EP2021630A1 - Verfahren zum regeln des kältemittel-massenstroms eines verdichters - Google Patents

Verfahren zum regeln des kältemittel-massenstroms eines verdichters

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EP2021630A1
EP2021630A1 EP07723707A EP07723707A EP2021630A1 EP 2021630 A1 EP2021630 A1 EP 2021630A1 EP 07723707 A EP07723707 A EP 07723707A EP 07723707 A EP07723707 A EP 07723707A EP 2021630 A1 EP2021630 A1 EP 2021630A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
compressor
pressure
piston
speeds
suction
Prior art date
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Granted
Application number
EP07723707A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP2021630B1 (de
Inventor
Otfried Schwarzkopf
Ullrich Hesse
Oliver Tschismar
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Valeo Compressor Europe GmbH
Original Assignee
Valeo Compressor Europe GmbH
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Filing date
Publication date
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Publication of EP2021630A1 publication Critical patent/EP2021630A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2021630B1 publication Critical patent/EP2021630B1/de
Ceased legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block

Definitions

  • the present invention relates to a method for controlling a refrigerant mass flow of a compressor according to claim 1 and to a compressor according to the preamble of claim 9.
  • Compressor for automotive air conditioning systems and method for controlling the same are known from the prior art .
  • the refrigerant mass flow of these compressors is generally determined by the lifting height of the pistons of the compressor, wherein the lifting height is defined by the deflection of a pivotable in their relative position to a drive shaft of the compressor inclined or swash plate.
  • the regulation of the deflection angle takes place via a variation of the engine compartment, which is essentially delimited by a housing of the compressor and in which the swashplate mechanism is also mounted.
  • EP 0 809 027 A1 expresses the desire that the delivery rate of a compressor should be compensated by the dynamic behavior of the engine of the same, so that the delivery rate can be kept constant. Furthermore, it is stated in the said application that for constant control of the flow rate at varying rotational speeds, the restoring torque of a swash plate can be used, which counteracts their inclination due to dynamic forces on the co-rotating disc part.
  • DE 103 29 393 which is attributed to the Applicant, explains why the component mass should not be the preferred parameter in order to influence the control behavior of the engine as a result of speed fluctuations as desired. It is further stated that the desired control behavior of the compressor can not be achieved with the component mass of the swash plate in relation to the translationally moving masses, but only taking into account the moment of inertia of the swash plate, which depends more on the geometry of the same as the component mass.
  • a core idea of DE 103 29 393 is to compensate for speed fluctuations or changes in the speed of the moment due to translationally moving masses directly by the moment due to rotating masses or overcompensate.
  • DE 103 47 709 A1 which is also based on the applicant, it is proposed to tune the effective moments as a result of the inertial forces and the moments as a result of the moments of deviation in such a way that the swashplate tilt angle largely does not change with changing rotational speeds. Furthermore, it is known from DE 103 47 709 A1 that such a torque distribution results in an engine behavior, which makes the mass flow of a refrigerant compressor optimally controllable, with an optimal refrigerant mass flow, however, can only be achieved for a limited speed range of the compressor.
  • a compressor described therein provides (as already explained above) a suction gas pressure level p s and a high-pressure level p d during operation. This is done by (usually) a control valve, through which the operating point is set. Likewise, the air conditioner about these pressure levels. Responsible for this is, for example, an expansion device (which regulates the circulation, pressure separation), which in turn reacts to changes in the operating state of the compressor and optionally intervenes regulating.
  • a pressure p c is set by control valves on the compressor, which is between the Sauggasdruckieri p s and the high pressure level p d .
  • the change in the engine room pressure p c engages in the force or torque balance on the swash plate in such a way that the tilt angle of the swash plate can be adjusted. If the pressure p c in the engine room approaches the suction pressure p s , then the swash plate is adjusted in the direction or to a maximum tilt angle. If an engine room pressure p c is set significantly above the suction pressure p s , then the swash plate is adjusted to a lower or minimum tilt angle.
  • the regulation is effected by the possible volume flows (volume flow 1 between between p d and p c , volume flow 2 between p c and p 5 ) the individual chambers or pressure layers.
  • the model described here is simplified and should be considered as an example.
  • compressors according to the prior art Since operating speed of the compressor or operation of the vehicle almost constantly changes the speed (compressors according to the prior art are generally connected via a belt drive to the engine of the vehicle), in the compressors according to the prior art, permanent control interventions are necessary, ie a permanent variation of the engine room pressure p c is necessary (see also the above explanations).
  • Object of the present invention is to provide a method for controlling the refrigerant mass flow of a compressor, in which a largely constant refrigerant mass flow can be achieved even with speed fluctuations, with losses by regulating interventions between the pressure levels of high pressure p d and engine room pressure p c on the one hand or Engine room pressure p c and suction pressure p s (pressure in a suction chamber) on the other hand can be kept as low as possible by reducing the number of control interventions. Furthermore, care should be taken that the simplest control valve configuration can be used, which ensures low costs. It is another object of the present invention to provide a compressor in which a method according to the invention is implemented.
  • Patent claim 1 solved, wherein advantageous developments and details of the invention are described in the subclaims.
  • the object is achieved by a method for controlling the refrigerant mass flow of a compressor, in particular an axial piston compressor and further in particular a compressor for motor vehicle air conditioning systems, which may comprise CO 2 as a refrigerant, in which approximately a moment equilibrium between a caused by rotationally moving masses moment M sw and a conditional by translationally moving masses moment M k for at least one deflection angle (X 1 of the swash plate is brought about and in which the product of the compressor speed n, the Sauggasêt p (the suction gas, which in the cylinder with s p 'flows and the pressure p s "a pressure.
  • n may be different from p s, since by constrictions, or the like, a pressure reduction between a Sauggashunt and the cylinder space occurs) and the piston stroke s for different compressor speeds n, at least for certain speed ranges, in particular for Compressor speeds n between 600 and 9000 U / min, and further in particular for compressor speeds between 2500 and 7000 U / min, is automatically kept approximately constant, while the prevailing in the engine room pressure p c is also kept approximately constant.
  • the compressor for which the Ver is designed in general, a drive shaft and an adjustable in its inclination to the drive shaft swash plate, which is arranged in a substantially defined by a housing of the compressor engine room and which defines by its deflection angle with respect to the drive shaft, the piston stroke s of the compressor.
  • the pressure p c in the engine room is varied in order to obtain a desired operating point, ie a desired refrigerant mass flow in the compressor. This ensures that desired operating points can be safely approached, while within one and the same operating point, ie at a certain desired refrigerant mass flow, the inventive method so automatically regulate engages that a changing engagement with respect to the engine room pressure p c is essentially not necessary ,
  • the suction pressure p s when the compressor speed n is increased, the suction pressure p s , and thus p, is lowered such that the product of n, p and s is approximately constant.
  • suction pressure s p Han it punched in the sense of the present application to the prevailing in the cylinder chamber suction pressure (which extends from the pressure s p in the cylinders upstream Sauggashunt quite may vary), while p is the density of the refrigerant in the cylinder chamber or in represents the cylinder chambers.
  • the object is achieved by a compressor with the features of claim 9.
  • An essential point of the invention is that in a compressor, in particular axial piston compressor with a housing and a substantially arranged in the housing, driven via a drive shaft compressor unit for sucking and compressing a refrigerant with a likewise arranged in the housing swash plate, the moments M sw due the rotationally moved masses and M k ges are due to the translationally moving masses to each other in a predetermined ratio, wherein the compressor comprises at least one inlet gas inlet valve arranged, which is configured so that it reaches the entering into the cylinder space refrigerant mass flow speed-dependent so that the ratio of the moments M sw and M k ges on the one hand and the throttle power of the at least one intake valve on the other hand are related to each other in such a way that at least over parts of the possible speed range of the compressor of the refrigerant Mass flow, which is conveyed into the system, is approximately constant.
  • the said parts of the speed range are preferably compressor speeds between 6000 and 9000 rpm, but in particular compressor speeds between 2500 and 7000 rpm.
  • the inlet valve or the Inlet valves may be arranged, for example, between a suction gas chamber (pressure p s ) and the cylinder spaces (pressure p s ").
  • pressure p s suction gas chamber
  • pressure p s " the cylinder spaces
  • Such a structural design of a compressor according to the invention ensures that control interventions for the engine room pressure p c are minimized, especially in the case of speed jumps, since the refrigerant mass flow remains constant for a wide speed range without such control interventions.
