DE3829101A1

DE3829101A1 - THERMOSTATIC EXPANSION VALVE

Info

Publication number: DE3829101A1
Application number: DE3829101A
Authority: DE
Inventors: Roland Dipl Phys Burk; Hans-Joachim Dipl In Ingelmann; Karl Dipl Ing Lochmahr
Original assignee: Behr GmbH and Co KG
Current assignee: Mahle Behr GmbH and Co KG
Priority date: 1988-08-27
Filing date: 1988-08-27
Publication date: 1990-03-01
Also published as: ES2049278T3; EP0356642A1; EP0356642B1; DE58907071D1

Description

Die Erfindung betrifft ein thermostatisches Expansionsventil für an Bord eines Kraftfahrzeugs betriebene Kälteanlagen mit einer Drosselstelle, durch die das im Kondensator verflüssigte Kältemittel hindurchtritt, und deren Öffnung durch die Stellung eines Drosselkörpers bestimmt wird, die von einem Druck- und/oder Temperaturweggeber oder von einer Membran beeinflußt wird, deren eine Seite von dem Kältemitteldampf zwischen Verdampfer und Verdichter und deren andere Seite durch ein Steuermedium beaufschlagt wird, wobei der Drosselkörper durch eine Feder vorgespannt wird. The invention relates to a thermostatic expansion valve for Refrigeration systems operated on board a motor vehicle with a Throttle point through which the liquefied in the condenser Refrigerant passes through, and its opening through the position a throttle body is determined by a pressure and / or Temperature sensor or is influenced by a membrane, the one side of the refrigerant vapor between the evaporator and Compressor and its other side through a control medium is applied, the throttle body by a spring is biased.

Ein derartiges Expansionsventil ist bekannt. Es ist in Fig. 1 dargestellt. Dabei wird Kältemitteldampf (Sauggas) bei niedrigem Druck und tiefer Temperatur von einem Verdichter 1 angesaugt und auf einen höheren Druck gebracht. Dabei erfolgt eine Erwärmung des Kältemittels. Danach folgt im Kondensator 2 die Verflüssigung bei hohem Druck unter Wärmeabgabe an die Umgebung. Das verflüssigte Kältemittel wird dann durch die Drosselstelle 3 des Expansionsventils 4 geführt. Die Drosselung führt zu einer Druck- und Temperaturabnahme bei teilweiser Verdampfung der flüssigen Kältemittel. Das Kältemittel gelangt dann von der Drosselstelle 3 zum Verdampfer 5. Dort wird dem Kältemittel aus der zu kühlenden Umgebung, also z. B. dem Innenraum des Kraftfahrzeugs, Wärme zugeführt. Dabei wird der restliche Teil des Kältemittels verdampft. Darauf beginnt der Kreislauf aufs neue.Such an expansion valve is known. It is shown in Fig. 1. In this case, refrigerant vapor (suction gas) is drawn in by a compressor 1 at low pressure and low temperature and brought to a higher pressure. The refrigerant is heated. This is followed by condensation in condenser 2 at high pressure, giving off heat to the environment. The liquefied refrigerant is then passed through the throttle 3 of the expansion valve 4 . The throttling leads to a decrease in pressure and temperature with partial evaporation of the liquid refrigerants. The refrigerant then passes from the throttle 3 to the evaporator 5 . There is the refrigerant from the environment to be cooled, so z. B. the interior of the motor vehicle, heat is supplied. The remaining part of the refrigerant is evaporated. The cycle then begins anew.

Bei der Rückführung des Sauggases vom Verdampfer 5 zum Verdichter 1 wird das Kältemittel durch den Sauggasraum 6 des Expansionsventils 4 geleitet. Über dem Sauggasraum 6 befindet sich der Steuerkopf 7, in dem eine Membran 8 angeordnet ist. Ihre untere Fläche hat Wärmekontakt mit dem Sauggasraum 6 und damit mit dem vom Verdampfer 5 zum Verdichter 1 strömenden Kältemitteldampf. Oberhalb der Membran 8 ist der Steuerkopf 7 mit Steuermedium 9 gefüllt. Dies ist in der Regel identisch mit dem Kältemittel im Kreislauf. Das Steuermedium ist so ausgelegt, daß es unter Betriebsbedingungen mit Verdampfungstemperaturen unter ca. +10°C als Naßdampfgemisch, oberhalb ca. 15°C bei maximalem Betriebsdruck als überhitztes Gas vorliegt. Mit der Membran 8 ist eine Übertragungsstange 10 verbunden. An ihrem unteren Ende ist der Drosselkörper 11 befestigt. Seine relative Stellung gegenüber der Drosselstelle 3 bestimmt den durchströmten Querschnitt derselben und damit den Grad der Drosselung des Kältemittels. Das vom Kondensator 2 kommende verflüssigte Kältemittel gelangt zuerst in den Raum 26 (Hochdruckseite) und von dort über die Drosselstelle 3 in Raum 29 (Niederdruckseite). Auf den Drosselkörper 11 wirkt von unten eine Feder 12, deren Vorspannung mittels einer Spindel 13 einstellbar ist. Die Übertragungsstange 10 ist mittels einer Dichtung 14, die Spindel 13 mittels einer Dichtung 15 im Gehäuse abgedichtet. Stellt sich ein bestimmter Betriebszustand ein, so befinden sich die aus dem Druck des Steuermediums 9 im Steuerkopf 7 resultierende Kraft auf die Membran 8, die aus dem Druck des Sauggases im Sauggas 6 auf die Membran 8 ausgeübte Kraft, sowie durch die Feder 12 auf den Drosselkörper 11 ausgeübte Kraft im Gleichgewicht.When the suction gas is returned from the evaporator 5 to the compressor 1 , the refrigerant is passed through the suction gas space 6 of the expansion valve 4 . The control head 7 , in which a membrane 8 is arranged, is located above the suction gas chamber 6 . Its lower surface has thermal contact with the suction gas space 6 and thus with the refrigerant vapor flowing from the evaporator 5 to the compressor 1 . The control head 7 is filled with control medium 9 above the membrane 8 . This is usually identical to the refrigerant in the circuit. The control medium is designed so that it is present as an overheated gas under operating conditions with evaporation temperatures below approx. + 10 ° C as a wet steam mixture, above approx. 15 ° C at maximum operating pressure. A transmission rod 10 is connected to the membrane 8 . The throttle body 11 is fastened at its lower end. Its relative position in relation to the throttle point 3 determines the cross section through which it flows and thus the degree of throttling of the refrigerant. The liquefied refrigerant coming from the condenser 2 first enters the room 26 (high-pressure side) and from there via the throttle 3 in the room 29 (low-pressure side). A spring 12 acts on the throttle body 11 from below, the pretensioning being adjustable by means of a spindle 13 . The transmission rod 10 is sealed by means of a seal 14 , the spindle 13 by means of a seal 15 in the housing. A particular operating condition arises a so are the 9 resulting in the control head 7 force from the pressure of the control medium to the membrane 8, the force exerted from the pressure of the suction gas in the suction gas 6 to the membrane 8 force, as well as by the spring 12 to the Throttle body 11 exerted force in equilibrium.

