DE102016112100B4 - Method for determining the torque of a compressor - Google Patents

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Abstract

Verfahren zur Bestimmung des Drehmoments eines Kompressors (3) eines Kältemittelkreislaufs (1) für eine Kraftfahrzeug-Klimaanlage, bei dema) die Werte der Außentemperatur, der Temperatur der Luft (8) nach einem Verdampfer, der Temperatur des Kältemittels nach dem Kompressor (3), des Drucks des Kältemittels nach dem Kompressor (3), und der Temperatur des Kältemittels nach einem Gaskühler (4) während des Betriebes des Kältemittelkreislaufs (1) erfasst undb) aus den erfassten Werten Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs (1) unter Verwendung der für das Kältemittel spezifischen Abhängigkeiten der spezifischen Enthalpie h=h(T,p) von der Temperatur T und dem Druck p sowie der Temperatur T=T(p,h) von Druck und spezifischer Enthalpie sowie der Sättigungstemperatur TSAT=TSAT(p) vom Druck sowie des Sättigungsdrucks pSAT=pSAT(T) von der Temperatur bestimmt werden, wobei als Zustandspunkte ein Zustandspunkt (2.1) nach einem Inneren Wärmeübertrager (5) auf der Niederdruckseite, ein Zustandspunkt (2.2) nach dem Kompressor (3), ein Zustandspunkt (2.3) nach dem Gaskühler (4), ein Zustandspunkt (2.4) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) auf der Hochdruckseite, ein Zustandspunkt (2.5) nach einem Expansionsventil (6) sowie ein Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) definiert sind und darausc) unter Verwendung des Volumenstroms sowie der Drehzahl des Kompressors (3), die durch die bekannte Motordrehzahl und das bekannte Übersetzungsverhältnis zum Kältemittelkompressor bestimmt wird, das für die Leistung benötigte Drehmoment berechnet wird, wobeii. der Volumenstrom unter Verwendung der Fläche der Öffnung eines Expansionsventils (6) bestimmt wird,ii. der Massenstrom unter Berücksichtigung des Hoch- und des Niederdrucks sowie der Kältemitteldichte bestimmt wird,iii. die Leistung unter Berücksichtigung des Massenstroms sowie mittels der einzelnen Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs (1) bestimmt wird,iv. der Hochdruck allgemein mit dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor (3) angenommen wird und der Niederdruck mittels der Funktion pSAT=pSAT(T) aus der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7), von der ein Offset abgezogen wird, bestimmt wird,v die Temperatur des Zustandspunktes (2.5) nach dem Expansionsventil (6) durch Subtraktion eines Offsets von der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7) ermittelt wird, in der Folge der Druck mittels pSAT=pSAT(T) berechnet wird und danach die spezifische Enthalpie über h=h(T,p) bestimmt wird,vi die Temperatur des Zustandspunktes (2.6) nach dem Verdampfer (7) durch Addition eines Offsets zu der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7), der Druck durch Abziehen eines bestimmten Druckabfalls über den Verdampfer (7) von dem Wert des Drucks im Zustandspunkt (2.5) nach dem Expansionsventil (6) und in der Folge die spezifische Enthalpie über h=h(T,p) bestimmt wird,vii die spezifische Enthalpie des idealen Zustandspunktes (2.1 a) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) mittels h=h(T,p) unter der Annahme, dass der Innere Wärmeübertrager (5) mit 100 % Austauschgrad die Temperatur in diesem idealen Zustandspunkt (2.1a) auf die Außentemperatur erwärmt und unter Verwendung des Niederdrucks vom Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) bestimmt wird,viii. die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes (2.1) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) durch Multiplikation der Differenz der spezifischen Enthalpien vom idealen Zustandspunkt (2.1a) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) und dem Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) mit dem realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers (5) und in der Folge durch eine Addition dieses Produktes zur spezifischen Enthalpie des Zustandspunktes (2.6) nach dem Verdampfer (7) bestimmt wird undix. die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes (2.2) nach dem Kompressor (3) aufgrund der Stoffeigenschaft h=h(T,p) aus den Messwerten der Temperatur des Kältemittels nach dem Kompressor (3) und dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor (3) bestimmt wird.Method for determining the torque of a compressor (3) of a refrigerant circuit (1) for a motor vehicle air conditioning system, in whicha) the values of the outside temperature, the temperature of the air (8) after an evaporator, the temperature of the refrigerant after the compressor (3) , the pressure of the refrigerant downstream of the compressor (3), and the temperature of the refrigerant downstream of a gas cooler (4) during operation of the refrigerant circuit (1) andb) state points of the refrigerant circuit (1) from the recorded values using the for the refrigerant specific dependencies of the specific enthalpy h=h(T,p) on the temperature T and the pressure p and the temperature T=T(p,h) on the pressure and specific enthalpy and the saturation temperature TSAT=TSAT(p) on the pressure and des saturation pressure pSAT=pSAT(T) are determined by the temperature, with a state point (2.1) after an internal heat exchanger (5) on the low-pressure side, a state point as state points (2.2) after the compressor (3), a status point (2.3) after the gas cooler (4), a status point (2.4) after the internal heat exchanger (5) on the high-pressure side, a status point (2.5) after an expansion valve (6) and a state point (2.6) after the evaporator (7) are defined and from this c) using the volume flow and the speed of the compressor (3), which is determined by the known engine speed and the known transmission ratio to the refrigerant compressor, the torque required for the performance is calculated will, where i. the volume flow is determined using the area of the opening of an expansion valve (6),ii. the mass flow is determined taking into account the high and low pressure and the refrigerant density,iii. the performance is determined taking into account the mass flow and by means of the individual status points of the refrigerant circuit (1),iv. the high pressure is generally assumed to be the pressure of the refrigerant after the compressor (3) and the low pressure is determined using the function pSAT=pSAT(T) from the temperature of the air after the evaporator (7), from which an offset is subtracted, v the temperature of the state point (2.5) after the expansion valve (6) is determined by subtracting an offset from the temperature of the air after the evaporator (7), as a result the pressure is calculated using pSAT=pSAT(T) and then the specific Enthalpy is determined via h=h(T,p), vi the temperature of the state point (2.6) after the evaporator (7) by adding an offset to the temperature of the air after the evaporator (7), the pressure by subtracting a certain pressure drop via the evaporator (7) is determined by the value of the pressure in the state point (2.5) after the expansion valve (6) and consequently the specific enthalpy via h=h(T,p),vii the specific enthalpy of the ideal state point (2.1 a) after I Inner heat exchanger (5) using h=h(T,p) assuming that the inner heat exchanger (5) with 100% exchange rate heats the temperature in this ideal state point (2.1a) to the outside temperature and using the low pressure from the state point (2.6) is determined after the evaporator (7),viii. the specific enthalpy of the state point (2.1) after the internal heat exchanger (5) by multiplying the difference of the specific enthalpy of the ideal state point (2.1a) after the internal heat exchanger (5) and the state point (2.6) after the evaporator (7) with the real degree of exchange of the internal heat exchanger (5) and subsequently by adding this product to the specific enthalpy of the state point (2.6) after the evaporator (7) undix. the specific enthalpy of the state point (2.2) after the compressor (3) is determined based on the material property h=h(T,p) from the measured values of the temperature of the refrigerant after the compressor (3) and the pressure of the refrigerant after the compressor (3). will.

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Bestimmung des Drehmoments eines Kompressors eines Kältemittelkreislaufs für eine Kraftfahrzeug-Klimaanlage auf der Grundlage der Ermittlung der Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs.The invention relates to a method for determining the torque of a compressor of a refrigerant circuit for a motor vehicle air conditioning system on the basis of determining the status points of the refrigerant circuit.

Die Berechnung des Drehmoments in einem R744 AC-Kreislauf mit mechanisch angetriebenem Kältemittelverdichter kann insbesondere in der Fahrzeug-Innenraumklimatisierung und zur Regelung eines Kältemittelkreislaufs verwendet werden.The calculation of the torque in an R744 AC circuit with a mechanically driven refrigerant compressor can be used in particular in vehicle interior air conditioning and for controlling a refrigerant circuit.

Der Leistungsverbrauch und das Motordrehmoment eines Kompressors für eine Klimaanlage kann nicht direkt gemessen werden. Ohne die Bestimmung des Drehmoments des Kompressors erhält das Motorsteuergerät jedoch keine Informationen über die zusätzliche Last aufgrund des Kältemittelverdichters. Aus diesem Grund ist eine entsprechende Anpassung der Motordrehzahl nicht möglich.The power consumption and motor torque of an air conditioning compressor cannot be measured directly. However, without determining the torque of the compressor, the engine control unit does not receive any information about the additional load due to the refrigerant compressor. For this reason, a corresponding adjustment of the engine speed is not possible.

