdichtung. Die Wärmeabfuhr Q-1st nach der ersten Kompression über den Wärmetauscher WT1 erfolgt längs der Linie 2N-1H, wodurch für den Prozess-Energie-Aufwand vorteilhaft die erniedrigte Eintrittstemperatur T1H des Verdichters 22 der Hochdruck-Stufe bewerkstelligt wird. Die Kompression des Verdichters 22 der Hochdruck-Stufe wird entlang der Linie 1H-2H und die Wärmeabfuhr Q-2st über den zweiten Wärmetauscher WT2 entlang der Linie 2H-3 durchgeführt. Die im Wirkungsgrad begünstigte Freiläufer-Expansionsturbine 33 hoher Schnellläufigkeit entzieht der feuchten Luft spezifische Arbeit, was die gewünschte Temperaturabsenkung von T3 auf T4, der in den Fahrzeuginnenraum strömenden Luft, bewirkt. Anhand der von den Linienzügen (gestrichelt/durchgezogen) umschlossenen sichtbaren Flächen der beiden Kreisprozesse wird der merklich geringere Aufwand des Kreisprozesses mit Zwischenkühlung, bzw. die Aufteilung des Kühlprozesses auf die zwei erfindungsgemäß platzierten Wärmetauscher WT1 und WT2, deutlich aufgezeigt.
Um eine vorteilhafte wirkungsgradbegünstigende Kanalgestaltung der Turbomaschinen, insbesondere der beiden Radialverdichter zu realisieren, ist die im Anspruch 1 im Mittelpunkt stehende Schnellläufigkeit an den Flächenquotienten (D_V,1t/D_V,2)² des Radeintritts- D_V,1t zu dem Radaustrittsdurchmesser D_V,2 gebunden, die in der 2 in der Meridian-Darstellung der Radbeschauflung mit Nabenkörper kenntlich gemacht werden. Die Auslegungsaufgabe besteht in der Auffindung eines Kompromisses hinsichtlich eines hohen Wirkungsgradniveaus und einer ausreichenden Kennfeldbreite der beiden Verdichter der zweistufigen Turbokühl-Anlage. Während sich eine große Kennfeldbreite der Verdichter bei eingeschränkter Verdichterwirkungsgradhöhe eher in Richtung des oberen Quotienten (D_V,1t/D_V,2)² => 0.72 – orientiert, werden hohe Verdichterwirkungsgrade mit geringeren Kennfeldbreiten eher mit Quotienten, die in Richtung (D_V,1t/D_V,2)² => 0.36 laufen, erzielbar. Bei günstiger Schnellläufigkeit sind Kompromisse von Quotienten in Bereichen von (D_V,1t/D_V,2)² ≈ 0.5 bis 0.6- für den Einsatz von variablen Expansionsturbinen zur Darstellung breiter Betriebsbereiche in den Turbomaschinen-Kennfeldern ein sinnvoller Einstieg in die Optimierung der Turbomaschinen. Für einfachere Turbokühl-Anlagen, die mit Festgeometrie-Expansionsturbinen ausgestattet werden und die praktisch mit einer Betriebslinie vorlieb nehmen, wird die Optimale im Auslegungsbereich bei Quotienten (D_V,1t/D_V,2)² ≈ 0.5 bis 0.4- zu suchen sein.
Eine schematische Darstellung der Turbo-Kühl-Anlage 1 geht aus der 3 hervor. Aus dem Fahrzeuginnenraum F wird eine feuchte Luftmenge (–m_p × dt) mit der Temperatur T1N und dem Druck P1 durch den Turboverdichter 11 der Niederdruckstufe angesaugt. Die Ansauggeräusche werden dabei durch die akustische Einrichtungen SI stark gedämpft. Des Weiteren besteht die Option einer Umgebungsluft-Ansaugung (+m_pu × dt) in dem das Sauggebläse G bei geöffneter Klappe UK die Fahrzeuginnenraumluft absaugt, um damit ggf. eine schnellere Kühlwirkung im Fahrzeuginnenraum F zu erzeugen, wenn die Umgebungstemperatur zur Fahrzeugkabine hin (Tum < TF) eine abgesenkte Temperatur aufweist.