  • the inlet valve which is responsible for the suction gas density p reaching the cylinder, is a pressure-controlled flap valve.
  • a slot-controlled valve can also be arranged in the refrigerant circuit of a compressor according to the invention.
  • Inlet valve in particular lamella (or slot-controlled) valve, preferably has a valve plate with through-hole (s) or through-flow bore (s) and a particular tongue-shaped suction lamella.
  • Each cylinder can (may) be assigned one or more inlet valve (s), wherein additionally or alternatively, the corresponding suction lamellae can be integrated in a Sauglamellenplatine.
  • a slot-controlled valve may, for example, be a slot in the cylinder wall. In the field of lamellar valves, it may also be a construction in which the suction lamella is seated in the piston and the suction takes place under the piston. In all of the embodiments described above, it is structurally simple to implement versions of a compressor according to the invention.
  • the end of one or each cylinder space associated with the inlet valve (s) may comprise an in particular radially extending annular enlargement, which delimits in particular the stroke of the suction lamella (s) and beveled or flattened toward the attachment point of the suction lamella (s) is.
  • the ratio of piston diameter and piston stroke is approximately 0.4 to 1.5, in particular 0.65 to 1.1, a preferred value being approximately 0, 95 is located.
  • the ratio of piston diameter and through-bore in the valve plate is about 1.5 to 5, especially 2.5 to 4, with a particularly preferred value being about 3.6.
  • the ratio of through-bore in the valve plate and lift of the suction fin is about 2.5 to 8, especially 3.7 to 6.7, with a particularly preferred value being about 4, 55 is located.
  • the ratio of piston stroke to the stroke of the suction plate in about 10 to 30, in particular 14 to 24, in which case a particularly preferred value is about 17.3. All the above-described values or ratios ensure that a compressor according to the invention has an optimum control behavior.
  • the design relates to the refrigerant R744 (CO 2 ), it being noted at this point that for other refrigerants an adjustment of the parameter set is necessary and included in the spirit of the present invention.
  • the tilting behavior of the swashplate can be so effectively limiting that at high speeds of rotation, especially at very high speeds or the maximum speed, the angle maxi maier deflection of the swash plate is smaller than the angle of maximum deflection ⁇ max at low Speeds of the compressor.
  • the geometry and dimensioning of all translationally moving parts such as axial piston, piston rod or sliding blocks or the like.
  • all rotationally moving parts such as swash plate, driver or the like.
  • predetermined tilt angle of the swash plate in particular between a predetermined minimum
  • the torque M k ges due to the translationally moving masses, in particular the piston, optionally including sliding blocks, piston rods or the like. Selected such smaller than the moment M sw due to the Deviationsmoments, ie as the moment due to the inertia of Swivel disk, that at high speeds of the compressor, especially at very high speeds or at maximum speeds, the angle of maximum deflection of the swash plate is smaller than the angle ⁇ max maximum deflection at lower speeds of the compressor.
  • Such a constructional design also makes it possible to minimize the control intervention, in particular in the case of speed jumps with simultaneous cost-effective production.
  • Fig. 2 shows the swashplate mechanism of a compressor according to the invention in
  • 3a shows the torque distribution in a compressor according to the invention as a function of the tilt angle of the swash plate or of the swivel ring;
  • FIG. 5 shows a representation of the differential pressure between the engine compartment and the suction gas side as a function of the mass flow of a compressor according to the invention
  • Fig. 6 four indicator diagrams for two operating points of the invention
  • Fig. 7 is a schematic diagram illustrating the layout of the intake valve and the intake valves and the compressor geometry.
  • Fig. 8 shows the behavior of a compressor according to the invention at a speed jump from 2000 rev / min to 6000 rev / min.
  • a moment equilibrium between a moment M sw caused by rotationally moving masses and a moment M k caused by translationally moving masses is at least one deflection angle ⁇ g , a swivel disk which is in the form of a swivel ring 1 (FIG. see Fig. 2) is present, brought about.
  • Fig. 1 This is a simplified derivation which is to be regarded as exemplary (in this context, simplifying is to be understood in the sense that in the model calculation the variables of interest for one slice are calculated) for the different moments.
  • Directional angle of the y-axis ⁇ 2 90 ° + ⁇ with respect to the main axes of inertia ⁇ , ⁇ , ⁇
  • J 5 . 2 ⁇ sin2 ⁇ (3r a 2 + 3r ; 2 - h 2 )
  • the (tilt) moment of the swashplate can be deliberately adjusted as a result of the associated deviation moment by various parameters (geometry, density distribution, mass, center of mass) such that
  • FIG. 2 An example of an engine in which a torque equilibrium (M k ⁇ M sw ) for at least one deflection angle ⁇ gl of the swash plate or the swivel ring 1 is made, ie for a compressor in which the torque balance feature of the inventive method is implemented is shown in Fig. 2.
  • a preferred embodiment of a compressor according to the invention comprises a housing, a cylinder block and a cylinder head.
  • pistons are mounted axially movable back and forth.
  • the compressor is driven by means of a belt pulley by means of a drive shaft 2.
  • the compressor described here is a variable piston-stroke compressor, the piston stroke being defined by a pressure difference defined by the pressures p s »and p c . is regulated.
  • a swivel plate in the form of a swivel ring 1 more or less deflected or pivoted from its or its vertical position see also Fig. 3b: if the pressure difference is large, the tilt angle of the swivel ring 1 is small, while if the pressure difference is small, the tilt angle is large).
  • the larger the resulting swing angle or deflection angle the larger the piston stroke. If the piston stroke is large, the mass flow is initially large.
  • the size of the corresponding pressure depends on the system control, ie the expansion device position.
  • the swivel mechanism of the preferred embodiment the swivel ring 1, the drive shaft 2, a sliding sleeve 3, on the drive shaft 2 axially against the action of at least one elastic element in the form of a ring or helical passport or Return spring 4 (which in one application of CO 2 as the refrigerant preferably has a spring rate of C - 30 to 60 N / mm), and a support member 5 and a power transmission member 6 comprises.
  • a design with two springs is conceivable.
  • the sliding sleeve 3 can be stored both against the action of both springs, as well as with the action of a spring and against the action of the other spring.
  • the support member 5 is articulated both radially and (in a direction perpendicular to the drive shaft axis) perpendicular to the power transmission element 6, which means that the support member 5 is slidably mounted in a plane (and not only along an axis).
  • the support element 5 is designed as a cylinder pin and has a groove 7, by means of which the support element 5 is in operative engagement with the force transmission element 6.
  • the support element 5 facing the end or is the support member 5 facing end portion of the power transmission element 6 in the form of a flat steel. This means that the said end region of the force transmission element 6 has an approximately rectangular corner contour. This approximately rectangular shaped end portion is engaged with the groove 7 of the support member 5 in engagement.
  • the advantage of the construction of the power transmission element 6 and the support member 5 and in particular their storage inside each other is that the flat steel does not have to build too high; the strength and rigidity (low deformation) is provided by the width of the bearing. In a central region, the strength of the force transmission element 6 increases while it is sleeve-shaped at its end facing the drive shaft 2. With the aid of the sleeve-shaped part 8 of the force transmission element 6 selbiges is mounted or fixed to the drive shaft 2. For a non-rotating connection of the drive shaft 2 with the sleeve-shaped part 8 of the force transmission element 6, a key 2a provides.
  • the power transmission element 6 is integrally formed and also einstoffig with the sleeve-shaped part 8.
  • the power transmission element 6 and the sleeve-shaped part 8 by two different components (possibly even of different materials) act.
  • the power transmission element 6 and the sleeve-shaped part 8 of the power transmission element 6 has two recesses in the form of grooves 9.
  • the power transmission element 6 and the sleeve-shaped part 8 can also be designed in one piece with the drive shaft 2. This may, for example, be a forged part; a one-piece design is preferred for mass production.
  • the sliding sleeve 3 which has a recess 10 corresponding to the force transmission element 6, is slipped over the drive shaft 2 (sliding fit).
  • the sliding sleeve 3 also has two recesses in the form of holes 11.
  • the power transmission element 6 and the sliding sleeve 3 are secured by a groove nut (not shown) on the drive shaft 2, wherein the sliding sleeve 3 can reciprocate on the drive shaft 2 in the axial direction.
  • the sleeve-shaped part 8 of the power transmission element is fixed in rotation with the spring 4 on the drive shaft 2.