Aus der DE 11 2008 002 404 T5 ist eine Kompressorantriebsdrehmomentberechnungsvorrichtung bekannt, die auf einen Kühlkreislauf, der einen Kompressor, einen Radiator, eine Expansionsvorrichtung und einen Verdampfer in Reihe verbunden, enthält, angewendet wird, wobei ein Antriebsdrehmoment für den Kompressor durch eine Berechnungsformel, die die Massenflussrate, mit der ein Kältemittel durch die Expansionsvorrichtung strömt, als eine Variable umfasst, berechnet wird.From the DE 11 2008 002 404 T5 there is known a compressor drive torque calculation device applied to a refrigeration cycle including a compressor, a radiator, an expander and an evaporator connected in series, wherein a drive torque for the compressor is calculated by a calculation formula representing the mass flow rate at which a refrigerant flows the expander flows as a variable is calculated.

In der DE 10 2004 029 166 A1 ist ein Verfahren zur Regelung eines Kältemittelkreislaufs einer Klimaanlage für ein Fahrzeug beschrieben, bei dem ein im Kältemittelkreislauf angeordneter Kompressor in Abhängigkeit von einer Verdampfertemperatur-Regelung und einer in die Verdampfertemperatur-Regelung integrierten Lastdrehmoment-Begrenzungsfunktion geregelt wird.In the DE 10 2004 029 166 A1 describes a method for controlling a refrigerant circuit of an air conditioning system for a vehicle, in which a compressor arranged in the refrigerant circuit is controlled as a function of an evaporator temperature control and a load torque limiting function integrated into the evaporator temperature control.

Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, das genaue Drehmoment des Kältemittelverdichters zu bestimmen, um es dem Motorsteuergerät zur Verfügung stellen zu können.The object of the invention is to determine the precise torque of the refrigerant compressor in order to be able to make it available to the engine control unit.

Die Aufgabe wird durch ein Verfahren mit den Merkmalen gemäß Patentanspruch 1 gelöst. Weiterbildungen sind in den abhängigen Patentansprüchen angegeben.The task is solved by a method with the features according to patent claim 1 . Further developments are specified in the dependent patent claims.

Die Aufgabe der Erfindung wird durch ein Verfahren zur Bestimmung des Drehmoments eines Kompressors eines Kältemittelkreislaufs für eine Kraftfahrzeug-Klimaanlage gelöst. Bei diesem Verfahren werden die Werte der Außentemperatur, der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer, der Temperatur des Kältemittels nach dem Kompressor, des Drucks des Kältemittels nach dem Kompressor und der Temperatur des Kältemittels nach dem Gaskühler während des Betriebes des Kältemittelkreislaufs erfasst. Um aus den erfassten Werten Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs zu bestimmen, werden die für das Kältemittel spezifischen Abhängigkeiten verwendet. Diese charakteristischen Kennfelder und Kennlinien stellen Abhängigkeiten zwischen der spezifischen Enthalpie h des Kältemittels von der Temperatur T und dem Druck p, also h=h(T, p), sowie der Temperatur von Druck und spezifischer Enthalpie T = T(p, h) sowie der Sättigungstemperatur TSAT vom Druck TSAT=TSAT(p) sowie des Sättigungsdrucks PSAT von der Temperatur pSAT=pSAT(T) dar. Aus den ermittelten Zuständen des Kältemittelkreislaufs wird dann unter Verwendung des Volumenstroms sowie der Drehzahl des Kompressors, die aus der bekannten Motordrehzahl und dem bekannten Übersetzungsverhältnis zum Kompressor bestimmt wird, das Drehmoment berechnet. Hierbei wird der Volumenstrom unter Verwendung der Fläche der Öffnung eines Expansionsventils sowie des Druckes vor und nach dem Expansionsventil und der Massenstrom dann daraus unter Berücksichtigung des Hoch- und des Niederdrucks sowie der Kältemitteldichte bestimmt. Zur Berechnung des Drehmomentes wird die Leistung des Kompressors unter Berücksichtigung des Massenstroms sowie mittels der einzelnen Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs, speziell mittels der Enthalpiedifferenz der Zustandspunkte vor und nach dem Kompressor, bestimmt. Aus der Leistung des Kompressors und der Kompressordrehzahl kann dann das Drehmoment des Kompressors berechnet werden.The object of the invention is achieved by a method for determining the torque of a compressor of a refrigerant circuit for a motor vehicle air conditioning system. With this method, the values of the outside temperature, the temperature of the air after the evaporator, the temperature of the refrigerant after the compressor, the pressure of the refrigerant after the compressor and the temperature of the refrigerant after the gas cooler are recorded during operation of the refrigerant circuit. In order to determine state points of the refrigerant circuit from the recorded values, the dependencies specific to the refrigerant are used. These characteristic maps and curves represent dependencies between the specific enthalpy h of the refrigerant from the temperature T and the pressure p, i.e. h=h(T, p), as well as the temperature from the pressure and specific enthalpy T = T(p, h) as well as the saturation temperature T SAT from the pressure T SAT =T SAT (p) and the saturation pressure P SAT from the temperature p SAT =p SAT (T). From the determined states of the refrigerant circuit, using the volume flow and the speed of the compressor, which is determined from the known engine speed and the known gear ratio to the compressor, calculates the torque. Here, the volume flow is determined using the area of the opening of an expansion valve and the pressure before and after the expansion valve and the mass flow is then determined from this, taking into account the high and low pressure and the refrigerant density. To calculate the torque, the power of the compressor is determined taking into account the mass flow and using the individual status points of the refrigerant circuit, specifically using the enthalpy difference of the status points before and after the compressor. The torque of the compressor can then be calculated from the output of the compressor and the compressor speed.

In einer vorteilhaften Variante wird das Verfahren für einen Kältekreislauf mit Kohlendioxid (R744) als Kältemittel angewendet.In an advantageous variant, the method is used for a refrigeration cycle with carbon dioxide (R744) as the refrigerant.

Die Messwerte werden vorzugsweise mittels Sensoren erfasst. Dabei wird die Außentemperatur, also die Lufteintrittstemperatur in den Verdampfer, mittels eines Temperatursensors oder eines Umgebungstemperatursensors im Luftstrom vor dem Verdampfer erfasst. Die Lufttemperatur nach Durchströmen des Verdampfers (TAEO) wird ebenfalls mittels eines Temperatursensors erfasst, allerdings im Luftstrom nach dem Verdampfer. Auch die Temperatur des Kältemittels nach dem Durchströmen des Kompressors (TRCO) wird mittels Temperatursensoren gemessen, während der Druck des Kältemittels nach dem Durchströmen des Kompressors (PRCO) mittels Drucksensoren bestimmt wird. Außerdem wird die Temperatur des Kältemittels nach dem Durchströmen des Gaskühlers (TRGO) bestimmt, was auch mittels Temperatursensoren geschieht.The measured values are preferably recorded using sensors. The outside temperature, ie the air inlet temperature in the evaporator, is recorded using a temperature sensor or an ambient temperature sensor in the air flow in front of the evaporator. The air temperature after flowing through the evaporator (TAEO) is also recorded using a temperature sensor, but in the air flow after the evaporator. The temperature of the refrigerant after passing through the compressor (TRCO) is also measured using temperature sensors, while the pressure of the refrigerant after passing through the compressor (PRCO) is determined using pressure sensors. In addition, the temperature of the refrigerant after flowing through the gas cooler (TRGO) is determined, which is also done using temperature sensors.

Die Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs, insbesondere die spezifische Enthalpie des Kältemittels, werden vorzugsweise nach dem folgenden Schema bestimmt. Der Hochdruck wird allgemein mit dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor (PRCO) angenommen. Alternativ oder zusätzlich kann der Druck auf der Hochdruckseite auch aus dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor unter Berücksichtigung der Annahme bestimmter Druckabfälle an den einzelnen Bauteilen erfolgen. Mit anderen Worten, es ist auch möglich in einer vorteilhaften Durchführung, die vorhandenen Druckverluste über Annahmen zu berücksichtigen. Der Niederdruck wird mittels der Funktion pSAT=pSAT(T) aus der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (TAEO), von der ein Offset abgezogen wird, bestimmt. Die Temperatur des Kältemittels liegt wenige Kelvin unter der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer. Dieser Temperatur-Offset ist ein Erfahrungswert und liegt typischerweise in einem Bereich von 2 bis 5 K.The status points of the refrigerant circuit, in particular the specific enthalpy of the refrigerant, will preferably follow determines the scheme. The high pressure is generally taken to be the pressure of the refrigerant after the compressor (PRCO). As an alternative or in addition, the pressure on the high-pressure side can also be obtained from the pressure of the refrigerant after the compressor, taking into account the assumption of specific pressure drops at the individual components. In other words, it is also possible in an advantageous implementation to take into account the existing pressure losses via assumptions. The low pressure is determined using the function p SAT =p SAT (T) from the temperature of the air after the evaporator (TAEO), from which an offset is subtracted. The temperature of the refrigerant is a few Kelvin below the temperature of the air after the evaporator. This temperature offset is an empirical value and is typically in the range of 2 to 5 K.