Am Austritt des Verdichters 11 erhalten wir die Temperatur T2N, die maßgebend mit der über den Elektromotor 55 eingestellten Drehzahl, bzw. mit der Energie des eingebrachten elektrischen Stroms über die Leitung 56 einher geht. Die Lagerung des Elektromotors 55, zumindest zur Verdichter-Seite hin, wird aufgrund der Reinheitsforderungen an die Kühl-Luft vorteilhafterweise eine luftgeschmierte Lagerung sein.
Die in der ersten Stufe komprimierte feuchte Luft durchströmt dann den ersten Kühler WT1. Stromauf des Kühlers WT1 befindet sich für die Heizfunktion eine Abzweigung der Bypassierungsleitung 23, dessen Heizfunktion über die Heizklappe HK aktivierbar ist und dadurch die warme Luft direkt in den Fahrzeuginnenraum einströmen kann. Nach dem Kühler WT1 strömt die auf die Temperatur T1H abgekühlte Luft in den zweiten Verdichter 22, der Bestandteil des Freiläufers FL, FLH zusammen mit der Expansionsturbine 33 ist. Das Gesamtdruckverhältnis π_v der Turboklima-Anlage ist mit der Temperatur T2H nach dem zweiten Verdichter 22 erreicht. Mittels dem zweiten Wärmetauscher WT2 findet der zweite Abkühlvorgang auf den Temperaturzustand T3 vor der Expansionsturbine 33 statt. Die Abkühlung der feuchten Luft erfolgt nun durch den Energie-Entzug mittels der Turbine auf die Kühltemperatur T4. Die in den Fahrzeuginnenraum F einströmende feuchte Luft (+dm_p × dt) mit der Temperatur T4 führt über die Zumischung zu der zu kühlenden Luftmenge m_Luft der Temperatur TF im Fahrzeuginnenraum F zu der gewünschten Absenkung der Fahrzeuginnenraum-Temperatur in kurzen Zeiträumen.
Durch die Sollwertvorgaben werden über die Eingangsgrößen 67 der Regelung 66 die Signalausgaben 68 durchgeführt, die die Aktuatoren der betreffenden Komponenten (EM, G, HK, UK, WA) zumindest für die gewünschte Lufttemperatur T_1,soll und die relative Luftfeuchte φ im Fahrzeuginnenraum unmittelbar in Gang setzt.
In der Belüftungsphase entscheidet die Regelung, ob der Belüftungsmassenstrom m_pu oder ein Anteil davon, über die Aktivierung des Sauggebläses G und das Schließen der Klappe UK dem zweiten Wärmetauscher WT2 mittels der Verrohrung 24 für den Kühlprozess, ggf. unter die Umgebungstemperatur T_um, zugeführt wird.
Die Regelung der Klappe HK als Bestandteil der erwähnten Bypassleitung 23 der Kühler WT1 und WT2 bietet eine schnelle Aktivierungsmöglichkeit der Heizfunktion mit der dann fast nahezu unmittelbar vorliegenden erhöhten Luft-Temperatur T2N. Im Winter kommt der Heizfunktion auch für die Enteisung der Fenster zur Erhöhung der Sicherheit eine große Bedeutung zu.