  • a plate spring 12 is further arranged on the drive shaft 2, which ensures that the compressor does not start at a minimum deflection angle of the pivot ring 1.
  • 2 stops in the form of stop plates 13, 14 are arranged on the drive shaft, which limit the deflection angle of the pivot ring.
  • the stop disc 13 serves as a stop for a minimum deflection angle
  • the stop plate 14 serves as a stop for a maximum deflection angle of the pivot ring 2.
  • On the back can also be provided a bearing seat for the main thrust bearing.
  • the support element 5 is mounted in a cylindrical recess in the form of a bore 15 in the pivot ring 1.
  • the bore 15 extends perpendicular to the drive shaft axis.
  • the power transmission element 6 is rotatably connected to the drive shaft 2 in the present preferred embodiment. It should also be noted at this point that the drive shaft 2 is not broken through the sleeve-shaped training or the sleeve-shaped part 8 of the power transmission element 6 and thus has corresponding stability.
  • Bore of the pivot ring 1 is at least slightly larger than the corresponding extent of the power transmission element 6 (mountability).
  • the mechanism of support element 5 and force transmission element 6 is not intended to transmit the torque from the shaft to the swash plate in the form of the swivel ring 1.
  • the bearings between support element 5 and power transmission element 6, between power transmission Dement 6 and drive shaft 2 and between support member 5 and pivot ring 1 are not designed to transmit torque. Accordingly, it eliminates a kind of driving function for the support member 5 and the power transmission element 6. This is deliberately chosen for reasons of hysteresis, ie the tilting of the pivot ring 1 and the torque transmission are functionally decoupled from each other.
  • the mechanism of power transmission element 6 and support member 5 essentially receives the piston forces.
  • the torque in turn is transmitted from the drive shaft 2 to the swivel ring 1 by a tilting joint (realized by drive bolt 15a) provided on the drive shaft centerline.
  • the torque between the sliding sleeve 3 and the pivot ring 1 transmitting drive pin 15a are locked or secured to the pivot ring with snap rings 16a.
  • the swivel ring 1 has flats 17, which correspond to flats 18 on the sliding sleeve 3.
  • the sliding sleeve 3 is eliminated and the torque transmission in any form between the drive shaft and swivel ring 1 takes place directly (eg via flats on the drive shaft 2 and the swivel ring 1). It should be noted at this point that it is also within the scope of the present invention to couple the functions of torque transfer and gas power support.
  • FIG. 3a shows a qualitative representation of the preferred design of the moments in accordance with the equations used (see FIG. 1), the sum of the moments being shown in addition to the moments (M sw and M k ) caused by the rotational and translational conditions.
  • a torque equilibrium is established over wide ranges of the tilt angle or deflection angle of the swivel ring 1, wherein in the present figure a representation of the moments over the swivel angle ⁇ for an arbitrary rotational speed n of the drive shaft 2 acts.
  • Fig. 1 shows a qualitative representation of the preferred design of the moments in accordance with the equations used (see FIG. 1), the sum of the moments being shown in addition to the moments (M sw and M k ) caused by the rotational and translational conditions.
  • the moment equilibrium M sw to M k _ ges is shown qualitatively.
  • the moments M sw and M k can also be adjusted by appropriate engine design so that in addition to an engine with neutral behavior as shown in Fig. 3a, an engine with alsregelndem behavior or an engine with abregelndem behavior can be designed.
  • the moments M sw and M k or their relationship to one another would only be provided correspondingly, it being natural for CO 2 as the refrigerant that M sw ⁇ M k ges or M sw > M k ges be preferred.
  • the product of the compressor speed n, the Sauggas Together p of the sucked gas in the cylinders and the piston stroke s for different compressor speeds n at least for certain speed range in about kept constant, while a prevailing in the engine room pressure p c is also kept approximately constant (because, for example, the current flow of the control valve is kept constant).
  • the delivery volume, ie the mass flow can be kept approximately constant even without regulation of the engine room pressure p c .
  • the delivery volume per time V [cm '/ s] V geo [cm 3 ] xn [l / s], where V geo stands for the geometric delivery volume and n for the compressor speed.
  • V geo D 2 ⁇ / 4 xsx rj, where rj represents the number of pistons.
  • the mass flow per time m [g / s] V [cm 3 / s] x p [g / cm 3 ], where p stands for the time to be averaged Sauggasêt in the cylinder chamber.
  • At least one inlet gas arranged inlet valve is mounted, which is configured such that the refrigerant mass flow entering the cylinder bores is dependent on the number of revolutions (in particular on the suction gas density), that the ratio of the moments M sw and M k on the one hand and the throttling power of the intake valve on the other hand in relation to each other such that at least over parts of the speed range of the compressor the refrigerant mass flow, which is promoted in the system, is approximately constant.
  • valves are used on the suction side conditionally as a throttle point and are specifically designed or tuned in connection with the parameters M sw and M k gcs . It should also be mentioned at this point that at M sw ⁇ M k, the deflection angle of the pivot ring 1 remains constant in speed jumps. In other words, when the speed of the compressor doubles from n1 to n2, the refrigerant mass flow is kept substantially constant by a deflection angle reduction (here halving).
  • Fig. 4a The throttling by the suction-side valves is shown schematically in Fig. 4a, wherein the influence of throttling by a log-ph diagram in Fig. 4b is illustrated (pressure reduction to p s »for the gas in the cylinder chamber).
  • the critical point (with CO 2 as refrigerant is a supercritical process) is designated KP.
  • KP The critical point
  • the real ratio is shown, which can vary depending on the operating point.
  • the selected representation is plotted for a fixed operating point. The illustration therefore applies to a constant tilt angle.
  • the swivel ring 1 is therefore a kind of internal controller (watt controller).
  • Undercompensation means in this context that at a doubling of the rotational speed, the geometric displacement or the tilt angle or the stroke of the piston is so automatically changed that the mass flow of the refrigerant is slightly reduced compared to the starting position. A corrective control intervention becomes necessary.
  • overcompensation in this context means that at a doubling of the rotational speed, the geometric displacement or the tilt angle or the stroke of the piston is automatically changed such that the mass flow of the refrigerant is slightly increased compared to the starting position. A corrective control intervention will, as in. Case of undercompensation, necessary.
  • M sw ⁇ M k (undercompensation of the translationally moving masses) causes disadvantages in that the effect works against the intended effect of Sauggasdrosselung.
  • M sw ⁇ M k is ideal, the geometry of essentially the suction valves and the compression chamber are adapted to it (especially for the refrigerant CO 2 ).
  • FIG. 6 shows indicator diagrams for two operating points in order to show the influence of the valve losses as a function of the rotational speed n of the drive shaft 2. While at a speed of 800 rpm, the average pressure loss is about 0.5 bar, the pressure loss is at the same valve configuration at 3000 rev / min on average about 3 bar. This behavior can be influenced by appropriate dimensioning of the suction-side valves within certain limits.
  • the dimensioning of the suction-side valves and the compressor geometry is described in FIG. 7.
  • the dimensioning of the parameters refers to the application of the refrigerant R744 (CO 2 ).
  • the dimensioning of compressors which use refrigerant R134a / R152a varies considerably; Here, the vote of the moment equilibrium or the moments M sw and M k would have to look significantly different with respect to the valve geometry. In R134a / R152a, the pressure losses are comparatively lower, resulting in that the moments M sw greater than M k gcs must be selected (overcompensation of the moments) in order to achieve a compensation in the range of the mass flow of the refrigerant.
  • the compressor has (see Fig. 7) at the inlet side for the suction gas in the cylinder chamber a valve plate 19 with a suction plate attached thereto 20 below.
  • the suction lamella 20 is tongue-shaped and serves to control the Sauggaseinlasses.
  • the suction lamella 20 closes a through-flow bore 21, while the suction lamella 20 moves downwards during aspiration of the suction gas (due to the negative pressure prevailing in the cylinder) by a stroke t (indicated by arrows 22) and to be sucked in Refrigerant or the suction gas through the passage throttle bore 21 inlet into the cylinder granted.
  • the passage throttle bore 21 has a diameter d. Due to the geometry of the inlet valve, ie in particular due to the diameter d of the passage throttle bore 21 or in particular due to the sum of the diameter d of the passage throttle bore 21 and the stroke t of the suction plate 20 and the compressor geometry over a wide work areas of the compressor according to the invention to a desired lowering the suction pressure p s .