Der Kältemittelkreislauf, aufweisend einen Kompressor, einen Gaskühler, einen Inneren Wärmeübertrager (IWT), ein Expansionsventil und einen Verdampfer enthält sechs Zustandspunkte, welche vor beziehungsweise nach den einzelnen Bauteilen definiert sind. Der erste Zustandspunkt ist vor dem Kompressor, also nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers definiert. Nach dem Kompressor, aber noch vor dem Gaskühler, ist der zweite Zustandspunkt definiert. Nach dem Gaskühler ist der dritte Zustandspunkt noch vor der Hochdruckseite des Inneren Wärmeübertragers bestimmt. Nach dem Durchströmen durch den Inneren Wärmeübertrager ist das Kältemittel im vierten Zustandspunkt. Danach durchtritt das Kältemittel das Expansionsventil und befindet sich im fünften definierten Zustandspunkt. Im sechsten Zustandspunkt befindet sich das Kältemittel nach dem Durchströmen des Verdampfers, aber bevor es auf der Niederdruckseite in den Inneren Wärmeübertrager eintritt.The refrigerant circuit, having a compressor, a gas cooler, an internal heat exchanger (IWT), an expansion valve and an evaporator, contains six status points, which are defined before and after the individual components. The first state point is defined in front of the compressor, i.e. after the low-pressure side of the internal heat exchanger. The second state point is defined after the compressor, but before the gas cooler. After the gas cooler, the third state point is determined before the high-pressure side of the internal heat exchanger. After flowing through the internal heat exchanger, the refrigerant is in the fourth state point. The refrigerant then passes through the expansion valve and is in the fifth defined status point. In the sixth state point, the refrigerant is after flowing through the evaporator, but before it enters the internal heat exchanger on the low-pressure side.

Die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes nach dem Kompressor wird unter Verwendung der Stoffeigenschaft h=h(T,p) aus den Messwerten der Temperatur und dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor bestimmt. Die Temperatur des Zustandspunktes nach dem Verdampfer wird mittels des Niederdrucks, der nach dem Verdampfer gilt und unter der Annahme, dass sich das Kältemittel auf der Verdampfungslinie von Nassdampf zur Gasseite befindet, bestimmt. In der Folge wird dann die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes nach dem Verdampfer mittels h=h(T,p) ermittelt.The specific enthalpy of the state point after the compressor is determined using the material property h=h(T,p) from the measured values of the temperature and the pressure of the refrigerant after the compressor. The temperature of the state point after the evaporator is determined using the low pressure that applies after the evaporator and assuming that the refrigerant is on the evaporation line from wet vapor to the gas side. The specific enthalpy of the state point after the evaporator is then determined using h=h(T,p).

Die spezifische Enthalpie eines idealen Zustandspunktes nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers wird ebenfalls durch h=h(T,p) bestimmt, allerdings ist der ideale Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers ein theoretischer Wert unter der Annahme, dass der Innere Wärmeübertrager einen Austauschgrad von 100 % hat und die Temperatur des Kältemittels in diesem Zustandspunkt auf Außentemperatur erwärmt. Unter Verwendung des Niederdrucks wird dann die Enthalpie bestimmt.The specific enthalpy of an ideal state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger is also determined by h=h(T,p), however, the ideal state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger is a theoretical value assuming that the internal heat exchanger has an exchange rate of 100% and the temperature of the refrigerant in this state point is heated to the outside temperature. The enthalpy is then determined using the low pressure.

Die Berechnung der spezifischen Enthalpie in dem wirklich existierenden Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers berücksichtigt den realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers. Der reale Zugewinn an spezifischer Enthalpie vom Zustandspunkt nach dem Verdampfer zum Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers ist dann das Produkt aus Zugewinn an spezifischer Enthalpie vom Zustandspunkt nach dem Verdampfer zum theoretischen idealen Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers und dem realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers.The calculation of the specific enthalpy in the actually existing state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger takes into account the real exchange rate of the internal heat exchanger. The real gain in specific enthalpy from the status point after the evaporator to the status point after the low-pressure side of the internal heat exchanger is then the product of the gain in specific enthalpy from the status point after the evaporator to the theoretical ideal status point after the low-pressure side of the internal heat exchanger and the real degree of exchange of the internal heat exchanger .

Die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes nach dem Gaskühler wird mittels der Stoffeigenschaft h=h(T,p) aus dem Messwert der Temperatur des Kältemittels nach dem Gaskühler und dem Hochdruck bestimmt.The specific enthalpy of the state point after the gas cooler is determined using the material property h=h(T,p) from the measured value of the temperature of the refrigerant after the gas cooler and the high pressure.

Um die spezifische Enthalpie eines Zustandspunktes nach dem Inneren Wärmeübertrager auf der Hochdruckseite zu ermitteln, wird die Differenz der spezifischen Enthalpie zwischen dem Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers und dem Zustandspunkt nach dem Verdampfer ermittelt. Diese Differenz wird dann von der spezifischen Enthalpie vom Zustandspunkt nach dem Gaskühler abgezogen.In order to determine the specific enthalpy of a status point after the internal heat exchanger on the high-pressure side, the difference in specific enthalpy between the status point after the low-pressure side of the internal heat exchanger and the status point after the evaporator is determined. This difference is then subtracted from the specific enthalpy from the state point after the gas cooler.

Die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes nach dem Expansionsventil entspricht der spezifischen Enthalpie vom Zustandspunkt nach dem Inneren Wärmeübertrager auf der Hochdruckseite, allerdings liegt der Zustandspunkt auf der Niederdruckseite.The specific enthalpy of the state point after the expansion valve corresponds to the specific enthalpy of the state point after the internal heat exchanger on the high-pressure side, but the state point is on the low-pressure side.

In einer alternativen Variante werden die Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs, insbesondere die spezifische Enthalpie, nach einem anderen Schema als dem oben beschriebenen bestimmt. Dabei wird der Hochdruck allgemein mit dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor angenommen und der Niederdruck mittels der Funktion pSAT=pSAT(T) aus der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer, von der ein Offset abgezogen wird, bestimmt.In an alternative variant, the state points of the refrigerant circuit, in particular the specific enthalpy, are determined according to a different scheme than that described above. The high pressure is generally assumed to be the pressure of the refrigerant after the compressor and the low pressure is determined using the function p SAT =p SAT (T) from the temperature of the air after the evaporator, from which an offset is subtracted.

Die Temperatur des Zustandspunktes nach dem Expansionsventil wird durch Subtraktion eines Offsets von der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer bestimmt. Die Temperatur des Kältemittels liegt wenige Kelvin unter der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer. Dieser Temperatur-Offset ist ein Erfahrungswert und liegt typischerweise in einem Bereich von 2 bis 5 K. In der Folge wird dann der Druck mittels pSAT=pSAT(T) ermittelt und danach erhält man die spezifische Enthalpie über h=h(T,p).The temperature of the state point after the expansion valve is determined by subtracting an offset from the temperature of the air after the evaporator. The temperature of the refrigerant is a few Kelvin below the temperature of the air after the evaporator. This temperature offset is an empirical value and is typically in a range of 2 to 5 K. The pressure is then determined using p SAT =p SAT (T) and then the specific enthalpy is obtained using h=h(T, p).

Um die Temperatur des Zustandspunktes nach dem Verdampfer zu bestimmen, wird ein Offset zu der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer addiert. Der Druck wird dann durch Abziehen eines bestimmten Druckabfalls über den Verdampfer von dem Wert des Drucks im Zustandspunkt nach dem Expansionsventil bestimmt. Danach erfolgt die Bestimmung der spezifischen Enthalpie über h=h(T,p).To determine the post-evaporator state point temperature, an offset is added to the post-evaporator air temperature. The pressure is then determined by subtracting a certain pressure drop across the evaporator from the value of the pressure at the post-expansion valve state point. Then the specific enthalpy is determined via h=h(T,p).

Der ideale Zustandspunkt nach dem Inneren Wärmeübertrager auf der Niederdruckseite ist auch hier der theoretische Zustandspunkt für einen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers von 100 %. Die Temperatur des idealen Zustandspunktes nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers entspricht also der des Zustandspunktes nach dem Gaskühler. Mit anderen Worten, der ideale Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers und der Zustandspunkt nach dem Gaskühler sind durch eine Isotherme im log p,h-Diagramm verbunden. Die spezifische Enthalpie in diesem idealen Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers wird auch nach dem hier dargestellten Schema mittels h=h(T,p) unter der Annahme, dass ein Innerer Wärmeübertrager mit 100 % Austauschgrad die Temperatur in diesem Zustandspunkt auf die Außentemperatur erwärmt, bestimmt. Dabei wird der Niederdruck vom Zustandspunkt nach dem Verdampfer verwendet.Here, too, the ideal state point after the internal heat exchanger on the low-pressure side is the theoretical state point for an exchange rate of the internal heat exchanger of 100%. The temperature of the ideal state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger therefore corresponds to that of the state point after the gas cooler. In other words, the ideal state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger and the state point after the gas cooler are connected by an isotherm in the log p,h diagram. The specific enthalpy in this ideal state point after the low-pressure side of the internal heat exchanger is also calculated according to the scheme shown here using h=h(T,p) assuming that an internal heat exchanger with 100% exchange rate heats the temperature in this state point to the outside temperature , definitely. The low pressure from the state point after the evaporator is used.