Es ist Ziel der Einstellung der Arbeitsbedingungen des Expansionsventils 4, aus Gründen der Effektivität der Kälteleistung mit einer relativ großen "Überhitzung" des Saugdampfes hinter dem Verdampfer 5 und somit auch im Sauggasraum 6 zu arbeiten. Das ist u. a. erforderlich, weil ein Teil des flüssigen Kältemittels in dem zur Schmierung des Kompressors beigemischten Öl gelöst bleibt und somit zur Kühlung nichts beiträgt. Dieser im Öl gelöste Kältemittelanteil nimmt mit zunehmender Überhitzung ab. Andererseits soll das Kältemittel hinter dem Verdichter 1 eine maximale Temperatur tmax von z. B. 150°C nicht überschreiten. Im Mittel soll die Temperatur sogar nicht höher als z. B. 130°C sein. Als Überhitzung bezeichnet man dabei den Temperaturunterschied des Kältemitteldampfes gegenüber dem als Naßdampfgemisch vorliegenden Kältemittels bei gleichem Druck. Zur Verdeutlichung wird auf das Enthalpie (log p/h)-Diagramm nach Fig. 2 Bezug genommen. Die Kurve K bezeichnet die Siede- bzw. Taulinie, d. h. sie schließt den Naßdampfbereich ein. Die Linien AB bzw. A′B′, BC bzw. B′C, CD und DA bzw. CA′ bezeichnen die Zustandsänderungen im Verdichter 1, im Kondensator 2, im Expansionsventil 4 und im Vedampfer 5. Zur Verdeutlichung sind einige Temperaturwerte eingetragen. Bei einer Auslegung, die durch die Punkte A und B gekennzeichnet ist, beträgt die Überhitzung Δ tü nach dem Verdampfer 5 z. B. 5°C. Dies führt unter den angenommenen Betriebsbedingungen dazu, daß hinter dem Verdichter 1 der Kältemitteldampf die maximal zulässige Temperatur tmax von 150°C erreicht. Bei einer anderen Auslegung, die durch die Punkte A′ und B′ gekennzeicnet ist, beträgt die Überhitzung nach dem Verdampfen 5 z. B. 3°C mit der Folge, daß hinter dem Verdichter 1 lediglich die als Durchschnittswert tolerierbare Temperatur des Kältemitteldampfes von ca. 130°C erreicht wird. In Fig. 2 ist zur Vervollständigung noch der bei Durchtritt durch das Expansionsventil 4 auftretende Druckverlust Δ P _EX, sowie ferner der im Verdampfer 5 auftretende Druckverlust Δ P _V eingetragen. The aim of the adjustment of the working conditions of the expansion valve 4 is to work with a relatively large "overheating" of the suction steam behind the evaporator 5 and thus also in the suction gas space 6 for reasons of the effectiveness of the cooling capacity. This is necessary, among other things, because part of the liquid refrigerant remains dissolved in the oil added to lubricate the compressor and thus does not contribute to cooling. This proportion of refrigerant dissolved in the oil decreases with increasing overheating. On the other hand, the refrigerant behind the compressor 1 should have a maximum temperature tmax of z. B. Do not exceed 150 ° C. On average, the temperature should not even exceed z. B. 130 ° C. Overheating refers to the temperature difference between the refrigerant vapor and the refrigerant present as a wet vapor mixture at the same pressure. For clarification, reference is made to the enthalpy (log p / h) diagram according to FIG. 2. Curve K denotes the boiling or dew line, ie it includes the wet steam range. The lines AB and A'B ', BC and B'C, CD and DA and CA' indicate the changes in state in the compressor 1 , in the condenser 2 , in the expansion valve 4 and in the evaporator 5th Some temperature values are entered for clarification. In one design, which is characterized by the points A and B, the overheating Δ done according to the evaporator 5 is z. B. 5 ° C. Under the assumed operating conditions, this leads to the refrigerant vapor behind the compressor 1 reaching the maximum permissible temperature t max of 150 ° C. In another design, which is marked by the points A ' and B' , the superheating after evaporation is 5 z. B. 3 ° C with the result that only the temperature of the refrigerant vapor tolerable as an average value of about 130 ° C is reached behind the compressor 1 . In FIG. 2, the pressure loss Δ P _EX that occurs when passing through the expansion valve 4 and the pressure loss Δ P _V that occurs in the evaporator 5 are also entered for completion.