  • the number of pistons N is 5 to 9; the stroke t of the suction lamella 20 is between 0.9 and 1, 2 mm, while the valve plate 19 has a bore (through-flow bore 21) whose diameter d is between 4 and 6 mm.
  • the values for the piston diameter D are approximately 15 to 19 mm and the piston stroke s is approximately 17 to 22 mm.
  • the maximum stroke volume per cylinder V is 3 ccm to 6 ccm.
  • the energetically favorable variables describing the geometry of the compressor are a ratio of piston diameter and piston stroke of about 0.65 to 1.1, a ratio of piston diameter and through-flow bore 21 in the valve plate 19 of about 2.5 to 4, a ratio of passage throttle bore 21 in the valve plate 19 and stroke t of the suction plate of about 3.7 to 6.7 and a ratio of piston stroke s to the stroke t of the suction plate of about 14 to 24th It should be noted at this point that these values reflect the optimum geometry for operation with CO 2 as a refrigerant, but that, depending on design requirements, also values of 0.4 to 1.5 for the ratio of piston diameter and piston stroke and values of 1 , 5 to 5 for the ratio of piston diameter and fürgangsdrosselbohrung and values of 2.5 to 8 for the ratio of passage throttle bore and stroke of the suction plate and values of about 10 to 30 for the ratio of piston stroke to
  • the passage throttle bore 21 is used on the suction side as a throttle point and designed specifically in conjunction with the other parameters controlling the compressor.
  • the inflowing gas flows through a suction chamber, which is mounted in the cylinder head, with the pressure P s and is then introduced via the inlet valve, which has, for example, the configuration described above, in the cylinder bore, where due to the Saugventil configuration of the pressure p s * adjusts, which ensures an optimal control behavior of the compressor.
  • FIG. 8 shows a speed jump from 2000 rpm to 6000 rpm; the curves represent the pressure at the suction gas side, the mass flow of the refrigerant, the speed and the pressure at the high pressure side.
  • the mass flow of the refrigerant and the pressures in the engine room at the suction gas side of the compressor and the pressure side of the compressor remain essentially unchanged.
  • According to the invention has been achieved by a vote of the moments M sw and M k ges in connection with the suction valves that prevails this behavior.
  • the ideal range for the design is, as already mentioned, the average speed range, so that for the above sizes short-term changes (mass flow of the refrigerant and the pressures in the engine room on the suction side of the compressor and the pressure side of the compressor) are compensatedsregelnd ,
  • a simple switching valve can be used, which can influence the gas flow from the high-pressure side into the engine room.
  • the switching valve can intervene when another operating point is to be set.
  • An intervention on the control valve by a so-called feedback as in the prior art is not necessary.
  • the control valve which regulates the gas flow from the pressure side of the compressor in the engine room of the compressor, thus no additional signal must be supplied, as is known in the prior art.
  • additional signals e.g. the change in the mass flow of the refrigerant, the change of a pressure difference, the change of the suction pressure, etc.
  • the self-regulation can compensate for variations in the refrigerant mass flow due to the rotational speed. It should be noted at this point that it is essential that not only the mass flow can be kept substantially constant, but at the same time the pressure layers on the pressure side and the suction side of the compressor.
  • the solenoid of the control valve does not actuate the control valve until a new operating point is to be set.
  • a so-called switching valve is compared to the prior art thus characterized in that the feedback range can be omitted. Such a switching valve is significantly cheaper than the valves used in the prior art.
  • Such a simple valve used in a compressor according to the invention is preferably a valve of the type used for today's ABS or ESP valves.
  • inventive scheme works much faster than the previous scheme.
  • the variables to be controlled are regulated approximately at the same time as the increase in the rotational speed; according to the prior art, this happens with a time delay, since first a feedback variable must be able to be picked up, which is supplied or assigned to the control valve.

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Abstract

Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere Axialkolbenverdichters, weiterhin insbesondere für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, weiter- hin insbesondere für CO<SUB>2</SUB> als Kältemittel, welcher eine Antriebswelle und eine in ihrer Neigung zur Antriebswelle verstellbare Schwenkscheibe aufweist, welche in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters definierten Triebwerksraum desselben angeordnet ist und welche durch ihren Auslenkwinkel bezüglich der Antriebswelle den Kolbenhub des Verdichters definiert, wobei in etwa ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment M<SUB>sw</SUB> und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment M<SUB>k,ges</SUB> für wenigstens einen Auslenkwinkel a<SUB>gI</SUB> der Schwenkscheibe herbeigeführt wird und wobei das Produkt der Verdichterdrehzahln, der Sauggasdichte p und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n zumindest bereichsweise, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min, selbsttätig in etwa konstant gehalten wird, während ein im Triebwerksraum herrschender Druck p<SUB>c</SUB> ebenfalls in etwa konstant gehalten wird, und zur Ausführung des Verfahrens geeigneter Verdichter.

Description

Valeo Compressor Europe GmbH 27. März 2007
Talhausstr.16 M/ZEX-115-PC
68766 Hockenheim MB/PO/SMH
„Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters"
B e s c h r e i b u n g
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Regeln eines Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters gemäß Anspruch 1 sowie einen Verdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 9.
Verdichter, für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen sowie Verfahren zur Regelung derselben sind aus dem Stand der Technik bekannt.. Es finden verstärkt Axialkolbenverdichter einen Einsatz in Kraftfahrzeug-Klimaanlagen. Der Kältemittel-Massenstrom dieser Verdichter wird im allgemeinen durch die Hubhöhe der Kolben des Verdichters bestimmt, wobei die Hubhöhe durch die Auslenkung einer in ihrer relativen Lage zu einer Antriebswelle des Verdichters schwenkbaren Schräg- bzw. Schwenkscheibe definiert ist. Die Regulierung des Auslenkwinkels erfolgt über eine Variation des in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters begrenzten Triebwerksraum, in welchem auch der Schwenkscheibenmechanismus angebracht ist. Aufgrund des Verhältnisses des im Triebwerksraum vorherrschenden Drucks pc und des Drucks auf einer Hochdruckseite des Verdichters pd bzw. des Drucks auf einer Sauggasseite des Verdichters ps kann ein gewünschter Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (entsprechend einer bestimmten Hubhöhe der Kolben) durch eine Veränderung des Drucks pc im Triebwerksraum hergestellt werden, was einen wunschgemäßen Kältemittel-Massenstrom sicherstellt. Nachteilig daran ist jedoch, daß insbesondere bei wechselnden Drehgeschwindigkeiten (die Drehzahl ändert sich quasi ständig, da der Verdichter über einen Riementrieb mit dem Motor verbunden ist) sehr viele Regeleingriffe für den im Triebwerksraum vorherrschenden Druck pc notwendig sind. Deshalb wird in der EP 0 809 027 Al der Wunsch geäußert, daß die Fördermenge eines Verdichters durch das dynamische Verhalten des Triebwerks desselben kompensiert werden solle, so daß die Fördermenge konstant gehalten werden kann. Ferner ist in der besagten Anmeldung festgehalten, daß für eine Konstantregelung der Fördermenge bei wechselnden Drehgeschwindigkeiten das rückstellende Drehmoment einer Taumelscheibe ausgenutzt werden kann, das ihrer Schrägstellung aufgrund dynamischer Kräfte am mitdrehenden Scheibenteil entgegenwirkt.
Auf der EP 0 809 027 Al aufbauend offenbart die DE 198 39 914 Al Maßnahmen, wie ein solches Regelverhalten (eine zumindest teilweise Kompensation der Fördermenge) erreicht werden kann. Es wird vorgeschlagen, die Bauteilmasse der Schrägscheibe im Hinblick auf die translatorisch bewegten Massen so zu dimensionieren, daß die Fliehkräfte der Schrägscheibe das Regelverhalten derselben beeinflussen. Dies soll im wesentlichen dadurch erzielt werden, daß die rotierende Masse der Antriebsscheibe bzw. des schwenkbaren Anteils der Antriebsscheibe größer ist als die gemeinsame Masse aller
Kolben, so daß die beim Drehen der Antriebsscheibe auftretenden Fliehkräfte ausreichen, um der Schwenkbewegung der Antriebsscheibe bewußt regelnd entgegenzuwirken und damit den Kolbenhub und somit die Fördermenge zu beeinflussen, insbesondere zu verringern bzw. zu begrenzen.