Zur Bestimmung der spezifischen Enthalpie des realen Zustandspunktes nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers wird wieder die Differenz der spezifischen Enthalpien vom idealen Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers und dem Zustandspunkt nach dem Verdampfer genutzt. Diese Differenz wird mit dem realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers multipliziert. Da dieses Produkt genau den Zugewinn an spezifischer Enthalpie vom Zustandspunkt nach dem Verdampfer zum Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers darstellt, wird es zur spezifischen Enthalpie im Zustandspunkt nach dem Verdampfer hinzu addiert, um den Wert der spezifischen Enthalpie im Zustandspunkt nach der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers zu erhalten.To determine the specific enthalpy of the real status point after the low-pressure side of the internal heat exchanger, the difference in the specific enthalpy of the ideal status point after the low-pressure side of the internal heat exchanger and the status point after the evaporator is used again. This difference is multiplied by the real exchange rate of the internal heat exchanger. Since this product accurately represents the gain in specific enthalpy from the post-evaporator state point to the post-low-side state point of the interior heat exchanger, it is added to the post-evaporator state point specific enthalpy value to obtain the value of the post-evaporator state point specific enthalpy value to obtain the heat exchanger.

Um die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes nach dem Kompressor zu ermitteln, wird die Stoffeigenschaft h=h(T,p) genutzt. Dabei werden die Messwerte der Temperatur und des Drucks des Kältemittels nach dem Kompressor genutzt.The material property h=h(T,p) is used to determine the specific enthalpy of the state point after the compressor. The measured values of the temperature and the pressure of the refrigerant after the compressor are used.

Bevorzugt wird bei der Ermittlung des Drehmoments der Volumenstrom unter Verwendung der Fläche der Öffnung des Expansionsventils bestimmt und der Massenstrom dann daraus unter Berücksichtigung des Hochdrucks, des Niederdrucks und der Kältemitteldichte ermittelt. Die Leistung des Kompressors kann dann unter Berücksichtigung des Massenstroms sowie unter Verwendung der einzelnen Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs bestimmt werden. Aus der bestimmten Leistung kann dann das Drehmoment unter Zuhilfenahme der Drehzahl des Kompressors, die über die Motordrehzahl und das Übersetzungsverhältnis von Motordrehzahl zur Drehzahl des Kompressors ermittelt wird, bestimmt werden.When determining the torque, the volume flow is preferably determined using the area of the opening of the expansion valve and the mass flow is then determined from this, taking into account the high pressure, the low pressure and the refrigerant density. The performance of the compressor can then be determined taking into account the mass flow and using the individual status points of the refrigerant circuit. The torque can then be determined from the power determined with the aid of the speed of the compressor, which is determined via the engine speed and the transmission ratio of the engine speed to the speed of the compressor.

Es ist vorteilhaft, die Temperatur des Kältemittels nach dem Gaskühler im Kältemittelkreislauf nicht zu messen, sondern sie als Außentemperatur zuzüglich eines Offsets anzunehmen. Diese Temperatur wird dann zur Bestimmung der spezifischen Enthalpie des Zustandspunktes 2.3 nach dem Gaskühler verwendet.It is advantageous not to measure the temperature of the refrigerant after the gas cooler in the refrigerant circuit, but to assume it as the outside temperature plus an offset. This temperature is then used to determine the specific enthalpy of state point 2.3 after the gas cooler.

Konzeptionsgemäß erfolgt eine Ermittlung der Zustände, das heißt des Kältemitteldrucks und der Kältemitteltemperatur, an allen Komponenten des Systems auf Basis der Auswertung von Sensoren. Es werden also die Umgebungstemperatur, die Motordrehzahl, die Kältemitteltemperatur am Austritt des Gaskühlers, der Druck und die Temperatur des Kältemittels am Eingang und am Austritt des Kompressors, die Lufttemperatur am Eingang und am Austritt des Verdampfers und die genaue Position des Expansionsventils bestimmt. In einer vorteilhaften Vorgehensweise beschränkt man die Anzahl der Temperaturen und Drücke, die mit Hilfe von Sensoren ermittelt werden. Die speziellen Messwerte sind die Außentemperatur (AT), die Lufttemperatur nach Durchströmen des Verdampfers (TAEO), die Kältemitteltemperatur nach Verdichter (TRCO), der Kältemitteldruck nach Verdichter (PRCO) und die Kältemitteltemperatur nach Gaskühler (TRGO) beziehungsweise am Austritt des Gaskühlers. Weitere wichtige und benötigte Parameter sind die Motordrehzahl, die Effizienz des Inneren Wärmeübertragers, der Kompressor-Regelstrom, das spezifische Regel-Kennfeld, die Gebläsegeschwindigkeit, die Fahrzeuggeschwindigkeit, die Lüftergeschwindigkeit und die Geschwindigkeit des Kompressors. Vorteilhaft für die exakte Bestimmung des Drehmoments ist des Weiteren die Kenntnis über die Druckveränderung zwischen den Komponenten.According to the concept, the states, i.e. the refrigerant pressure and the refrigerant temperature, are determined on all components of the system on the basis of the evaluation of sensors. The ambient temperature, the engine speed, the refrigerant temperature at the outlet of the gas cooler, the pressure and the temperature of the refrigerant at the inlet and outlet of the compressor, the air temperature at the inlet and outlet of the evaporator and the exact position of the expansion valve are determined. In an advantageous procedure, the number of temperatures and pressures that are determined using sensors is limited. The special measured values are the outside temperature (AT), the air temperature after flowing through the evaporator (TAEO), the refrigerant temperature after the compressor (TRCO), the refrigerant pressure after the compressor (PRCO) and the refrigerant temperature after the gas cooler (TRGO) or at the outlet of the gas cooler. Other important and required parameters are the engine speed, the efficiency of the internal heat exchanger, the compressor control current, the specific control map, the fan speed, the vehicle speed, the fan speed and the speed of the compressor. Furthermore, knowledge of the pressure change between the components is advantageous for the exact determination of the torque.

Um aus diesen Parametern Schlussfolgerungen über die Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs der Klimaanlage ziehen zu können, müssen einige Eigenschaften des Kältemittels bekannt sein. So ist es notwendig die stoffspezifische Abhängigkeit der spezifischen Enthalpie von Temperatur und Druck h=h(T,p), welche auch als HOTP bezeichnet wird, zu kennen. Mittels dieses Kennfeldes für R744 werden die unbekannten Systemparameter wie Kältemitteldruck und Kältemitteltemperatur vor und nach jedem Bauteil, wie Gaskühler, Expansionsventil, Kompressor und Innerer Wärmeübertrager bestimmt.In order to be able to draw conclusions about the state points of the refrigerant circuit of the air conditioning system from these parameters, it is necessary some properties of the refrigerant must be known. It is therefore necessary to know the substance-specific dependence of the specific enthalpy on temperature and pressure h=h(T,p), which is also referred to as HOTP. This map for R744 is used to determine the unknown system parameters such as refrigerant pressure and refrigerant temperature before and after each component, such as the gas cooler, expansion valve, compressor and internal heat exchanger.

Des Weiteren wird die Abhängigkeit der Temperatur vom Druck und von der spezifischen Enthalpie T=T(p,h,), welche auch als TOPH bezeichnet wird, benötigt. Für die weitere Auswertung werden außerdem die Abhängigkeiten der Sättigungstemperatur vom Druck TSAT=TSAT(p), welche auch als TSATOP bezeichnet wird, und die Umkehrfunktion des Sättigungsdrucks von der Temperatur pSAT=pSAT(T), welche auch als PSATOT bezeichnet wird, genutzt.Furthermore, the dependency of the temperature on the pressure and on the specific enthalpy T=T(p,h,), which is also referred to as TOPH, is required. For further evaluation, the dependence of the saturation temperature on the pressure T SAT =T SAT (p), which is also referred to as TSATOP, and the inverse function of the saturation pressure on the temperature p SAT =p SAT (T), which is also referred to as PSATOT is used.