Bei Kälte-Anlagen in Kraftfahrzeugen besteht das Problem darin, daß sich die Betriebsbedingungen dauernd ändern; die Leistung des Verdichters, der vom Motor des Kraftfahrzeuges angetrieben wird, ändert sich laufend mit der Drehzahl: In Fig. 3 sind in das Enthalpie-Diagramm typische Betriebszustände, nämlich die Betriebszustände 64/2, 32/2 und IT eingezeichnet. Es handelt sich dabei um in der Kfz-Technik übliche Abnahmefahrwerte, in denen maximale Kälteleistung = minimale Innenraumtemperatur gefordert wird. IT (Idle-Test) ist ein Betriebszustand einer Kfz-Klimaanlage, bei dem sich das Fahrzeug im Stillstand befindet und der Verdichter von dem mit Leerlaufdrehzahl laufenden Fahrzeugmotor angetrieben wird. Die Belüftung des Kondensators ist in diesem Fall am ungünstigsten, so daß besonders hohe Drücke und Heißgastemperaturen auftreten können. Im Betriebszustand 32/2 beträgt die Fahrgeschwindigkeit 32 km/h, die Getriebeschaltstellung ist der zweite Gang. Dies ist ein im allgemeinen unkritischer Fahrzustand. 64/2 (64 km/h; 2. Gang) ist ein Fahrzustand, bei dem zur Zeit die kritischsten Heißgastemperaturen auftreten.The problem with refrigeration systems in motor vehicles is that the operating conditions change constantly; the output of the compressor, which is driven by the motor of the motor vehicle, changes continuously with the speed: In FIG. 3, typical operating states, namely operating states 64/2, 32/2 and IT, are shown in the enthalpy diagram. These are the acceptance driving values common in automotive engineering, in which maximum cooling capacity = minimum interior temperature is required. IT (idle test) is an operating state of a vehicle air conditioning system in which the vehicle is at a standstill and the compressor is driven by the vehicle engine running at idling speed. The ventilation of the condenser is the most unfavorable in this case, so that particularly high pressures and hot gas temperatures can occur. In operating mode 32/2 , the driving speed is 32 km / h, the gear shift position is second gear. This is a generally uncritical driving condition. 64/2 (64 km / h; 2nd gear) is a driving condition in which the most critical hot gas temperatures currently occur.

Aus Fig. 2 ergibt sich die strichpunktierte Kurve als typischer Verlauf der Überhitzung Δ tü. In den Betriebszuständen IT und 64/2 wird die maximal zulässige Temperatur des Kältemitteldampfes tmax erreicht. Im Betriebszustand 32/2 ist dies nicht der Fall. Hier wird bei B′ lediglich eine geringere Temperatur hinter dem Verdichter erreicht. Es wäre aus Gründen der Erhöhung der Effektivität der Kälteanlage in diesem Betriebszustand durchaus wünschenswert und auch möglich, mit einer höheren Überhitzung zu arbeiten, und zwar maximal soweit, daß B′ ebenfalls auf der Kurve tmax liegen würden. Aus diesen Forderungen ergibt sich die strichpunktiert eingezeichnete Linie als gewünschte Kennlinie Δ tü/Soll. Vereinfacht kann man die Forderung dahingehend ausdrücken, daß die Überhitzung aus Gründen der Effektivität um 8 K betragen sollte, daß sie aber zur Vermeidung unzulässig hoher Kältemitteldampftemperaturen sowie zur Vermeidung zu früher Verdampfervereisung bei bestimmten Betriebsbedingungen bis auf 1 bis 2 K herab regelbar sein sollte.From Fig. 2, the dash-dotted curve is a typical course of overheating Δ do. In the operating states IT and 64/2 , the maximum permissible temperature of the refrigerant vapor tmax is reached. This is not the case in operating state 32/2 . Here at B ' only a lower temperature is reached behind the compressor. For reasons of increasing the effectiveness of the refrigeration system in this operating state, it would be entirely desirable and also possible to work with a higher superheat, to the extent that B 'would also lie on the curve tmax . For these demands, the dash-dotted line results recorded as the desired characteristic Δ tü / target. To put it simply, the requirement can be expressed that the overheating should be around 8 K for reasons of effectiveness, but that it should be adjustable down to 1 to 2 K in order to avoid inadmissibly high refrigerant vapor temperatures and to avoid early evaporator icing under certain operating conditions.