In der auf die Anmelderin zurückgehenden DE 103 29 393 wird dargelegt, warum die Bauteilmasse nicht der bevorzugte Parameter sein sollte, um das Regelverhalten des Triebwerks infolge von Drehzahlschwankungen wie gewünscht zu beeinflussen. Es wird weiterhin dargelegt, daß das gewünschte Regelverhalten des Verdichters nicht mit der Bauteilmasse der Schrägscheibe in Relation zu den translatorisch bewegten Massen erreicht werden kann, sondern nur unter Berücksichtigung des Massenträgheitsmoments der Schrägscheibe, welche mehr von der Geometrie derselben abhängt als von der Bauteilmasse. Ein Kerngedanke der DE 103 29 393 ist es, bei Drehzahlschwankungen oder Änderungen der Drehzahl das Moment infolge translatorisch bewegter Massen direkt durch das Moment infolge rotierender Massen zu kompensieren oder auch zu überkompensieren.
In der ebenfalls auf die Anmelderin zurückgehenden DE 103 47 709 Al wird vorgeschlagen, die wirksamen Momente infolge der Massenkräfte und der Momente infolge der Deviationsmomente so abzustimmen, daß sich der Schrägscheibenkippwinkel bei wechselnden Drehzahlen weitgehend nicht ändert. Im weiteren ist aus der DE 103 47 709 Al bekannt, daß eine derartige Momentenverteilung ein Triebwerksverhalten zur Folge hat, welches den Massenstrom eines Kältemittelverdichters optimal regelbar gestaltet, wobei ein optimaler Kältemittel-Massenstrom jedoch nur für einen begrenzten Drehzahlbereich des Verdichters erzielbar ist.
Weitere Erläuterungen zur Regelung eines Verdichters sind beispielsweise der DE 195 14 748 Al zu entnehmen. Ein darin beschriebener Verdichter stellt (wie bereits eingangs erläutert) im Betrieb ein Sauggasdruckniveau ps sowie ein Hochdruckniveau pd bereit. Dies geschieht durch (in der Regel) ein Regelventil, durch welches der Betriebspunkt eingestellt wird. Ebenso weist die Klimaanlage etwa diese Drucklagen auf. Verantwortlich hierfür ist beispielsweise ein Expansionsorgan (welches den Kreislauf regelt; Drucktrennung), welches wiederum auf Änderungen des Betriebszustands des Verdichters reagiert und gegebenenfalls regelnd eingreift. Im Verdichtertriebwerksraum wird beispielsweise durch Regelventile am Verdichter ein Druck pc eingestellt, der zwischen dem Sauggasdruckniveau ps und dem Hochdruckniveau pd liegt. Die Änderung des Triebwerksraum- drucks pc greift in das Kräfte- bzw. Momentengleichgewicht an der Schrägscheibe derart ein, daß der Kippwinkel der Schrägscheibe verstellt werden kann. Wird der Druck pc im Triebwerksraum dem Saugdruck ps angenähert, so wird die Schrägscheibe in Richtung bzw. auf einen maximalen Kippwinkel verstellt. Wird ein Triebwerksraumdruck pc deutlich über dem Saugdruck ps eingestellt, so wird die Schrägscheibe auf einen geringeren bzw. minimalen Kippwinkel verstellt. Die Regelung erfolgt durch die möglichen Volumenströme (Volumenstrom 1 zwischen zwischen pd und pc, Volumenstrom 2 zwischen pc und p5) den einzelnen Kammern bzw. Drucklagen. Das hier beschriebene Modell ist vereinfacht dargestellt und als beispielhaft anzusehen.
Da sich bei Betrieb des Verdichters bzw. Betrieb des Fahrzeugs nahezu permanent die Drehzahl ändert (Verdichter gemäß dem Stand der Technik sind im allgemeinen über einen Riementrieb mit dem Motor des Fahrzeugs verbunden), sind bei Verdichtern nach dem Stand der Technik permanent Regeleingriffe notwendig, d.h. es ist eine permanente Variation des Triebwerksraumdrucks pc nötig (vgl. auch die obenstehenden Ausfüh- rungen).
Neben einer verminderten Leistung des Fahrzeuges durch die hohe Anzahl leistungsrau- bender Regeleingriffe ist zu beachten und von Nachteil, daß der Regelvorgang durch eine entsprechende Anpassung des Triebwerksraumdrucks pc bei Drehzahlschwankungen träge ist und es zu starkem Überschwingen kommt, da der Triebwerksraum ein vergleichsweise großes Volumen umfaßt. Die Trägheit der Regelung ist durch die Länge der Regelstrecke bedingt, wobei sich die Regelstrecke wie folgt darstellt: Auf eine Änderung der Verdich- terdrehzahl n hin ändert sich der Kippwinkel der Schwenkscheibe, was eine Änderung im Kältemittelmassenstrom zur Folge hat, woraus eine Änderung des Verhältnisses von pd zu ps resultiert. Nach einer Detektion des vorstehend näher bezeichneten Verhältnisses wird pC in Abhängigkeit des detektierten Verhältnisses neu eingestellt.
Durch die Triebwerkskonzeptionen bzw. die Verfahren zum Regeln eines Verdichters gemäß der EP 0 809 027, der DE 198 39 914 und der DE 103 29 393 sind Verdichter bekannt, bei denen einem Anstieg des Massenstrom beispielsweise infolge eines Drehzahlanstiegs dadurch begegnet wird, daß sich der Kippwinkel der Schrägscheibe verklei- nert. Das Konzept basiert darauf, dies durch eine entsprechende Auslegung der Schrägbzw. Schwenkscheibe zu erreichen, wodurch eine Überkompensation der translatorisch bewegten Massen (Kolben und Gleitsteine) bereitgestellt wird. Problematisch an dieser Art der Auslegung bzw. Regelung ist, daß die Masse und die Geometrie der Schrägscheibe vergleichsweise groß dimensioniert werden muß und daß das Momentengleichgewicht bzw. eine Überkompensation der translatorisch bewegten Massen nicht über den gesamten Drehzahlbereich eines Verdichters, sondern nur für einen relativ schmalen Drehzahl- korridor möglich ist.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein Verfahren zum Regeln des Kältemittel- Massenstroms eines Verdichters bereitzustellen, bei welchem auch bei Drehzahlschwankungen ein weitgehend konstanter Kältemittel-Massenstrom erreicht werden kann, wobei Verluste durch Regeleingriffe zwischen den Drucklagen Hochdruck pd und Triebwerksraumdruck pc einerseits bzw. Triebwerksraumdruck pc und Saugdruck ps (Druck in einer Sauggaskammer) andererseits durch Verringerung der Anzahl der Regeleingriffe möglichst gering gehalten werden können. Weiterhin soll darauf geachtet werden, daß eine möglichst einfache Regelventilkonfiguration eingesetzt werden kann, was für geringe Kosten sorgt. Weiterhin ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Verdichter anzugeben, bei welchem ein erfindungsgemäßes Verfahren implementiert ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch ein Verfahren mit den Merkmalen des
Patentanspruchs 1 gelöst, wobei vorteilhafte Weiterentwicklungen und Details der Erfindung in den Unteransprüchen beschrieben sind.
Im einzelnen wird die Aufgabe durch ein Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massen- Stroms eines Verdichters, insbesondere eines Axialkolbenverdichters und weiterhin insbesondere eines Verdichters für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, welcher CO2 als Kältemittel aufweisen kann, gelöst, bei welchem in etwa ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment Msw und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment Mk für wenigstens einen Auslenkwinkel (X 1 der Schwenkscheibe herbeigeführt wird und bei welchem das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p (des Sauggases, welches in den Zylinder mit einem Druck ps« einströmt; der Druck ps» kann sich von ps unterscheiden, da durch Drosselstellen oder dgl. eine Druckabsenkung zwischen einer Sauggaskammer und dem Zylinderraum auftritt) und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n zumindest für bestimmte Drehzahlbereiche, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, und weiterhin insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min, selbsttätig in etwa konstant gehalten wird, während der im Triebwerksraum vorherrschende Druck pc ebenfalls in etwa konstant gehalten wird. Es bleibt zu erwähnen, daß der Verdichter, für den das erfindungsgemäße Verfahren konzipiert ist, im allgemeinen eine Antriebswelle und eine in ihrer Neigung zur Antriebswelle verstellbare Schwenkscheibe aufweist, welche in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters definierten Triebwerksraum desselben angeordnet ist und welche durch ihren Auslenkwinkel bezüglich der Antriebswelle den Kolbenhub s des Verdichters definiert.