Die 4 zeigt die Turbo-Kühl-Anlage 1 mit einer hochdrehenden Antriebsturbine 34 des Verdichters der Niederdruckstufe, bzw. jetzt im Verband eines Freiläufers FLN, der somit als aerodynamisch gekoppelte Niederdruckstufe fungiert. Die Gaszuführung 35 zur Antriebsturbine 34 und Gasabströmleitung 36 können in vielfältiger Form innerhalb von Drucksystemen integriert sein. So ist denkbar, dass die Gaszuführung, von z. B. Luft oder Abgas, aus Druckspeichern erfolgt oder, dass der Freiläufer FLN turbinenseitig in das Aufladesystem von Verbrennungsmotoren eingebunden ist und die Antriebsenergie über das Abgas des Verbrennungsmotors bezieht.
Das für das Verhalten einer Turbokühl-Anlage 1 sehr wirksame Element einer Turbinenvariabilität 32 wird auf der 5 prinzipiell anhand einer verstellbaren und regelbaren Leitbeschaufelung skizziert, mit deren Einstellung des engsten Leitgitterquerschnitts eine Vielzahl von Kombinationen an Kühlluftströmen mp mit der von der Leistungseinbringung abhängigen Austrittstemperaturen T4 ermöglicht wird. Mit dieser Kombinationsvielfalt über die Turbinenseite ergeben sich zusammen mit dem regelbaren Belüftungs- und Kühlstrom –m_pu für den zweiten Wärmetauscher WT2 sehr günstige Ausgangsbedingungen den Kühlaufwand über das Antriebsaggregat (34, EM, 55) auf geringe, zeitlich veränderbare Werte zu optimieren, was durch die Entwicklung von Algorithmen, die die Regelung R dazu befähigt, erreichbar wird.
Ein Momentanbild des Joule-Prozesses mit zweistufige Verdichtung und mit zwei Wärmetauscher WT1 und WT2 über der Abszisse POS aufgetragen, die die Positionen der Bilanzebenen anzeigt, in denen auf der Ordinate die Total-Temperatur Tt (Linienzug durchgezogen) und der Total-Druck (gestrichelt) aufgetragen wird, geht aus der 6 hervor. In der Ebene 1N vor dem Niederdruckverdichter 11 herrscht die Lufttemperatur T1N und der Druck P1N des Fahrzeuginnenraums F, die über die erste Verdichtung auf die Temperatur T2N und den Druck P2N angehoben wird. Danach wird aufgrund des Wärmeentzugs aus dem Luftstrom mp die Temperatur auf den Wert T1H, bei nur geringem Druckabfall P1H am Eintritt des zweiten Verdichters 22 erreicht. Die zweite Kompression führt auf die Temperatur T2H bei dem maximalen Totaldruck der Turboklima-Anlage P2H. Der Wärmetauscher WT2 senkt die Temperatur bei geringem Druckverlust auf die Werte T3 und P3 vor der Expansionsturbine noch über der Umgebungstemperatur Tum ab. In der Expansionsturbine 33 wird nahezu das gesamte Druckverhältnis der beiden Verdichter vom Eintrittsdruckniveau P3 auf den Druck P4 der Austrittsebene 4 expandiert, der ca. dem Druck P1N und P1F entspricht. Die Essenz des Joule-Prozess stellt die durch den Turbinenprozess reduzierte Totaltemperatur T4 auf den deutlich erniedrigten Zustand gegenüber der Umgebungstemperatur Tum, bzw. T1F dar. Würde man das Momentanbild der 6 nach einem Zeitraum von etwa 5 Minuten nochmals aufzeichnen, so wäre die Ansaugtemperatur T1N, T1F aus dem Fahrzeuginnenraum deutlich unterhalb der Umgebungstemperatur Tum, weshalb die Antriebsleistung AL und damit das Gesamtdruckverhältnis πv der Kühl-Anlage stark zurückgenommen werden kann und die Klimatisierung des Fahrzeuginnenraums mit einem moderaten Gesamtdruckverhältnis π_V, bzw. einer erhöhten Expansionsaustrittstemperatur T4 und ggf. erhöhtem Massenstrom mp bei weit geöffnetem Turbinenleitgitter seine Fortsetzug finden.