Es ist demgemäß Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Expansionsventil der eingangs genannten Art zu schaffen, das eine Regelung der Überhitzung Δ tü des Kältemitteldampfes nach dem Verdampfer in Abhängigkeit von den Betriebsbedingungen derart ermöglicht, daß die maximal zulässige Temperatur tmax nach dem Verdichter nicht überschritten wird.It is accordingly an object of the present invention, an expansion valve of the initially named kind that a control of the overheating Δ tü of the refrigerant vapor downstream of the evaporator as a function of the operating conditions allow such a way that the maximum temperature Tmax is not exceeded after the compressor.

Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind in den Unteransprüchen definiert.This object is achieved with the features of claim 1 solved. Advantageous further developments are in the subclaims Are defined.

Ausführungsbeispiele der Erfindung und ihrer vorteilhaften Weiterbildungen werden im folgenden beschrieben. Die Zeichnungen stellen dar: Embodiments of the invention and its advantageous Further training is described below. The painting represent:

Fig. 1 den Kreislauf einer Kälteanlage nach dem vorbekannten Stand der Technik; Figure 1 shows the circuit of a refrigeration system according to the prior art.

Fig. 2 das Enthalpie-Diagramm für den Kreislauf nach Fig. 1; FIG. 2 shows the enthalpy diagram for the circuit according to FIG. 1;

Fig. 3 verschiedene Betriebszustände eines Kraftfahrzeugs im Enthalpie-Diagramm; FIG. 3 shows different operating states of a motor vehicle in the enthalpy chart;

Fig. 4 bis 8 5 Ausführungsbeispiele. FIGS. 4 to 8 5 embodiments.

Soweit die Teile in den Fig. 4 bis 8 nicht besonders gezeichnet sind, sind sie dieselben wie in Fig. 1; außerdem sind in den Fig. 4 bis 8 Verdichter, Kondensator und Verdampfer der Einfachheit halber weggelassen.Unless the parts in Figures 4 to 8 are specially drawn, they are the same as in Figure 1; Also 4 to 8 compressor, condenser and evaporator are omitted for simplicity in Figs..

Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 ist die Feder 12, die den Drosselkörper 11 in Schließstellung drückt, auf einem Einstellteller 20 abgestützt, der höhenverschiebbar in einer Druckdose 21 angeordnet ist. Der Raum 22 unterhalb des Einstelltellers 20 steht druckmäßig mit dem Sauggasraum 6 über eine Leitung 23 in Verbindung. Der Raum 24 oberhalb des Einstelltellers 20 steht über eine Leitung 25 mit dem Raum 26 (Hochdruckseite) in Verbindung, in den das verflüssigte Kältemittel vom Kondensator her einströmt. Auf den Einstellteller 20 wirkt ferner eine weitere Feder 27, deren Druck auf den Einstellteller 20 mittels des Einstellrades 28 einstellbar ist. Der Einstellteller 20 unterliegt also zusätzlich zur Kraft der Feder 12, 27 noch dem Differenzdruck zwischen dem Druck im Raum 26 (Hochdruckseite) und dem Druck im Sauggasraum 6 (Niederdruckseite). Da an der Drosselstelle 3 des Expansionsventils 4 im gesamten Kältemittelkreislauf der entscheidende Druckabfall stattfindet, ist der Druck im Raum 26 größer als der Sauggasraum 6. Der Differenzdruck wird also in Gegenrichtung zu den Drücken der beiden Federn 12, 27 am Einstellteller 20 am Drosselkörper 11 in Öffnungsrichtung der Drosselstelle 3 wirksam. Das hat zur Folge:In the exemplary embodiment according to FIG. 4, the spring 12 , which presses the throttle body 11 in the closed position, is supported on an adjusting plate 20 which is arranged in a pressure cell 21 so as to be height-adjustable. The space 22 below the adjusting plate 20 is connected in terms of pressure to the suction gas space 6 via a line 23 . The space 24 above the adjusting plate 20 is connected via a line 25 to the space 26 (high pressure side) into which the liquefied refrigerant flows from the condenser. On the adjustment plate 20 acts further comprising a further spring 27, whose pressure is adjustable by means of the control wheel 28 on the adjustment plate twentieth In addition to the force of the springs 12, 27 , the adjusting plate 20 is therefore also subject to the differential pressure between the pressure in the space 26 (high pressure side) and the pressure in the suction gas space 6 (low pressure side). Since the decisive pressure drop takes place in the entire refrigerant circuit at the throttle point 3 of the expansion valve 4 , the pressure in the space 26 is greater than the suction gas space 6 . The differential pressure is thus effective in the opposite direction to the pressures of the two springs 12, 27 on the adjusting plate 20 on the throttle body 11 in the opening direction of the throttle point 3 . As a result:

Tritt hinter dem Verdichter 1 und damit auch hinter dem Kondensator 2 ein zu hoher Druck des in den Raum 26 des Expansionsventils 4 eintretenden verflüssigten Kältemittels auf, der mit einer zu hohen Temperatur hinter dem Verdichter 1 einhergeht, so führt das zu einer entsprechenden Druckerhöhung im Raum 24 und damit zu einer Entlastung der Federn 12, 27. Damit bewegt sich der Drosselkörper 11 abwärts. Der Querschnitt der Drosselstelle 3 wird vergrößert. Es fließt ein erhöhter Massestrom durch die Drosselstelle 3. Dies führt zu einer Verringerung der Überhitzung Δ tü im Sauggasraum 6. Derselbe Effekt tritt ein, wenn der Druck im Sauggasraum 6 absinkt. Das System wird so ausgelegt, daß bei Verdampfungstemperaturen von 0°C mit leistungsoptimaler Überhitzung Δ tü gefahren wird. Es ergibt sich dabei eine Überhitzung im Betriebszustand IT bei Fahrwerten von t(p _RVa) größer oder gleich 0°C (R: Kältemittel; V: Verdampfer; a: Austritt). Es ist also möglich, unter Verwendung dieses Ausführungsbeispiels mit maximalem Betriebsdruck (Maximum Operating Pressure = MOP) zu fahren. Außerdem sind die bei heute in Serie befindlichen Expansionsventilen erforderlichen Änderungen gering.If a too high pressure of the liquefied refrigerant entering the space 26 of the expansion valve 4 occurs behind the compressor 1 and thus also behind the condenser 2 , which is accompanied by an excessively high temperature behind the compressor 1 , this leads to a corresponding pressure increase in the room 24 and thus to relieve the springs 12, 27 . The throttle body 11 thus moves downward. The cross section of the throttle 3 is enlarged. An increased mass flow flows through throttle 3 . This leads to a reduction in overheating Δ in tü Sauggasraum. 6 The same effect occurs when the pressure in the suction gas space 6 drops. The system is designed in such a way that at evaporation temperatures of 0 ° C with optimal performance overheating Δ tü . This results in overheating in the IT operating state with driving _values of t (p _RVa ) greater than or equal to 0 ° C (R : refrigerant; V : evaporator; a : outlet). It is therefore possible to drive at maximum operating pressure (MOP) using this exemplary embodiment. In addition, the changes required for expansion valves currently in series production are minor.

Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 5 erfolgt eine Änderung der Federkraft durch ein elektrisch ansteuerbares Regelorgan. Die Feder 12, die den Drosselkörper 11 in Schließrichtung drückt, ist auf einer Plattform 30 gelagert, die auf der Oberseite eines Steuerkolbens 31 angeordnet ist, der in einer Druckdose 32 auf und ab verschiebbar ist. Der Steuerkolben 31 wird durch eine Feder 33 nach oben gedrückt. Die Druckdose 33 steht über den Anschlußstutzen 34 mit einem zylindrischen Raum 35 in Verbindung, in dem ein Servokolben 36 hin und her schwingt. Der Servokolben 36 ist mit zwei Bunden 37, 38 versehen. Auf den linken Bund 37 wirkt über Öffnung 43, Raum 44 und Öffnung 45 der Hochdruck vor der Drosselstelle 3. Auf den rechten Bund 38 des Servokolbens 36 wirkt eine weitere Feder 39, die am Gehäuse abgestützt ist. Das linke Ende des Servokolbens 36 ist mit dem Stößel 40 eines Magnetventils 41 verbunden. Der Raum rechts des Bundes 38, in dem die Feder angeordnet ist, steht über die Öffnung 46, den Raum 47 und die Leitung 48 mit dem Niederdruck in Raum 29 hinter der Drosselstelle 3 in Verbindung. Bei stromlosem Magnetventil 41 wirkt auf den Servokolben demgemäß links vom Bund 37 der Hochdruck des vom Kondensator 2 her kommenden verflüssigten Kältemittels und rechts des Bundes 38 die Feder 39. Der Servokolben 35 schwingt hin und her, wobei in der einen Endlage der Bund 37 die Öffnung 45 und in der anderen Endlage der Bund 38 die Öffnung 46 jeweils kurzfristig öffnet, wobei dann jeweils die andere Öffnung zum Raum 35 verschlossen ist. Demzufolge findet parallel zur (Haupt-)Drosselstelle 3 über die Öffnungen 45 und 46 und Raum 35 intermittierend ein weiterer, kleinerer Kältemittel-Teilstrom statt. Dieser Kältemittel-Teilstrom wird unterbrochen, wenn das Magnetventil 41 erregt und in seiner linken Endstellung fixiert wird, in der der linke Bund 37 die Öffnung 45 mit dem Raum 35 zwischen den beiden Bunden 37, 38 verbindet. Dann