In einer bevorzugten Aus führungs form des erfindungsgemäßen Verfahrens wird zusätzlich zum Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p und des Kolbenhubs s auch der Druck pd an der Hochdruckseite des Verdichters und/oder der Druck ps an der Sauggasseite des Verdichters und/oder eine Regelventilstellgröße eines Regelventils (dies ist in der Regel die Bestromung der Spule des Ventils), welches zwischen der Hochdruckseite und dem Triebwerksraum in einer Verbindung beider Kammern angebracht ist, in etwa konstant gehalten. Durch die vorstehend beschriebenen Verfahrensmerkmale wird sichergestellt, daß nur eine geringe Anzahl an Regeleingriffen für den Triebwerksraumdruck pc notwendig ist. Insbesondere durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 wird sichergestellt, daß auf eine Rückkopplung (Feedback-Schleife, in der Regel ein Feedback- Steller am Regelventil) verzichtet werden kann, welche zur Regelung bei Verdichtern bzw. bei Regelverfahren gemäß dem Stand der Technik nötig ist.
Vorzugsweise wird das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk ges wenigstens für (X 1 = (θtmax ~ α min)/2 hergstellt, wobei angemerkt sei, daß ctmax den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe und αmin den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe bezeichnet. Alternativ oder zusätzlich wird das Momentengleichgewicht zwischen Msvv und Mk (wenigstens) für einen Auslenkwinkel (X 1 hergestellt, für welchen gilt αmin ≤ αgl - α maX- Weiterhin zusätzlich oder alternativ kann das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk (wenigstens) für einen Auslenkwinkel (X 1 = ocmax und/oder für einen (fiktiven) Auslenkwinkel (X 1 ≥ αmas hergestellt werden. Hierdurch wird eine effektive Regelcharakteristik sichergestellt.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform wird der Druck pc im Triebwerksraum variiert, um einen gewünschten Betriebspunkt, d.h. einen gewünschten Kältemittel- Massenstrom im Verdichter zu erhalten. Dies stellt sicher, daß gewünschte Betriebspunkte sicher angefahren werden können, während innerhalb ein und desselben Betriebspunktes, d.h. bei einem gewissen gewünschten Kältemittel-Massenstrom, das erfindungsgemäße Verfahren derart selbsttätig regulierend eingreift, daß ein ändernder Eingriff betreffend den Triebwerksraumdruck pc im wesentlichen nicht nötig ist.
In einer weiteren bevorzugten Aus führ ungs form eines erfindungsgemäßen Verfahrens wird bei einer Erhöhung der Verdichterdrehzahl n der Saugdruck ps, und damit p derart abgesenkt, daß das Produkt aus n, p und s in etwa konstant ist. Beim Saugdruck ps, han- delt es sich im Sinne der vorliegenden Anmeldung um den im Zylinderraum vorherrschenden Saugdruck (welcher sich vom Druck ps in einer den Zylindern vorgeschalteten Sauggaskammer durchaus unterscheiden kann), während p die Dichte des Kältemittels im Zylinderraum bzw. in den Zylinderräumen darstellt.
Bezüglich des vorrichtungstechnischen Aspekts wird die gestellte Aufgabe durch einen Verdichter mit den Merkmalen des Patentanspruchs 9 gelöst.
Ein wesentlicher Punkt der Erfindung ist es, daß bei einem Verdichter, insbesondere Axialkolbenverdichter mit einem Gehäuse und einer im wesentlichen in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels mit einer ebenfalls im Gehäuse angeordneten Schwenkscheibe die Momente Msw aufgrund der rotatorisch bewegten Massen und Mk ges aufgrund der translatorisch bewegten Massen zu einander in einem vorbestimmten Verhältnis stehen, wobei der Verdichter wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Ein- laßventil umfaßt, welches so konfiguriert ist, daß es den in den Zylinderraum gelangenden Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig so beeinflußt, daß das Verhältnis der Momente Msw und Mk ges einerseits und die Drosselleistung des wenigstens einen Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des möglichen Drehzahlbereichs des Verdichters der Kältemittel-Massenstrom, der in das System gefördert wird, in etwa konstant ist. Die besagten Teile des Drehzahlbereichs sind bevorzugt Verdichterdrehzahlen zwischen 6000 und 9000 U/min, insbesondere jedoch Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min. Das Einlaßventil bzw. die Einlaßventile kann bzw. können beispielsweise zwischen einer Sauggaskammer (Druck ps) und den Zylinderräumen (Druck ps„) angeordnet sein. Neben der bloßen Existenz der Einlaßventile kann auch deren Dimensionierung, welche zu bestimmten gewünschten Verlusten im Kältemittel-Massenstrom führen kann, sowie die Abstimmung Kältemittel- Massenstrom-verlustbringender Maßnahmen aufeinander zur gewünschten Regelcharakteristik führen bzw. beitragen. Durch eine derartige konstruktive Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Verdichters wird sichergestellt, daß Regeleingriffe für den Triebwerksraumdruck pc insbesondere bei Drehzahlsprüngen minimiert werden, da der Kältemittel- Massenstrom für einen weiten Drehzahlbereich ohne derartige Regeleingriffe konstant bleibt.
In einer bevorzugten Aus führungs form ist das Einlaßventil, welches für die in den Zylinder gelangende Sauggasdichte p verantwortlich zeichnet, ein druckgesteuertes Lamellenventil. Alternativ oder zusätzlich kann auch ein schlitzgesteuertes Ventil im Kältemittel- kreislauf eines erfindungsgemäßen Verdichters angeordnet sein. Das wenigstens eine
Einlaßventil, insbesondere Lamellen- (oder schlitzgesteuerte) Ventil, weist vorzugsweise eine Ventilplatte mit Durchgangsbohrung(en) bzw. Durchgangsdrosselbohrung(en) und eine insbesondere zungenförmige Sauglamelle auf. Jedem Zylinder kann (können) ein oder mehrere Einlaßventil(e) zugeordnet sein, wobei zusätzlich oder auch alternativ die korrespondierenden Sauglamellen in einer Sauglamellenplatine integriert sein können. Bei einem schlitzgesteuerten Ventil kann es sich beispielsweise um einen Schlitz in der Zylinderwand handeln. Im Bereich der Lamellenventile kann es sich auch um eine Konstruktion handeln, bei der die Sauglamelle im Kolben sitzt und die Ansaugung unter dem Kolben erfolgt. Bei all den vorstehend bezeichneten Aus führungs formen handelt es sich um konstruktiv einfach zu realisierende Versionen eines erfindungsgemäßen Verdichters.
Das dem/den Einlaßventil(en) zugeordnete Ende eines bzw. jedes Zylinderraums kann eine sich insbesondere radial erstreckende ringförmige Erweiterung umfassen, die insbesondere den Hub der Sauglamelle(n) begrenzt und zur Befestigungsstelle der Saugla- melle(n) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.
In einer weiteren bevorzugten Aus führungs form eines erfindungsgemäßen Verdichters beträgt das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) in etwa 0,4 bis 1,5, insbesondere 0,65 bis 1 ,1, wobei ein bevorzugter Wert bei in etwa 0,95 liegt. Zusätzlich oder alternativ beträgt das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsbohrung bzw. Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) in etwa 1 ,5 bis 5, insbesondere 2,5 bis 4, wobei ein besonders bevorzugter Wert bei in etwa 3,6 liegt. Wiederum zusätzlich oder alternativ beträgt das Verhältnis von Durchgangsbohrung bzw. Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) in etwa 2,5 bis 8, insbesondere 3,7 bis 6,7, wobei ein besonders bevorzugter Wert bei in etwa 4,55 liegt. Nochmals alternativ oder zusätzlich beträgt das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24, wobei hier ein besonders bevorzugter Wert bei etwa 17,3 liegt. All die vorstehend beschriebenen Werte bzw. Verhältnisse stellen sicher, daß ein erfindungsgemäßer Verdichter ein optimales Regelverhalten aufweist. Die Auslegung bezieht sich auf das Kältemittel R744 (CO2), wobei an dieser Stelle angemerkt sei, daß für andere Kältemittel eine Anpassung des Parametersatzes notwendig und im Grundgedanken der vorliegenden Erfindung enthalten ist.