Um die Leistung des Kompressors zu bestimmen, ist es notwendig, die Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs der Klimaanlage zu bestimmen. Dieser Kältemittelkreislauf enthält folgende 6 Zustandspunkte. Ein erster Zustandspunkt (2.1) ist der Zustand des Kältemittels nach dem Inneren Wärmeübertrager, jedoch bevor es in den Kompressor, der auch als Kältemittelverdichter bezeichnet wird, gelangt. Den entsprechenden idealen Zustandspunkt (2.1 a) würde das Kältemittel an diesem ersten Zustandspunkt (2.1) erreichen, wenn der Innere Wärmeübertrager einen Austauschgrad von 100 % hätte. Da der reale Austauschgrad darunter liegt, folgt, dass der Zugewinn an Enthalpie hin zu diesem Zustandspunkt (2.1) um einen Faktor, der diesem Austauschgrad entspricht, geringer ist als zum idealen Zustandspunkt (2.1a). Ein zweiter Zustandspunkt (2.2) liegt hinter dem Kältemittelverdichter, jedoch vor dem Gaskühler. Es ist der Zustandspunkt, an dem Temperatur (TRCO) und Druck (PRCO) gemessen werden. Nach dem Gaskühler, jedoch vor dem Eintritt in den Inneren Wärmeübertrager ist das Kältemittel im Zustand eines dritten Zustandspunktes (2.3). Ein vierter Zustandspunkt (2.4) befindet sich nach der Hochdruckseite des Inneren Wärmeübertragers, aber vor dem Expansionsventil. Das Expansionsventil wird auch als Expansionsorgan bezeichnet. Ein fünfter Zustandspunkt (2.5) liegt nach dem Expansionsventil und vor dem Verdampfer. Ein sechster Zustandspunkt (2.6) befindet sich nach dem Verdampfer, aber noch vor der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers.In order to determine the performance of the compressor, it is necessary to determine the state points of the refrigerant circuit of the air conditioner. This refrigerant circuit contains the following 6 status points. A first state point (2.1) is the state of the refrigerant after the internal heat exchanger, but before it reaches the compressor, which is also referred to as the refrigerant compressor. The refrigerant would reach the corresponding ideal state point (2.1 a) at this first state point (2.1) if the internal heat exchanger had an exchange rate of 100%. Since the real degree of exchange is lower, it follows that the gain in enthalpy towards this state point (2.1) is lower by a factor that corresponds to this degree of exchange than at the ideal state point (2.1a). A second state point (2.2) is after the refrigerant compressor, but before the gas cooler. It is the point of state where temperature (TRCO) and pressure (PRCO) are measured. After the gas cooler, but before entering the internal heat exchanger, the refrigerant is in the state of a third state point (2.3). A fourth state point (2.4) is located after the high pressure side of the internal heat exchanger but before the expansion valve. The expansion valve is also referred to as an expansion device. A fifth state point (2.5) is after the expansion valve and before the evaporator. A sixth state point (2.6) is located after the evaporator but before the low-pressure side of the internal heat exchanger.

Nahezu alle R744 Stofffunktionen (h=h(T,p), T=T(p,h), TSAT=TSAT(p)) haben einen Druck p als unabhängige Variable und der Hochdruck wird allgemein mit dem gemessenen Wert von PRCO gleichgesetzt.Almost all R744 substance functions (h=h(T,p), T=T(p,h), T SAT =T SAT (p)) have a pressure p as an independent variable and the high pressure is generally related to the measured value of PRCO equated.

Auf der Niederdruckseite wird analog der Druck als Niederdruck angenommen. Da dort wahrscheinlich kein Sensor zur Verfügung steht, um den Niederdruck auf diese Weise zu bestimmen, wird mit dem aktuellen Wert der TAEO abzüglich eines Offsets und mittels der Funktion pSAT=pSAT(T) näherungsweise der Niederdruck bestimmt.Analogously, the pressure on the low-pressure side is assumed to be low pressure. Since there is probably no sensor available there to determine the low pressure in this way, the low pressure is approximately determined using the current value of the TAEO minus an offset and using the function p SAT =p SAT (T).

Die Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs können wie folgt berechnet werden.The condition points of the refrigerant circuit can be calculated as follows.

Zweiter Zustandspunkt (2.2): Da PRCO und TRCO bekannt sind, kann die Enthalpie am Verdichteraustritt mittels des Kennfeldes der spezifischen Enthalpie (HOTP), also mit h=h(TRCO,PRCO), berechnet werden.Second state point (2.2): Since PRCO and TRCO are known, the enthalpy at the compressor outlet can be calculated using the map of the specific enthalpy (HOTP), i.e. with h=h(TRCO,PRCO).

Sechster Zustandspunkt (2.6): Nach dem Verdampfer gilt der näherungsweise bestimmte Niederdruck, bei dem der Druckabfall im Verdampfer vorzugsweise berücksichtigt wird. Das Kältemittel wird auf der Verdampfungslinie von Nassdampf zur Gasseite angenommen, wodurch eine Bestimmung der Temperatur mittels TSAT=TSAT(p) möglich ist. Dementsprechend kann die Enthalpie mittels des Niederdruckkennfeldes für R744 ermittelt werden.Sixth status point (2.6): After the evaporator, the approximately determined low pressure applies, at which the pressure drop in the evaporator is preferably taken into account. The refrigerant is assumed to be on the evaporation line from wet vapor to the gas side, which makes it possible to determine the temperature using T SAT =T SAT (p). Accordingly, the enthalpy can be determined using the low-pressure map for R744.

Idealer Zustandspunkt (2.1a): Mit dem näherungsweise bestimmten Niederdruck wird angenommen, dass ein Innerer Wärmeübertrager mit 100 % Austauschgrad das Kältemittel auf der Niederdruckseite am Inneren Wärmeübertrageraustritt bis zur Außentemperatur aufwärmen würde. Mit Hilfe der Außentemperatur und dem Niederdruck wird mittels des charakteristischen Enthalpie-Kennfeldes bei Niederdruck die spezifische Enthalpie des idealen Zustandspunktes (2.1a) bestimmt.Ideal state point (2.1a): With the approximately determined low pressure, it is assumed that an internal heat exchanger with 100% degree of exchange would heat up the refrigerant on the low-pressure side at the internal heat exchanger outlet to the outside temperature. With the help of the outside temperature and the low pressure, the specific enthalpy of the ideal state point (2.1a) is determined using the characteristic enthalpy map at low pressure.

Erster Zustandspunkt (2.1): Die Enthalpiedifferenz zwischen dem idealen Zustandspunkt (2.1a) und dem sechsten Zustandspunkt (2.6) wird mit dem Austauschgrad des realen Inneren Wärmeübertragers multipliziert. Das resultierende Produkt wird dann zur Enthalpie des sechsten Zustandspunktes (2.6) addiert. Daraus ergibt sich die Enthalpie des ersten Zustandspunktes (2.1).First state point (2.1): The enthalpy difference between the ideal state point (2.1a) and the sixth state point (2.6) is multiplied by the exchange rate of the real internal heat exchanger. The resulting product is then added to the enthalpy of the sixth state point (2.6). This results in the enthalpy of the first state point (2.1).

Dritter Zustandspunkt (2.3): Falls TRGO nicht gemessen wird, wird hier die Außentemperatur zuzüglich eines Offsets genutzt. Mit dem Hochdruck ist auch dieser Zustandspunkt bestimmt.Third state point (2.3): If TRGO is not measured, the outside temperature plus an offset is used here. This state point is also determined by the high pressure.

Vierter Zustandspunkt (2.4): Die Enthalpiedifferenz zwischen dem sechsten Zustandspunkt (2.6) und dem ersten Zustandspunkt (2.1) muss gleich der Enthalpiedifferenz zwischen dem dritten Zustandspunkt (2.3) und dem vierten Zustandspunkt (2.4) sein. Somit ist auch dieser Zustandspunkt bestimmt.Fourth state point (2.4): The enthalpy difference between the sixth state point (2.6) and the first state point (2.1) must be equal to the enthalpy difference between the third state point (2.3) and the fourth state point (2.4). Thus, this state point is also determined.

Fünfter Zustandspunkt (2.5): Der Zustandspunkt nach dem Expansionsventil besitzt die gleiche Enthalpie wie der vierte Zustandspunkt (2.4), allerdings liegt dieser Zustandspunkt (2.5) auf der Niederdruckseite.Fifth state point (2.5): The state point after the expansion valve has the same enthalpy as the fourth state point (2.4), but this state point (2.5) is on the low-pressure side.

Alternativ kann der Niederdruck im sechsten Zustandspunkt (2.6) auch durch Bestimmung des Druckes im fünften Zustandspunkt (2.5) und unter nachfolgender Berücksichtigung des Druckabfalls im sechsten Zustandspunkt (2.6) erfolgen. Dabei wird die Temperatur im fünften Zustandspunkt (2.5) als Temperatur der Luft nach dem Verdampfer abzüglich eines Offsets angenommen, was die Bestimmung des Druckes unter der Annahme, dass das Kältemittel sich auf der Grenze des Nassdampfgebietes befindet, mittels PSAT=PSAT(T), ermöglicht.Alternatively, the low pressure in the sixth status point (2.6) can also be determined by determining the pressure in the fifth status point (2.5) and subsequently taking into account the pressure drop in the sixth status point (2.6). The temperature in the fifth state point (2.5) is assumed to be the temperature of the air after the evaporator minus an offset, which makes it possible to determine the pressure, assuming that the refrigerant is on the border of the wet vapor region, using P SAT =P SAT (T ), enabled.

Mit Hilfe eines Kennfeldes bezüglich des Druckabfalls an den einzelnen Komponenten und unter Verwendung des gemessenen PRCO, kann sowohl der Druck des Kältemittels vor dem Expansionsventil als auch der Druck nach dem Expansionsventil bestimmt werden.With the help of a map relating to the pressure drop across the individual components and using the measured PRCO, both the pressure of the refrigerant before the expansion valve and the pressure after the expansion valve can be determined.