kann sich der Druck der Hochdruckseite des Expansionsventils 4 im Raum 26, bis in das Innere der Druckdose 32 fortpflanzen und drückt somit den Steuerkolben 31 zusätzlich zu den Federn 12, 33 nach oben. Der Querschnitt der Drosselstelle 3 wird also verkleinert. Entsprechend wird der Massestrom durch die Drosselstelle und damit die Kühlung verringert, so daß die Überhitzung tü vergrößert wird. Durch gezieltes Ablassen des Druckes in der Druckdose 32 (Steuerdruck) sind auch Zwischenstellungen möglich. Die Taktung des Magnetventils 41 kann in Abhängigkeit einer Messung der Temperatur hinter dem Verdichter erfolgen. Dieses Ausführungsbeispiel ermöglicht durch entsprechende Taktung auch eine gleitende Überhitzungseinstellung zwischen zwei Grenzwerten. Es zeichnet sich durch ein hohe Ansprechgeschwindigkeit aus. Das Magnetventil 41 hat lediglich Servofunktion, kann also entsprechend klein ausgebildet sein. Durch eine Spülmöglichkeit und vergleichsweise große Querschnitte in den Verbindungskanälen ist praktisch keine Verstopfungsgefahr gegeben. Bei elektrischen Störungen arbeitet das Ventil mit kleiner Überhitzung. Das ergibt somit gute Notlaufeigenschaften.In the embodiment of Fig. 5 a change in the spring force is effected by an electrically activatable regulating member. The spring 12 , which presses the throttle body 11 in the closing direction, is mounted on a platform 30 which is arranged on the top of a control piston 31 which can be moved up and down in a pressure cell 32 . The control piston 31 is pressed upwards by a spring 33 . The pressure cell 33 is connected via the connecting piece 34 to a cylindrical space 35 in which a servo piston 36 swings back and forth. The servo piston 36 is provided with two collars 37, 38 . The high pressure in front of the throttle 3 acts on the left collar 37 via opening 43 , space 44 and opening 45 . A further spring 39 , which is supported on the housing, acts on the right collar 38 of the servo piston 36 . The left end of the servo piston 36 is connected to the tappet 40 of a solenoid valve 41 . The space to the right of the collar 38 , in which the spring is arranged, is connected via the opening 46 , the space 47 and the line 48 to the low pressure in space 29 behind the throttle 3 . When the solenoid valve 41 is de-energized, the high pressure of the liquefied refrigerant coming from the condenser 2 acts on the servo piston to the left of the collar 37 and the spring 39 to the right of the collar 38 . The servo piston 35 swings back and forth, whereby in one end position the collar 37 opens the opening 45 and in the other end position the collar 38 briefly opens the opening 46 , the other opening then being closed off from the space 35 . Accordingly, a further, smaller partial refrigerant flow takes place in parallel to the (main) throttle point 3 via the openings 45 and 46 and space 35 . This partial refrigerant flow is interrupted when the solenoid valve 41 is energized and fixed in its left end position, in which the left collar 37 connects the opening 45 to the space 35 between the two collars 37, 38 . Then, the pressure of the high pressure side of the expansion valve 4 in the space 26 can propagate into the interior of the pressurized can 32 and thus presses the control piston 31 in addition to the springs 12, 33 upward. The cross section of the throttle point 3 is thus reduced. Accordingly, the mass flow through the throttle point and thus the cooling is reduced, so that the overheating is increased. By releasing the pressure in the pressure can 32 (control pressure), intermediate positions are also possible. The solenoid valve 41 can be clocked as a function of a measurement of the temperature downstream of the compressor. This exemplary embodiment also enables a sliding overheating setting between two limit values by appropriate clocking. It is characterized by a high response speed. The solenoid valve 41 has only a servo function and can therefore be made correspondingly small. Due to the possibility of flushing and comparatively large cross sections in the connecting channels, there is practically no risk of clogging. In the event of electrical faults, the valve works with slight overheating. This results in good emergency running properties.

Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 6 arbeitet mit einem Thermomotor 60 als Regelorgan, der durch ein Steuermedium 62 in einem Wellbalg 61 und eine Heizplatte 63, die über einen Anschluß 64 beheizbar ist, gebildet wird und von einer Isolierung 65 umgeben ist. Im Wellbalg 61 ist eine weitere Feder 66 zur Hochdruckkompensation vorgesehen. Der Thermomotor 60 befindet sich innerhalb der Isolierung 65 in einer Dose 67, die über Leitung 68 entlüftet wird.The embodiment according to FIG. 6 works with a thermal motor 60 as a regulating element, which is formed by a control medium 62 in a corrugated bellows 61 and a heating plate 63 , which can be heated via a connection 64 , and is surrounded by an insulation 65 . A further spring 66 for high pressure compensation is provided in the bellows 61 . The thermal motor 60 is located inside the insulation 65 in a can 67 , which is vented via line 68 .

Der Thermomotor 60 wirkt auf einen Einstellteller 70, der zwischen den Dichtungen 71 höhenverschiebbar angeordnet ist und seinerseits die Feder 72 abstützt. Die Feder 72 drückt mit ihrem oberen Ende gegen den Drosselkörper 11, und zwar zusätzlich zu der Feder 12, die auf einer Plattform 30 abgestützt ist, die auf den Kragen 50 aufsitzt. Je nach Heizleistung, die der Heizplatte 63 zugeführt wird, dehnt sich das Steuermedium 63 im Wellbalg 61 aus und drückt damit den Einstellteller 70 nach oben und erhöht somit den Druck der Feder 72 auf den Drosselkörper 11. Wegfall der Heizleistung bedeutet also Verringerung von Δ tü. Bei dem in Fig. 6 gezeigten Ausführungsbeispiel ist noch vorteilhaft, daß der Thermomotor 61 über Leitung 68 mit dem abgekühlten Kältemittel im Raum 29 hinter der Drosselstelle 3 in Verbindung steht, so daß auf diese Weise eine Kühlung des Thermomotors erfolgen kann. Die Heizplatte 63 kann vorzugsweise durch einen eigensicheren PTC-Widerstand realisiert werden. Die Wellbalg-Konstruktion eignet sich im Hinblick auf die erforderlichen Hubwege, die in der Praxis 1,5 bis 2 mm betragen. Es handelt sich bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 6 um ein besonders einfaches mechanisches System mit kleinen Zeitkonstanten. Bei Ausfall der Heizung ergeben sich gesicherte Notlaufeigenschaften, da das Expansionsventil 4 dann mit niedriger Überhitzung (Drosselstelle 3 weit auf) arbeitet. Eine weitere Variation (nicht gezeigt) des Ausführungsbeispiels nach Fig. 6 könnte darin bestehen, daß man den Thermomotor auch - der Kühlung wegen - in den Sauggasraum 6 legt und die Kraftübertragung auf den Drosselkörper 11 durch ein Hebelgestänge realisiert.The thermal motor 60 acts on an adjusting plate 70 which is arranged such that it can be displaced in height between the seals 71 and which in turn supports the spring 72 . The spring 72 presses with its upper end against the throttle body 11 , in addition to the spring 12 , which is supported on a platform 30 which is seated on the collar 50 . Depending on the heating power that is supplied to the heating plate 63 , the control medium 63 in the corrugated bellows 61 expands and thus presses the adjusting plate 70 upward and thus increases the pressure of the spring 72 on the throttle body 11 . Elimination of heating power therefore means reduction of Δ do. In the exemplary embodiment shown in FIG. 6, it is also advantageous that the thermomotor 61 is connected via line 68 to the cooled refrigerant in the space 29 behind the throttle 3 , so that the thermomotor can be cooled in this way. The heating plate 63 can preferably be realized by an intrinsically safe PTC resistor. The corrugated bellows construction is suitable with regard to the required travel, which in practice is 1.5 to 2 mm. This is in the embodiment of FIG. 6 is a particularly simple mechanical system with small time constants. If the heating fails, reliable emergency running properties result, since the expansion valve 4 then works with low overheating (throttle 3 far open). A further variation (not shown) of the exemplary embodiment according to FIG. 6 could consist in that the thermal motor is also placed in the suction gas space 6 because of the cooling and the power transmission to the throttle body 11 is realized by a lever linkage.

Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 7 ist der Steuerkopf 7 mit einer Induktionsspule 80 umgeben. Auf diese Weise wird dem Steuerkopf bei Erregung der Induktionsspule mehr Wärme zugeführt als an sich zur Ausregelung der Überhitzung Δ tü notwendig wäre. Dies hat einen Druckanstieg der Steuerfüllung 9 oberhalb der Membrane 8 zur Folge, der die durch Drosselkörper 11 und Übertragungsstange 10 gebildete Einheit stärker nach unten schiebt, so daß sich dadurch ein erhöhter Massestrom und demzufolge eine bessere Kühlung und damit eine geringere Überhitzung Δ tü ergibt. Bei einer praktischen Realisierung dieses Ausführungsbeispiels ergab sich, daß, ausgehend von einer Basiseinstellung von Δ tü = 8 K bei ca. 3 bar Verdampfungsdruck zur Abregelung der Überhitzung auf 2 K eine Leistung von ca. 3 W erforderlich ist. Sie setzt sich zusammen aus der für die Zustandsänderung der Steuerfüllung 9 notwendigen Leistung und dem Wärmeverlust über der Membranfläche 8. Einschließlich weiterer Verluste an die Umgebung kann mit einer Leistung unter 20 W gerechnet werden. Wichtig ist, daß das Ventilgehäuse in seiner Gesamtheit aus elektrisch schlecht leitendem Werkstoff ausgebildet sein sollte, um die Effektivität der Einwirkung der Induktionsspule 80 auf die Steuermembran 8 zu erhöhen.In the exemplary embodiment according to FIG. 7, the control head 7 is surrounded by an induction coil 80 . In this way, the control head is supplied more heat upon energization of the induction coil as tu se needed to reach the overheating Δ would be necessary. This results in a pressure increase in the control panel 9 above the diaphragm 8 a result, pushes the assembly formed by the throttle body 11 and the transmission rod 10 downwardly more, so that this results in an increased mass flow and consequently a better cooling and thus a lower overheating Δ do. In a practical realization of this embodiment, it was found that a performance is, starting from a basic setting of Δ = 8 tü K at about 3 bar pressure for evaporation speed regulation of superheating at 2 K of about 3 W is required. It is composed of the power required for changing the state of the control filling 9 and the heat loss over the membrane surface 8 . Including further losses to the environment, a power below 20 W can be expected. It is important that the valve housing as a whole should be made of poorly electrically conductive material in order to increase the effectiveness of the action of the induction coil 80 on the control membrane 8 .

Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 8 zeigt die direkte Beheizung des Steuermediums 9 durch ein oberhalb des Steuerkopfes 7 in einer tassenartigen Vertiefung desselben angeordnete elektrische Heizplatte 90 mit Anschluß 91, die durch einen PTC-Widerstand (Positive Temperature Coefficient) oder ein Peltier-Element gebildet werden kann und von einer Isolierkappe 92 umgeben ist. Bei dieser Anordnung ist eine elektrische Heizleistung der Heizplatte 90 von ca. 8 W erforderlich, um die Überhitzung Δ tü von 7 K auf ca. 1,5 K abzusenken. Da bei diesem Ausführungsbeispiel lediglich der Steuerkopf gegenüber herkömmlichen Expansionsventilen (vgl. Fig. 1) geändert werden muß, eignet sich das Ausführungsbeispiel ganz besonders für die Nachrüstung bestehender Kälteanlagen. Dieses Ausführungsbeispiel ist besonders kostengünstig und stellt wegen der niedrigen erforderlichen elektrischen Heizleitung nur eine sehr geringe Belastung des Bordnetzes eines Kraftfahrzeuges dar. The embodiment according to FIG. 8 shows the direct heating of the control medium 9 by means of an electrical heating plate 90 with connection 91 arranged above the control head 7 in a cup-like depression thereof, which is formed by a PTC resistor (Positive Temperature Coefficient) or a Peltier element can and is surrounded by an insulating cap 92 . With this arrangement, an electric heating power of the heating plate 90 of about 8 W is required to overheating Δ tü of 7 K to 1.5 K lower. Since in this embodiment only the control head has to be changed compared to conventional expansion valves (cf. FIG. 1), the embodiment is particularly suitable for retrofitting existing refrigeration systems. This exemplary embodiment is particularly cost-effective and, because of the low electrical heating line required, represents only a very low load on the vehicle electrical system.