Das Verhalten der Turboklima-Anlage wird entsprechend der 7 maßgebend durch das Komponenten-Verhalten der beiden Verdichterstufen der Niederdruck-Hochdruck-Stufen bestimmt. Die Verdichterkennfeld-Auftragung in Diagrammform besteht üblicherweise aus den Drehzahl- und Wirkungsgrad-Isolinien mit der Abszisse mred und der Ordinate π_V. Die in Anspruch 1, 2 und 3 vorliegenden Zuordnungen der Schnellläufigkeit durch den Flächenquotient (D_V,1t/D_V,2)² und der Vorgabe des Massenstrom-Durchsatzbereichs mp spiegelt sich in den Kennfeldern des Niederdruck-Verdichters ND-V und Hochdruck-Verdichters HD-V markant in der unterschiedlichen Schluckfähigkeit, bzw. dem Eintrittsvolumenstrom der beiden Verdichter wieder. Da der Verdichter der Hochdruckstufe den durch den Verdichter der Niederdruckstufe erhöhten Eingangsdruck P1H verspürt, wird die optimale Auslegung des Eintrittsdurchmessers des Hochdruck-Verdichters D_V-HD,1t eine deutlicher Verkleinerung zu dem Eintrittsdurchmesser des Niederdruck-Verdichters D_V-ND,1t ergeben, was der Vergleich der beiden Prinzip-Kennfelder offensichtlich macht. Die in die Diagramme eingezeichneten Betriebslinien werden weitgehend durch die Verdichterdrehzahl nv und den engsten Querschnitt der Expansionsturbine festgelegt. Im Fall des Einsatzes einer Varioturbine ergibt sich somit eine Aufspreizung in eine Betriebsfläche in den Verdicherkennfeldern, die durch Betriebslinien VTG-min und VTG-max und den maximalen Antriebsleistungspunkten begrenzt wird. Die Betrieblinie VTG-opt zum Nennpunkt NP würde man vorteilhafterweise durch das Wirkungsgradoptima der Verdichter führen, die ggf. auch die Betrieblinie einer Festgeometrie-Expansionsturbine für eine Zielauslegungslinie wäre. Die Auslegungsaufgabe besteht in der Erzeugung des Kompromisses von hohen Verdichterwirkungsgraden und der notwendigen Kennfeldbreite zwischen der Pumpgrenze P und der Stopfgrenze St, um eine effiziente und variantenreiche Klimatisierung bei unterschiedlichsten Zuständen im Fahrzeuginnenraum zu ermöglichen.
Das Verhalten der Turboklima-Anlage hinsichtlich dem Gesamtdruckverhältnis π_V der beiden Verdichterstufen mit dem Ergebnis der abhängigen Expansionturbinen-Austrittstemperatur T4 der Ordinaten über dem Luftdurchsatz mp der Abszissen-Auftragung, repräsentieren die Diagramme der Figuren 8 und 9. Als Isolinien sind die konstanten Antriebsleistungen AL von 500- bis 6000 Watt mit gleichen Leistungsstufen in Pfeilrichtung eingetragen. Der Betriebspunkt der Klima-Anlage ist somit weitgehend durch die Antriebsleistung AL, den Luftdurchsatz mp und der Austrittstemperatur T4, bzw. dem Expansionsdruckverhaltnis π_Tu ≈ π_V = π_V-ND × π_V-HD definiert, das in direkter Verbindung mit den Drehzahlen der Rotoren und den Komponentenwirkungsgraden steht. Bei einer Festgeometrie-Expansionsturbine werden diese beiden Kennfelder nur durch eine Betriebslinie mit ansteigender Antriebsleistung AL durchlaufen. Analog zu den Verdichterkennfeldern der 7, wird entsprechend der Verdichterkennfeldbreite von Pump- zur Stopfgrenze eine variable Turbine eine Betriebsfläche in den Diagrammen der Figuren 8 und 9 aufspannen können. Bei konstanter Antriebsleistung sind somit hohe Temperaturabsenkungen auf niedere Temperaturen T4 mit relativ geringen Luftdurchsätzen oder geringe Temperaturabsenkungen auf moderate Temperaturen T4 mit relativ hohen Luftdurchsätzen über die Turbinenvariabilität einstellbar.