Falls das Expansionsventil elektronisch gesteuert werden kann, um den Querschnitt zu verändern, ist dieser dem Steuergerät bekannt. Für den Fall, dass es sich um ein Orifice, also um eine Blende, handelt, so ist der Querschnitt ebenfalls bekannt.If the expansion valve can be controlled electronically to change the cross section, this is known to the control unit. In the event that it is an orifice, i.e. a screen, the cross section is also known.

In beiden Fällen kann über den Venturi-Effekt der Volumenstrom unter Verwendung des Hochdrucks vor dem Expansionsventil und des Niederdrucks nach dem Expansionsventil ermittelt werden. Mit Hilfe der Kältemitteldichte am Eintritt der Düse kann dann der Massenstrom bestimmt werden.In both cases, the volume flow can be determined via the Venturi effect using the high pressure before the expansion valve and the low pressure after the expansion valve. The mass flow can then be determined with the aid of the refrigerant density at the inlet of the nozzle.

Mit dem so ermittelten Massenstrom und den Zustandspunkten des Kältemittelkreislaufs kann die notwendige Leistung des Kältemittelverdichters berechnet werden. Da die Motordrehzahl und das Übersetzungsverhältnis zum Kältemittelverdichter bekannt ist, kann mit der Verdichterdrehzahl das für die Leistung nötige Drehmoment berechnet werden.With the mass flow determined in this way and the status points of the refrigerant circuit, the necessary performance of the refrigerant compressor can be calculated. Since the engine speed and the transmission ratio to the refrigerant compressor are known, the torque required for the performance can be calculated using the compressor speed.

Die Stoffeigenschaften können durch Kennlinien, ein- oder mehrdimensional, in einem Klimasteuergerät implementiert werden. Dazu kann es zweckmäßig sein, die Stoffeigenschaften auf bestimmte zu erwartende Gebiete zu begrenzen, um den nötigen Speicherplatz auf dem Klimasteuergerät gering zu halten.The material properties can be implemented in a climate control unit using characteristic curves, one-dimensional or multi-dimensional. To do this, it can be useful to limit the material properties to certain areas that are to be expected in order to keep the memory space required on the climate control unit small.

Unter Verwendung des ermittelten Drehmoments des Kältemittelverdichters kann das Motorsteuergerät die Motordrehzahl entsprechend regeln und auf sich verändernde Bedingungen der Klimaanlage reagieren, das heißt die Motordrehzahl variieren, so dass es möglich ist, den Betrieb deutlich effizienter zu gestalten.Using the determined torque of the refrigerant compressor, the engine control unit can regulate the engine speed accordingly and react to changing conditions of the air conditioning system, i.e. vary the engine speed, so that it is possible to make operation much more efficient.

Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile von Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen mit Bezugnahme auf die zugehörigen Zeichnungen. Es zeigen:

  • 1: Kältemittelkreislauf mit Bauteilen und Zustandspunkten und
  • 2: Druck-Enthalpie-Diagramm des Kältemittels.
Further details, features and advantages of embodiments of the invention result from the following description of exemplary embodiments with reference to the associated drawings. Show it:
  • 1 : Refrigerant circuit with components and status points and
  • 2 : Pressure-enthalpy diagram of the refrigerant.

In 1 ist das Schema eines Kältemittelkreislaufs 1 einer Klimaanlage mit einer Kältemittelleitung 2 und zwei Teilabschnitten 1a, 1b dargestellt. Der Teilabschnitt 1a beginnt mit der Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers, führt über die Kältemittelleitung 2 zum Verdichter 3 beziehungsweise Kompressor 3, anschließend zum Gaskühler 4 und schließlich zur Hochdruckseite des Inneren Wärmeübertragers 5. Der Teilabschnitt 1b beginnt mit der Hochdruckseite des Inneren Wärmeübertragers 5 und führt über das Expansionsorgan 6 beziehungsweise Expansionsventil 6 zum Verdampfer 7, der die den Verdampfer 7 durchströmende Umgebungsluft 8 abkühlt, und schließlich wieder zur Niederdruckseite des Inneren Wärmeübertragers 5. Zur Ermittlung der notwendigen Temperaturen und Drücke sind entsprechende Sensoren vorgesehen, welche zur Bestimmung des Drehmoments des Kompressors erforderlich sind. Das Kältemittel strömt vom Zustandspunkt 2.1 der Kältemittelleitung 2 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 des Kältemittelkreislaufs durch den Kompressor 3 zu Zustandspunkt 2.2 der Kältemittelleitung 2 nach dem Kompressor 3 und wird verdichtet, das heißt, der Druck wird stark erhöht. Der Druck und die Temperatur des Kältemittels werden an dieser Stelle mittels Sensoren 9, 10 bestimmt. Der Druck nach dem Kompressor wird auch als PRCO und die Temperatur nach dem Kompressor wird auch als TRCO bezeichnet. Danach strömt das Kältemittel von Zustandspunkt 2.2 der Kältemittelleitung 2 nach dem Kompressor 3 des Kältemittelkreislaufs 1 durch den Gaskühler 4 zum Zustandspunkt 2.3 und wird abgekühlt. Die Außentemperatur (AT) und die Temperatur des Kältemittels werden an dieser Stelle mit Hilfe von Sensoren 11, 12 ermittelt. Die Temperatur des Kältemittels nach dem Gaskühler wird auch mit TRGO abgekürzt. Das Kältemittel strömt dann vom Zustandspunkt 2.3 der Kältemittelleitung 2 nach dem Gaskühler 4 des Kältemittelkreislaufs 1 weiter durch den Inneren Wärmeübertrager 5, wo es weitere Wärme abgibt. Wenn das abgekühlte Kältemittel vom Zustandspunkt 2.4 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 auf der Hochdruckseite aus durch das Expansionsventil 6 geleitet wird, dehnt es sich stark aus und der Druck verringert sich zum Zustandspunkt 2.5 der Kältemittelleitung 2 nach dem Expansionsventil 6. Anschließend durchströmt das Kältemittel den Verdampfer 7 und nimmt die Wärme der Umgebungsluft 8 auf. Die Umgebungsluft 8 wird dementsprechend abgekühlt und die Temperatur der Luft 8 nach dem Verdampfer 7, welche auch mit TAEO abgekürzt wird, wird durch einen entsprechenden Sensor 13 ermittelt. Das Kältemittel befindet sich nun im Zustandspunkt 2.6 nach dem Verdampfer 7 des Kältemittelkreislaufs 1. Vorzugsweise kann nach dem Verdampfer ein Rückschlagventil 14 eingebaut sein. Das Kältemittel durchströmt dann von Zustandspunkt 2.6 nach dem Verdampfer ausgehend, den Inneren Wärmeübertrager 5 auf der Niederdruckseite und nimmt zusätzliche Wärme auf. Das Kältemittel befindet sich anschließend wieder im Zustandspunkt 2.1 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 des Kältemittelkreislaufs 1.In 1 the schematic of a refrigerant circuit 1 of an air conditioning system with a refrigerant line 2 and two sections 1a, 1b is shown. Section 1a begins with the low-pressure side of the internal heat exchanger, leads via the refrigerant line 2 to the compressor 3 or compressor 3, then to the gas cooler 4 and finally to the high-pressure side of the internal heat exchanger 5. Section 1b begins with the high-pressure side of the internal heat exchanger 5 and leads over the expansion element 6 or expansion valve 6 to the evaporator 7, which cools the ambient air 8 flowing through the evaporator 7, and finally back to the low-pressure side of the internal heat exchanger 5. Corresponding sensors are provided to determine the necessary temperatures and pressures, which are required to determine the torque of the compressor are. The refrigerant flows from state point 2.1 of the refrigerant line 2 after the internal heat exchanger 5 of the refrigerant circuit through the compressor 3 to state point 2.2 of the refrigerant line 2 after the compressor 3 and is compressed, that is, the pressure is greatly increased. The pressure and the temperature of the refrigerant are determined by sensors 9, 10 at this point. The pressure after the compressor is also referred to as PRCO and the temperature after the compressor is also referred to as TRCO. The refrigerant then flows from state point 2.2 of the refrigerant line 2 after the compressor 3 of the refrigerant circuit 1 through the gas cooler 4 to state point 2.3 and is cooled. The outside temperature (AT) and the temperature of the refrigerant are determined at this point using sensors 11, 12. The temperature of the refrigerant after the gas cooler is also abbreviated as TRGO. The refrigerant then flows from the state point 2.3 of the refrigerant line 2 to the gas cooler 4 of the refrigerant circuit 1 through the internal heat exchanger 5, where it gives off more heat. When the cooled refrigerant is routed from state point 2.4 to the internal heat exchanger 5 on the high-pressure side through the expansion valve 6, it expands greatly and the pressure decreases to state point 2.5 of the refrigerant line 2 after the expansion valve 6. The refrigerant then flows through the evaporator 7 and absorbs the heat from the ambient air 8. The ambient air 8 is cooled accordingly and the temperature of the air 8 after the evaporator 7, which is also abbreviated to TAEO, is determined by a corresponding sensor 13. The refrigerant is now in state point 2.6 after the evaporator 7 of the refrigerant circuit 1. A check valve 14 can preferably be installed after the evaporator. Starting from state point 2.6 after the evaporator, the refrigerant then flows through the internal heat exchanger 5 on the low-pressure side and absorbs additional heat. The refrigerant is then back in state point 2.1 after the internal heat exchanger 5 of the refrigerant circuit 1.