Bei einem erfindungsgemäßen Verdichter kann ferner das Kippverhalten der Schwenkscheibe derart selbsttätig limitierend wirksam sein, daß bei hohen Drehzahlen desselben, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder der maximalen Drehzahl der Winkel maxi- maier Auslenkung der Schwenkscheibe kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung αmax bei niedrigen Drehzahlen des Verdichters. Bevorzugt sind die Geometrie und Dimensionierung sämtlicher translatorisch bewegter Teile wie Axialkolben, Kolbenstange oder Gleitsteine oder dgl. einerseits und sämtlicher rotatorisch bewegter Teile wie Schwenkscheibe, Mitnehmer oder dgl. andererseits derart, daß für vorbestimmte Kipp- winkel der Schwenkscheibe, insbesondere zwischen einem vorbestimmten minimalen
Kippwinkel und einem vorbestimmten maximalen Kippwinkel das Moment Mk ges infolge der translatorisch bewegten Massen, insbesondere der Kolben, gegebenenfalls einschließlich Gleitsteine, Kolbenstangen oder dgl. derart kleiner gewählt ist als das Moment Msw infolge des Deviationsmoments, d.h. als das Moment infolge der Massenträgheit der Schwenkscheibe, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder bei einer maximalen Drehzahlen der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe kleiner ist als der Winkel αmax maximaler Auslenkung bei kleineren Drehzahlen des Verdichters. Auch eine derartige konstruktive Ausgestaltung ermöglicht eine Minimierung der Regeleingriffe insbesondere bei Drehzahlsprüngen bei einer gleich- zeitigen kostengünstigen Herstellung.
Die Erfindung wird nachfolgend in Hinsicht auf weitere Vorteile und Merkmale beispielhaft und unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben. Die Zeichnungen zeigen in: Fig. 1 eine schematische Datstellung zur Verdeutlichung der Herleitung bzw.
Berechnung der Momente infolge der translatorisch und rotatorisch bewegten Massen;
Fig. 2 den Schwenkscheibenmechanismus eines erfindungsgemäßen Verdichters in
Explosionsdarstellung;
Fig. 3a die Momentenverteilung in einem erfindungsgemäßen Verdichter als Funktion des Kippwinkels der Schwenkscheibe bzw. des Schwenkrings;
Fig. 3b den Differenzdruck zwischen Triebwerksraum und Sauggasseite bzw. den
Druck im Triebwerksraum als Funktion des geometrischen Fördervolumens für einen bestimmten Betriebspunkt des erfindungsgemäßen Verdichters bei verschiedenen Verdichterdrehzahlen;
Fig. 4 a-c schematische Erläuterungen zur Funktionsweise eines erfindungsgemäßen Verdichters;
Fig. 5 eine Darstellung des Differenzdrucks zwischen Triebwerksraum und Sauggas- seite als Funktion des Massenstroms eines erfindungsgemäßen Verdichters;
Fig. 6 vier Indikatordiagramme für zwei Betriebspunkte des erfindungsgemäßen
Verdichters;
Fig. 7 eine schematische Darstellung, welche die Auslegung des Einlaßventils bzw. der Einlaßventile und der Verdichtergeometrie verdeutlicht; und
Fig. 8 das Verhalten eines erfindungsgemäßen Verdichters bei einem Drehzahlsprung von 2000 U/min auf 6000 U/min.
Beim Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters wird ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment Msw und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment Mk für λvenigstens einen Auslenkwinkel αg, einer Schwenkscheibe, welche in Form eines Schwenkrings 1 (vgl. Fig. 2) vorliegt, herbeigeführt. Für einen CO2 als Kältemittel benutzenden Verdichter ergibt sich folgender Parametersatz, welcher in etwa für ein Momentengleichgewicht sorgt: mk = 45 bis 80g (Masse der Kolben), r; = 17 bis 25 mm (Innendurchmesser des Schwenkrings 1), ra = 35 bis 45 mm (Außendurchmesser des Schwenkrings 1), h = 12 bis 17 mm und R = 24 bis 35, wobei der Werkstoff, aus dem der Schwenkring 1 gefertigt ist, Stahl, Grauguß oder eine Bronzelegierung ist. Die Auslegung der Schwenkscheibe in Form des Schwenkrings 1 sorgt dafür, daß das vorstehend be- schriebene Verhältnis von Msw und Mk ges in einer konstruktiv einfachen Weise erreichbar ist, da der Massenschwerpunkt im Kippgelenk auf der Antriebswellenachse liegt und nicht in Abhängigkeit des Kippwinkels des Schwenkrings 1 variiert. Dadurch haben die Regelkennlinien einen relativ linearen Verlauf. Eine Verdeutlichung der Herleitung der beiden vorstehend näher bezeichneten Momente ist aus Fig. 1 ersichtlich. Dabei handelt es sich um eine vereinfachte, als beispielhaft anzusehende Herleitung (vereinfacht ist in diesem Zusammenhang in dem Sinne zu verstehen, daß in der Modellrechnung die interessierenden Größen für eine Scheibe berechnet werden) für die verschiedenen Momente. Bei komplexen Geometrien insbesondere der Schwenkscheibe (wenn die anschauliche Betrachtung keine zufriedenstellenden Werte mehr liefert) können die Massenträgheitsmo- mente und Deviationsmomente sowie andere, von Geometrie und Dichte der Materialien beeinflußte Größen, auf einfache Weise mittels CAD berechnet werden.
In der vereinfachten, jedoch anschaulichen Herleitung der Massenträgheitsmomente wird davon ausgegangen, daß der Schwerpunkt der Schwenkscheibe im Kippgelenk in etwa auf der Wellenmittelachse liegt, also kein Steineranteil oder ähnliches berücksichtigt werden muß. Für die Herleitung des Deviationsmomentes gelten im allgemeinen die folgenden mathematischen Zusammenhänge, wobei auch das maßgebliche Koordinatensystem in Fig. 1 dargestellt ist:
Jrz = -J1COSa2 cosa3 - J2 cosß2 cosß3-J3cosγ2cosγ3 a, = 0
P1 = 90° Richtungswinkel der x-Achse γ, = 90° gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ζ
α2 = 90° ß2 = ψ Richtungswinkel der y-Achse γ2 = 90° + ψ gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ζ
α3 = 90° ß3 = 90°-ψ Richtungswinkel der z-Achse γ3 = ψ gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ζ Das hierbei verwendete Koordinatensystem geht, wie vorstehend erwähnt, aus Fig. 1 hervor. Weiterhin gilt für einen „Ring":
J2 = Jn = ~ (ra 2 + r; 2 + — ) sowie
(Anmerkung: J3 « 2 J2)
Für das Deviationsmoment, welches für die Schwenkbewegung maßgebend ist, gilt :
Jyz = -J 2 cosψ sinψ + J3 cosψ sinψ
Unabhängig von der Fig. 1 gilt für das Moment infolge Massenkräfte der Kolben:
& = θ + 2π C-I) - n
Z; = Rω2 tanα cosß;
F mi = mk Z;
M(F1n.) = mk R cosßi z{ n Mkige, = mk R ∑z i cosßi
1=1
sowie für das Moment Msw infolge des Deviationsmoments:
Msw = ]yz ω2 τ msw msw h2
Jyz = { — (ra 2 + η2) - -^- (ra 2 + r; 2 + —)} cosα smα
J5.2 = ^ sin2α (3ra 2 + 3r; 2 - h2)
Im Zusammenhang mit der Erfindung soll für einen beliebigen Kippwinkel oder Kippwinkelbereich folgendes Momentenverhältnis konstruktiv verwirklicht werden: Msw > Mk ges bzw. bevorzugt der Unterfall Msw — Mk bzw. bevorzugt (für CO2 als Kältemittel) Msw ~ Mk gcs
Damit gilt auch:
[ω2 R2 mk tanα sin2α (3ra 2 + 3rι 2-h2)] bzw. für CO2:
[ω2 R2 mk tanα £ cos2ß ~ ω2 — — sin2α (3ra 2 + 3r,2-h2)]
1=1 U\
Wie bereits erläutert, läßt sich das (Kipp-)Moment der Schwenkscheibe infolge des zugehörigen Deviationsmoments durch verschiedene Parameter (Geometrie, Dichteverteilung, Masse, Massenschwerpunkt) bewußt so einstellen, daß
Msw > Mk ges oder aber der Unterfall Msw = Mk ges gilt.