Als Kriterien für die Ansteuerung der Ventile (Fig. 5) bzw. Heizelemente (Fig. 6 bis 8) kommen in Frage:The criteria for controlling the valves ( FIG. 5) or heating elements ( FIGS. 6 to 8) are:

a) the hot gas temperature, determined by temperature sensors in or on the high pressure line from the compressor to the condenser or in or on the compressor housing itself;
b) the speed of the compressor, z. B. from the Engine speed or with the help of a speed sensor on Compressor;
c) determines the surface temperature of the evaporator z. B. by temperature sensors in the evaporator network or in or on the line from the evaporator to the compressor;
d) the air temperature after evaporator determined by a Temperature sensor in the air flow after the evaporator.

Claims

1. Thermostatic expansion valve for refrigeration systems operated on board a motor vehicle with a throttle point ( 3 ) through which the refrigerant liquefied in the condenser ( 2 ) passes, and the opening of which is determined by the position of a throttle body ( 11 ), which is determined by a pressure and / or temperature sensor or a membrane ( 8 ) is influenced, one side of which is acted upon by the refrigerant vapor between evaporator ( 5 ) and compressor ( 1 ) and the other side by a control medium ( 9 ), the throttle body ( 11 ) by a spring is biased (12), characterized in that an externally actuatable means (20; 36, 41; 60, 63; 7, 80) of the overheating blade (Δ tü / Soll) is provided for downward regulation of the refrigerant vapor.

2. Thermostatic expansion valve according to claim 1, characterized in that the control of the device for regulating the superheating setpoint after the evaporator ( 5 ) by means of a signal derived from the temperature of the hot gas after the compressor or by means of a from the speed of the motor vehicle engine or Compressor ( 1 ) derived signal or by means of a signal derived from the temperature of the suction gas after the evaporator ( 5 ) or by means of a signal derived from the temperature of the air flow after the evaporator ( 5 ).

3. Thermostatic expansion valve according to claim 1, characterized in that the spring ( 12 ) is arranged on a movably arranged adjusting plate ( 20 ), one side ( 22 ) of the refrigerant vapor between the evaporator ( 5 ) and liquefied refrigerant after the condenser ( 2 ) is applied.

4. Thermostatic expansion valve according to claim 1, characterized in that the device for reducing the overheating ( Δ tü) of the refrigerant vapor after the evaporator by an electronically controllable control element ( 36, 41; 60, 63 ) for influencing the bias ( 12 ) of the spring ( 12 ) is formed.

5. Thermostatic expansion valve according to claim 4, characterized in that the spring ( 12 ) sits on a control piston ( 31 ) which is acted upon by the pressure in a space ( 35 ) which by means of a servo piston ( 36 ) either via a first opening ( 45 ) with the high pressure side ( 26 ) of the expansion valve ( 4 ) or via a second opening ( 46 ) with the low pressure side ( 29 ) thereof.

6. Thermostatic expansion valve according to claim 5, characterized in that the servo piston ( 36 ) on one side ( 37 ) via said first opening ( 45 ) with the pressure of the liquefied refrigerant and on its other side ( 38 ) by a spring ( 39 ) is acted on in such a way that it ( 36 ) executes a continuous oscillation when one of the two openings ( 45, 46 ) is alternately released, and that a partial flow of the liquefied refrigerant flows through the space ( 35 ), the control element being actuated by a solenoid valve ( 41 ) is formed, by which the servo piston ( 36 ) can be determined.

7. Thermostatic expansion valve according to claim 4, characterized in that the device for regulating the overheating setpoint is formed by a thermal motor ( 60 ) which supports an adjusting plate ( 70 ) for the spring ( 12 ) and via an electric heating element ( 63 ) can be actuated.

8. Thermostatic expansion valve according to claim 7, characterized in that the thermal motor is formed by a bellows ( 61 ) filled with a control medium ( 62 ).

9. Thermostatic expansion valve according to claim 1, characterized in that the device for regulating the overheating ( Δ tü) of the refrigerant vapor after the evaporator ( 5 ) is formed by an electrically controllable induction coil which the diaphragm ( 8 ) receiving control head ( 7 ) surrounds.

10. Thermostatic expansion valve according to claim 1, characterized in that the device for regulating the overheating ( Δ tü) of the refrigerant vapor after the evaporator ( 5 ) by a control medium ( 9 ) filled control chamber is formed on one side of the membrane ( 8 ) can be heated by means of a heating element ( 90 ).

11. Thermostatic expansion valve according to claim 10, characterized in that the heating plate ( 90 ) is surrounded on the outside by an insulating cap ( 92 ).