In 2 ist ein Diagramm für den entsprechenden Kältemittelkreislauf 1 aus 1 dargestellt, welches den Druck auf der Ordinate über der spezifischen Enthalpie auf der Abszisse zeigt. Der Druck ist hier logarithmisch aufgetragen. Vom Zustandspunkt 2.2 nach dem Kompressor 3 zum Zustandspunkt 2.3 nach dem Gaskühler 4 des Kältemittelkreislaufs 1 reduziert sich die spezifische Enthalpie des Kältemittels durch Durchströmen des Gaskühlers 4. Eine weitere Reduktion der spezifischen Enthalpie hin zum Zustandspunkt 2.4 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 auf der Hochdruckseite wird durch das Durchströmen des Inneren Wärmeübertragers 5 verursacht. Nach Durchströmen des Expansionsventils 6 wird der Druck des Kältemittels stark reduziert. Der Zustandspunkt 2.5 nach dem Expansionsventil 6 befindet sich bereits auf der Niederdruckseite. Zum Zustandspunkt 2.6 nach dem Verdampfer 7 erhöht sich die spezifische Enthalpie deutlich durch Durchströmen des Verdampfers 7. Der ideale Zustandspunkt 2.1a nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 kennzeichnet den Druck über derjenigen spezifischen Enthalpie, die das Kältemittel hätte, wenn der Innere Wärmeübertrager 5 einen Austauschgrad von 100 % hätte. Dieser Zustandspunkt 2.1a liegt also auf der Isotherm des Zustandspunktes 2.3 nach dem Gaskühler 4 des Kältemittelkreislaufs 1. Da die Temperatur des Zustandspunktes 2.3 nach dem Gaskühler 4 aber nicht ganz erreicht wird, ist die reale spezifische Enthalpie des Zustandspunktes 2.1 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 geringer als die des idealen Zustandspunktes 2.1a nach dem Inneren Wärmeübertrager 5. Die Differenz der spezifischen Enthalpien der Zustandspunkte 2.6 nach dem Verdampfer 7 und 2.1 nach dem Inneren Wärmeübertrager 5 entspricht genau der Differenz der spezifischen Enthalpien der Zustandspunkte 2.6 nach dem Verdampfer 7 und 2.1a ideal nach dem Inneren Wärmeübertrager 5, welche mit dem realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers 5 multipliziert wurde. Zusätzlich ist die Grenze des Nassdampfgebietes dargestellt, welche zur Ermittlung der Sättigungstemperatur des Zustandspunktes 2.6 nach dem Verdampfer 7 genutzt wird.In 2 1 is a diagram for the corresponding refrigerant circuit 1. FIG 1 shown, which shows the pressure on the ordinate versus the specific enthalpy on the abscissa. The pressure is plotted here logarithmically. From status point 2.2 after the compressor 3 to status point 2.3 after the gas cooler 4 of the refrigerant circuit 1, the specific enthalpy of the refrigerant is reduced by flowing through the gas cooler 4. A further reduction in the specific enthalpy towards status point 2.4 after the internal heat exchanger 5 on the high-pressure side is achieved by the flow through the internal heat exchanger 5 causes. After flowing through the expansion valve 6, the pressure of the refrigerant is greatly reduced. The status point 2.5 after the expansion valve 6 is already on the low-pressure side. At state point 2.6 after the evaporator 7, the specific enthalpy increases significantly by flowing through the evaporator 7. The ideal state point 2.1a after the internal heat exchanger 5 characterizes the pressure above that specific enthalpy that the refrigerant would have if the internal heat exchanger 5 had an exchange degree of 100% would have. This state point 2.1a is therefore on the isotherm of state point 2.3 after gas cooler 4 of refrigerant circuit 1. Since the temperature of state point 2.3 after gas cooler 4 is not quite reached, the real specific enthalpy of state point 2.1 after internal heat exchanger 5 is lower than that of the ideal status point 2.1a after the internal heat exchanger 5. The difference in the specific enthalpies of the status points 2.6 after the evaporator 7 and 2.1 after the internal heat exchanger 5 corresponds exactly to the difference in the specific enthalpies of the status points 2.6 after the evaporator 7 and 2.1a ideal after the inner heat exchanger 5, which was multiplied by the real degree of exchange of the inner heat exchanger 5. In addition, the limit of the wet steam area is shown, which is used to determine the saturation temperature of state point 2.6 after the evaporator 7.

Bezugszeichenlistereference list

11
KältemittelkreislaufRefrigerant circulation
1a1a
Erster Teilabschnitt des Kältemittelkreislaufs 1First section of the refrigerant circuit 1
1b1b
Zweiter Teilabschnitt des Kältemittelkreislaufs 1Second section of the refrigerant circuit 1
22
Kältemittelleitungrefrigerant line
2.12.1
Zustandspunkt nach dem Inneren Wärmeübertrager, vor dem KompressorState point after the internal heat exchanger, before the compressor
2.1a2.1a
idealer Zustandspunkt: entspricht Zustandspunkt 2.1 für 100% Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragersideal status point: corresponds to status point 2.1 for 100% degree of exchange of the internal heat exchanger
2.22.2
Zustandspunkt der Kältemittelleitung 2 nach dem Kompressor, vor dem GaskühlerStatus point of the refrigerant line 2 after the compressor, before the gas cooler
2.32.3
Zustandspunkt nach dem Gaskühler, vor dem Inneren Wärmeübertrager HochdruckseiteStatus point after the gas cooler, before the internal heat exchanger on the high-pressure side
2.42.4
Zustandspunkt nach dem Inneren Wärmeübertrager Hochdruckseite, vor dem ExpansionsventilState point after the internal heat exchanger, high-pressure side, before the expansion valve
2.52.5
Zustandspunkt nach dem Expansionsventil, vor dem VerdampferState point after the expansion valve, before the evaporator
2.62.6
Zustandspunkt nach dem Verdampfer, vor dem Inneren Wärmeübertrager auf der NiederdruckseiteState point after the evaporator, before the internal heat exchanger on the low-pressure side
33
Kältemittelverdichter, Kompressor, VerdichterRefrigerant compressor, Compressor, Compressor
44
Gaskühlergas cooler
55
Innerer Wärmeübertrager, Akku-IWT, Akkumulator-Innerer WärmeübertragerInternal heat exchanger, accumulator IWT, accumulator internal heat exchanger
66
Expansionsventil, Expansionsorganexpansion valve, expansion device
77
VerdampferEvaporator
88th
Umgebungsluft, Luftambient air, air
99
Sensor zur Ermittlung des Drucks nach dem Kompressor 3, PRCOSensor for determining the pressure after the compressor 3, PRCO
1010
Sensor zur Ermittlung der Temperatur nach dem Kompressor 3, TRCOSensor for determining the temperature after the compressor 3, TRCO
1111
Sensor zur Ermittlung der Außentemperatur nach dem Gaskühler 4 (AT)Sensor for determining the outside temperature after the gas cooler 4 (AT)
1212
Sensor zur Ermittlung der Temperatur des Kältemittels 2 nach dem Gaskühler 4, TRGOSensor for determining the temperature of the refrigerant 2 after the gas cooler 4, TRGO
1313
Sensor zur Ermittlung der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer 7, TAEOSensor for determining the temperature of the air after the evaporator 7, TAEO
1414
Rückschlagventilcheck valve

Claims (4)