Die Diagramme der 10 und 11 mit der Abszisse, die den Luftdurchsatz mp der Klima-Anlage und die Ordinaten die den Quotient Q_π der Teil-Druckverhältnisse π_V-HD/π_V-ND und den Quotient QL der Absolut-Leistungen L-HD/AL des HD-Freiläufers FLH zur Antriebsleistung der Niederdruckstufe darstellt, gibt die Information zum Druckverhältnis- oder Leistungsanteil des HD-Freiläufers zum Druckverhältnis-, bzw. zur Leistung des Niederdruckverdichters entlang der Isoleistungslinie AL = konst.. Wie die Isoleistungslinien der Werte 500 Watt bis 6000 Watt in Pfeilrichtung mit steigendem Durchsatz mp anzeigen, gibt es eine Annäherung mit höheren Antriebsleistungen bei beiden Betrachtungen über den Wert 0,9. Die Druckverhältnisaufteilung mit zunehmender Antriebsleistung stellt sich sogar nahezu gleichgewichtet in der Nähe von 1 dar, während die zugeführte Antriebsleistung AL der inneren Leistung des Freiläufers L-HD auch bei der maximalen Antriebsleistung AL mit den Werten geringfügig über 0.9 und doch noch merklich unterhalb des Gleichgewichtsfalls von 1 zum Liegen kommt.
Das Diagramm der 12 zeigt über der Abszisse, die das Gesamtdruckverhältnis π_V beinhaltet, die Ordinate mit den Druck-Geschwindigkeits-Kennzahlen Kπ für den Verdichter der Niederdruckstufe Kπ-ND und den Verdichter der Hochdruckstufe Kπ-HD, dessen Verlauf im gesamten interesssanten Druckverhältnisbereich unterhalb des ND-Verdichters angesiedelt ist. Das Diagramm 12 gibt den direkten Bezug zum Anspruch 1, in dem die Auslegung des Verdichters der Niederdruckstufe zumindest den Wert Kπ-ND = 3200 m/min, bzw das Gesamtdruckverhältnis π_V ≈ 1.7 der zweistufigen Verdichtung aufweisen soll, um bei der erfindungsgemäßen, zweistufigen Turboklima-Anlage eine effiziente Klimatisierung zu bewirken.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

DE 2831129 [0005]
US 5086625 [0006]
DE 102011119881 A1 [0008]

Claims

Turbo-Klima-Anlage (1) für Fahrzeuge, die mit Verbrennungskraftmaschinen, Hybridantrieben, Brennstoffzellen oder rein elektrisch betrieben werden, ausgestattet mit den Komponenten Strömungsverdichter (11, 22), Wärmetauscher (WT) und Expansionsturbine (33), wobei die Eintrittsverrohrungen des Strömungsverdichters (11) und die Austrittsverrohrungen der Expansionsturbine (33) mit dem Fahrzeuginnenraum (F) mittelbar oder unmittelbar verbunden sind und die zu kühlende Luft im Fahrzeuginnenraum (F) im Wesentlichen direkt das Kältemittel darstellt, dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb (EM, 34) direkt mit dem Laufrad des Verdichters (11) der Niederdruckstufe gekoppelt ist und die Laufräder der Expansionsturbine (33) und dem Verdichter (22) als Freiläufer (FL, FLH) und Hochdruckstufe zur Drehzahlgleichheit montiert sind und dass die Kennzahl des direkt angetriebenen Turboverdichters (11) im Nennpunkt der Klima-Anlage zumindest K_π-ND = 3200 m/min beträgt und die Auslegungsdrehzahl den Bereich n_V-ND,D > K_π-ND/D_2v-ND in Abhängigkeit zum Verdichter-Rad-Durchmesser D_2v-ND einnimmt, wobei der Auslegungs-Schnellläufigkeitsbereich der Turbomaschine durch den Flächenquotient am Radeintritt zum Radaustritt 0.36 > (D_1t-ND/D_2v-ND)² > 0.72 bestimmt wird.