Verfahren zur Bestimmung des Drehmoments eines Kompressors (3) eines Kältemittelkreislaufs (1) für eine Kraftfahrzeug-Klimaanlage, bei dem a) die Werte der Außentemperatur, der Temperatur der Luft (8) nach einem Verdampfer, der Temperatur des Kältemittels nach dem Kompressor (3), des Drucks des Kältemittels nach dem Kompressor (3), und der Temperatur des Kältemittels nach einem Gaskühler (4) während des Betriebes des Kältemittelkreislaufs (1) erfasst und b) aus den erfassten Werten Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs (1) unter Verwendung der für das Kältemittel spezifischen Abhängigkeiten der spezifischen Enthalpie h=h(T,p) von der Temperatur T und dem Druck p sowie der Temperatur T=T(p,h) von Druck und spezifischer Enthalpie sowie der Sättigungstemperatur TSAT=TSAT(p) vom Druck sowie des Sättigungsdrucks pSAT=pSAT(T) von der Temperatur bestimmt werden, wobei als Zustandspunkte ein Zustandspunkt (2.1) nach einem Inneren Wärmeübertrager (5) auf der Niederdruckseite, ein Zustandspunkt (2.2) nach dem Kompressor (3), ein Zustandspunkt (2.3) nach dem Gaskühler (4), ein Zustandspunkt (2.4) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) auf der Hochdruckseite, ein Zustandspunkt (2.5) nach einem Expansionsventil (6) sowie ein Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) definiert sind und daraus c) unter Verwendung des Volumenstroms sowie der Drehzahl des Kompressors (3), die durch die bekannte Motordrehzahl und das bekannte Übersetzungsverhältnis zum Kältemittelkompressor bestimmt wird, das für die Leistung benötigte Drehmoment berechnet wird, wobei i. der Volumenstrom unter Verwendung der Fläche der Öffnung eines Expansionsventils (6) bestimmt wird, ii. der Massenstrom unter Berücksichtigung des Hoch- und des Niederdrucks sowie der Kältemitteldichte bestimmt wird, iii. die Leistung unter Berücksichtigung des Massenstroms sowie mittels der einzelnen Zustandspunkte des Kältemittelkreislaufs (1) bestimmt wird, iv. der Hochdruck allgemein mit dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor (3) angenommen wird und der Niederdruck mittels der Funktion pSAT=pSAT(T) aus der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7), von der ein Offset abgezogen wird, bestimmt wird, v die Temperatur des Zustandspunktes (2.5) nach dem Expansionsventil (6) durch Subtraktion eines Offsets von der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7) ermittelt wird, in der Folge der Druck mittels pSAT=pSAT(T) berechnet wird und danach die spezifische Enthalpie über h=h(T,p) bestimmt wird, vi die Temperatur des Zustandspunktes (2.6) nach dem Verdampfer (7) durch Addition eines Offsets zu der Temperatur der Luft nach dem Verdampfer (7), der Druck durch Abziehen eines bestimmten Druckabfalls über den Verdampfer (7) von dem Wert des Drucks im Zustandspunkt (2.5) nach dem Expansionsventil (6) und in der Folge die spezifische Enthalpie über h=h(T,p) bestimmt wird, vii die spezifische Enthalpie des idealen Zustandspunktes (2.1 a) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) mittels h=h(T,p) unter der Annahme, dass der Innere Wärmeübertrager (5) mit 100 % Austauschgrad die Temperatur in diesem idealen Zustandspunkt (2.1a) auf die Außentemperatur erwärmt und unter Verwendung des Niederdrucks vom Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) bestimmt wird, viii. die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes (2.1) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) durch Multiplikation der Differenz der spezifischen Enthalpien vom idealen Zustandspunkt (2.1a) nach dem Inneren Wärmeübertrager (5) und dem Zustandspunkt (2.6) nach dem Verdampfer (7) mit dem realen Austauschgrad des Inneren Wärmeübertragers (5) und in der Folge durch eine Addition dieses Produktes zur spezifischen Enthalpie des Zustandspunktes (2.6) nach dem Verdampfer (7) bestimmt wird und ix. die spezifische Enthalpie des Zustandspunktes (2.2) nach dem Kompressor (3) aufgrund der Stoffeigenschaft h=h(T,p) aus den Messwerten der Temperatur des Kältemittels nach dem Kompressor (3) und dem Druck des Kältemittels nach dem Kompressor (3) bestimmt wird.Method for determining the torque of a compressor (3) of a refrigerant circuit (1) for a motor vehicle air conditioning system, in which a) the values of the outside temperature, the temperature of the air (8) after an evaporator, the temperature of the refrigerant after the compressor (3 ), the pressure of the refrigerant downstream of the compressor (3), and the temperature of the refrigerant downstream of a gas cooler (4) during operation of the refrigerant circuit (1) and b) status points of the refrigerant circuit (1) are determined from the recorded values using the the refrigerant specific dependencies of the specific enthalpy h=h(T,p) on the temperature T and the pressure p as well as the temperature T=T(p,h) on the pressure and specific enthalpy as well as the saturation temperature T SAT =T SAT (p) are determined by the pressure and the saturation pressure p SAT =p SAT (T) by the temperature, with a state point (2.1) after an internal heat exchanger (5) on the low-pressure side, an add state point (2.2) after the compressor (3), a state point (2.3) after the gas cooler (4), a state point (2.4) after the internal heat exchanger (5) on the high-pressure side, a state point (2.5) after an expansion valve (6) and a state point (2.6) are defined after the evaporator (7) and from this c) using the volume flow and the speed of the compressor (3), which is determined by the known engine speed and the known transmission ratio to the refrigerant compressor, which is required for the performance Torque is calculated, where i. the volume flow is determined using the area of the opening of an expansion valve (6), ii. the mass flow is determined taking into account the high and low pressure and the refrigerant density, iii. the performance is determined taking into account the mass flow and by means of the individual status points of the refrigerant circuit (1), iv. the high pressure is generally assumed to be the pressure of the refrigerant after the compressor (3) and the low pressure is determined using the function p SAT =p SAT (T) from the temperature of the air after the evaporator (7), from which an offset is subtracted v the temperature of the state point (2.5) after the expansion valve (6) is determined by subtracting an offset from the temperature of the air after the evaporator (7), as a result the pressure is calculated using p SAT =p SAT (T). and then the specific enthalpy is determined via h=h(T,p), vi the temperature of the state point (2.6) after the evaporator (7) by adding an offset to the temperature of the air after the evaporator (7), the pressure by Subtracting a certain pressure drop across the evaporator (7) from the value of the pressure at the state point (2.5) after the expansion valve (6) and subsequently determining the specific enthalpy via h=h(T,p), vii the specific enthalpy of the ideal state point (2.1 a) after the internal heat exchanger (5) using h=h(T,p) assuming that the internal heat exchanger (5) with 100% degree of exchange heats the temperature in this ideal state point (2.1a) to the outside temperature and using the low pressure is determined by the state point (2.6) after the evaporator (7), viii. the specific enthalpy of the state point (2.1) after the internal heat exchanger (5) by multiplying the difference of the specific enthalpy of the ideal state point (2.1a) after the internal heat exchanger (5) and the state point (2.6) after the evaporator (7) with the real degree of exchange of the internal heat exchanger (5) and subsequently by adding this product to the specific enthalpy of the state point (2.6) after the evaporator (7) and ix. the specific enthalpy of the state point (2.2) after the compressor (3) is determined based on the material property h=h(T,p) from the measured values of the temperature of the refrigerant after the compressor (3) and the pressure of the refrigerant after the compressor (3). will. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das verwendete Kältemittel Kohlendioxid (R744) ist.procedure after claim 1 , characterized in that the refrigerant used is carbon dioxide (R744). Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Messwerte mittels Sensoren (9, 10, 11, 12, 13) erfasst werden, wobei i. die Erfassung der Außentemperatur oder der Lufteintrittstemperatur in den Verdampfer (7) mittels eines Umgebungstemperatursensors oder eines Temperatursensors im Luftstrom vor dem Verdampfer erfolgt, ii. die Erfassung der Lufttemperatur nach Durchströmen des Verdampfers mittels eines Temperatursensors (13) im Luftstrom nach dem Verdampfer geschieht, iii. die Erfassung der Temperatur des Kältemittels nach dem Durchströmen des Kompressors (3) mittels Temperatursensoren (10) durchgeführt wird, iv. die Erfassung des Drucks des Kältemittels nach dem Durchströmen des Kompressors (3) mittels Drucksensoren (9) erfolgt und v. die Erfassung der Temperatur des Kältemittels nach dem Durchströmen des Gaskühlers (4) mittels Temperatursensoren (12) statt findet.Procedure according to one of Claims 1 until 2 , characterized in that the measured values are recorded by means of sensors (9, 10, 11, 12, 13), i. the outside temperature or the air inlet temperature in the evaporator (7) is detected by means of an ambient temperature sensor or a temperature sensor in the air flow in front of the evaporator, ii. the air temperature is recorded after it has flowed through the evaporator by means of a temperature sensor (13) in the air flow after the evaporator, iii. the detection of the temperature of the refrigerant after it has flowed through the compressor (3) is carried out by means of temperature sensors (10), iv. the pressure of the refrigerant is detected after it has flowed through the compressor (3) by means of pressure sensors (9) and v. the temperature of the refrigerant is detected after it has flowed through the gas cooler (4) by means of temperature sensors (12). Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperatur des Kältemittels nach dem Gaskühler (4) zur Bestimmung der spezifischen Enthalpie des Zustandspunktes (2.3) nach dem Gaskühler (4) im Kältemittelkreislauf (1) nicht gemessen, sondern als Außentemperatur zuzüglich eines Offsets angenommen wird.Procedure according to one of Claims 1 until 3 , characterized in that the temperature of the refrigerant after the gas cooler (4) for determining the specific enthalpy of the state point (2.3) after the gas cooler (4) in the refrigerant circuit (1) is not measured, but is assumed to be the outside temperature plus an offset.
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