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Kennzahl des Turboverdichters (22) des Freiläufers (FL, FLH) K_π-HD < K_π-ND ist und die Auslegungsdrehzahl den Bereich n_V-HD,D > K_π-HD/D_2v-HD in Abhängigkeit zum Verdichter-Rad-Durchmessers D_2v-HD einnimmt, wobei der Auslegungs-Schnellläufigkeitsbereich der Turbomaschine durch den Flächenquotient am Radeintritt zum Radaustritt 0.43 < (D_1t-HD/D_2v-HD)² < 0.72 bestimmt wird.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Auslegungs-Schnellläufigkeitsbereich der beiden Turbomaschinen der Verdichtung insbesondere durch den Flächenquotienten am Radeintritt zum Radaustritt 0.49 < (D_1t-ND/D_2v-ND)² < 0.60 und 0.49 < (D_t1-HD/D_2v-HD)² < 0.64 beträgt und der Auslegungs-Kühlluft-Massenstrom auf mp < 120 g/s festgelegt ist.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Expansionsturbine (33) Verstell-Vorrichtungen besitzen, die variable Strömungsquerschnitte ermöglichen, wie z. B. drehbare Leitgitterschaufeln oder Zungen- oder Axialschieber.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerung des Rotors der Niederdruck-Stufe, wie auch der Rotor der Hochdruck-Stufe durch eine Luftlagerung bewerkstelligt wird.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwei getrennte Wärmetauscher vorliegen, wobei der erste Wärmetauscher (WT1) stromab des Verdichters (11) der Niederdruckstufe (EM, 34, 11) und der zweiter Wärmetauscher (WT2) stromauf der Expansionsturbine (33) und stromab des Verdichters (22) der Hochdruck-Stufe platziert ist.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass dem zweiten Wärmetauscher (WT2), der sich stromauf der Expansionsturbine (33) und stromab des Verdichters (22) der Hochdruck-Stufe befindet, ein Luft-Massenstrom (m_pu) aus dem Fahrzeuginnenraums (F) über die Verrohrung (24) regelbar zuführbar ist.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine Regeleinrichtung (R, 66) vorliegt, die als Eingangsgrößen (67) zumindest die Informationen zu den Temperaturen T1, T4 und der Luftfeuchte aus dem Fahrzeuginnenraum erhält und die Ausgangssignale (68) den Aktuatoren und betreffenden Komponenten (EM, G, HK, UK) über Signalleitungen zugeführt.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Regeleinrichtung (R, 66) den Aktuator einer variablen Turbinen-Vorrichtung (32) und die Drehzahl n_v-ND des Antriebs der Niederdruckstufe (EM, 55, 34) derart beeinflusst, dass bei einer Antriebsleistung AL Sollwert-Paarungen von Luftdurchsatz m_p und Expansionsdruckverhältnis π_Tu, bzw. Turbinen-Austrittstemperatur T4, in einem breiten Betriebsbereich der beiden Verdichter einstellbar werden.
Turbo-Klima-Anlage nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest ein Anteil des Belüftungsstroms m_pu des Fahrzeuginnenraums F, insbesondere bei Luft-Temperaturen des Fahrzeuginnenraums TF, die unterhalb der Umgebungstemperatur liegen (TF < Tum), mittels der Regelung (R) des Gebläses (G) und der Klappe (UK) als Kühlmedium dem Wärmetauscher WT2 zugeführt wird.