Im Zusammenhang mit den angegebenen Gleichungen bedeutet:
θ Drehwinkel der Welle (wobei die vor- und nachstehenden Betrachtungen der Einfachheit halber für θ=0 angestellt werden) η Anzahl der Kolben
R Abstand der Kolbenachse zur Wellenachse ω Wellendrehzahl α Kippwinkel des Schwenkringes/Schwenkscheibe mk Masse eines Kolbens inklusive Gleitsteine bzw. Gleitsteinpaar mk Masse aller Kolben inklusive Gleitsteine msvv Masse des Schwenkringes ra Außenradius des Schwenkringes r, Innenradius des Schwenkringes h Höhe des Schwenkringes g Dichte des Schwenkringes
V Volumen des Schwenkringes ßi Winkelposition des Kolbens i Z; Beschleunigung des Kolbens i
Fmi Massenkraft des Kolbens i (inklusive Gleitsteine)
M(Fmi) Moment infolge der Massenkraft des Kolbens i
Mk ges Moment infolge der Massenkraft aller Kolben
Msw Moment infolge des Aufstellmomentes des Schwenkringes/Schwenkscheibe infolge des Deviationsmoments Qγz)
Ein Beispiel für ein Triebwerk, bei dem ein Momentengleichgewicht (Mk ~ Msw) für wenigstens einen Auslenkwinkel αgl der Schwenkscheibe bzw. des Schwenkrings 1 hergestellt ist, d.h. also für einen Verdichter, bei dem das Momentengleichgewicht-Merkmal des erfindungsgemäßen Verfahrens implementiert ist, ist in Fig. 2 dargestellt. Bevor jedoch näher hierauf eingegangen wird, sei erwähnt, daß eine bevorzugte Aus führungs form eines erfindungsgemäßen Verdichters (nicht in den Zeichnungen dargestellt) ein Gehäuse, einen Zylinderblock und einen Zylinderkopf umfaßt. Im Zylinderblock sind Kolben axial hin- und herbewegbar gelagert. Der Antrieb des Verdichters erfolgt über eine Riemen- scheibe mittels einer Antriebswelle 2. Bei dem hier beschriebenen Verdichter handelt es sich um einen Verdichter mit variablem Kolbenhub, wobei der Kolbenhub durch eine Druckdifferenz, die durch die Drücke ps» und pc definiert ist, geregelt wird. Je nach der Größe der Druckdifferenz (diese ist zeitabhängig bzw. abhängig vom Drehwinkel der Antriebswelle 2) wird eine Schwenkscheibe in Form eines Schwenkrings 1 mehr oder weniger aus ihrer bzw. seiner vertikalen Lage ausgelenkt bzw. verschwenkt (vgl. hierzu auch Fig. 3b: ist die Druckdifferenz groß, so ist der Kipp- bzw. Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 klein, während bei kleinen Druckdifferenzen der Kippwinkel groß ist). Je größer der daraus resultierende Schwenkwinkel bzw. Auslenkwinkel ist, desto größer ist der Kolbenhub. Ist der Kolbenhub groß, so ist zunächst der Massenstrom groß. Die Größe des dazu korrespondierenden Drucks hängt von der Systemregeluhg, d.h. der Expansionsorganstellung ab.
Aus Fig. 2 ist ersichtlich, daß der Schwenkscheibenmechanismus der bevorzugten Ausführungsform den Schwenkring 1, die Antriebswelle 2, eine Schiebehülse 3, die auf der Antriebswelle 2 axial gegen die Wirkung wenigstens eines elastischen Elementes in Form einer ring- bzw. schneckenförmigen Paß- bzw. Rückstellfeder 4 (die bei einer Anwendung von CO2 als Kältemittel bevorzugt eine Federrate von C — 30 bis 60 N/mm hat) gelagert ist, sowie ein Stützelement 5 und ein Kraftübertragungselement 6 umfaßt. Alternativ ist auch eine Bauform mit zwei Federn denkbar. Die Schiebehülse 3 kann dabei sowohl gegen die Wirkung beider Federn, als auch mit der Wirkung einer Feder sowie gegen die Wirkung der anderen Feder gelagert sein. Das Stützelement 5 ist sowohl radial als auch (in einer Richtung senkrecht zur Antriebswellenachse) senkrecht dazu verschiebbar am Kraftübertragungselement 6 angelenkt, was bedeutet, daß das Stützelement 5 in einer Ebene (und nicht nur entlang einer Achse) verschiebbar gelagert ist. Das Stützelement 5 ist zylinderbolzenförmig ausgebildet und weist eine Nut 7 auf, mittels derer das Stützele- ment 5 mit dem Kraftübertragungselement 6 in Wirkeingriff steht. Dazu ist das dem Stützelement 5 zugewandte Ende bzw. ist der dem Stützelement 5 zugewandte Endbereich des Kraftübertragungselements 6 in Form eines Flachstahls ausgebildet. Dies heißt also, daß der besagte Endbereich des Kraftübertragungselements 6 eine annähernd recht- eckförmige Umfangskontur aufweist. Dieser annähernd rechteckförmig ausgebildete Endbereich steht mit der Nut 7 des Stützelements 5 in Eingriff. Der Vorteil der Konstruktion des Kraftübertragungselements 6 und des Stützelements 5 und insbesondere deren Lagerung ineinander liegt darin, daß der Flachstahl nicht zu hoch bauen muß; die Festigkeit und Steifigkeit (geringe Verformung) wird durch die Breite der Lagerung bereitgestellt. In einem mittleren Bereich nimmt die Stärke des Kraftübertragungselements 6 zu, während es an seinem der Antriebswelle 2 zugewandten Ende hülsenförmig ausgebildet ist. Mit Hilfe des hülsenförmigen Teils 8 des Kraftübertragungselements 6 ist selbiges an der Antriebswelle 2 gelagert bzw. befestigt. Für eine verdrehgesicherte Verbindung der Antriebswelle 2 mit dem hülsenförmigen Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 sorgt eine Paßfeder 2a. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß in der vorliegenden bevorzugten Aus führungs form das Kraftübertragungselement 6 einstückig und auch einstoffig mit dem hülsenförmigen Teil 8 ausgebildet ist. Alternativ könnte es sich natürlich beim Kraftübertragungselement 6 und dem hülsenförmigen Teil 8 um zwei verschiedene Bauteile (gegebenenfalls sogar aus unterschiedlichen Materialien) handeln. Ferner sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 bzw. der hülsen förmige Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 zwei Aussparungen in Form von Nuten 9 aufweist. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 und das hülsenförmige Teil 8 auch einstückig mit der Antriebswelle 2 ausgeführt sein kann. Hierbei kann es sich z.B. um ein Schmiedeteil handeln; eine einstückige Ausführung ist für eine Serienfertigung zu bevorzugen.
Da der Innendurchmesser der Feder 4 größer ist als der Außendurchmesser des hülsenförmigen Teils 8 des Kraftübertragungselements 6, kann das hülsenförmige Teil 8 in zusammengebautem Zustand des Schwenkscheibenmechanismus unter die Feder 4 geschoben werden. Das heißt also, daß das hülsenförmige Teil 8 über die Antriebswelle 2 gestülpt und radial durch die Feder 4 auf der Antriebswelle 2 fixiert wird. Auf der der Feder 4 abgewandten Seite des Kraftübertragungselements 6 wird dann die Schiebhülse 3, welche eine zum Kraftübertragungselement 6 korrespondierende Aussparung 10 aufweist, über die Antriebswelle 2 gestülpt (Gleitsitz). Die Schiebehülse 3 weist ferner zwei Aussparungen in Form von Bohrungen 11 auf. Axial werden das Kraftübertragungselement 6 sowie die Schiebehülse 3 durch eine Nutmutter (nicht gezeigt) auf der Antriebswelle 2 gesichert, wobei sich die Schiebehülse 3 auf der Antriebswelle 2 in axialer Richtung hin- und herbewegen kann. Der hülsenförmige Teil 8 des Kraftübertragungselements ist mit der Feder 4 auf der Antriebswelle 2 drehfest fixiert. Für ein besseres Startverhalten des Verdichters ist auf der Antriebswelle 2 ferner eine Tellerfeder 12 angeordnet, welche dafür Sorge trägt, daß der Verdichter nicht bei einem minimalen Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 startet. Ferner sind auf der Antriebswelle 2 Anschläge in Form von Anschlagscheiben 13, 14 angeordnet, welche den Auslenkwinkel des Schwenkrings begrenzen. Die Anschlagscheibe 13 dient als Anschlag für einen minimalen Auslenkwinkel, während die Anschlagscheibe 14 als Anschlag für einen maximalen Auslenkwinkel des Schwenkrings 2 dient. An der Rückseite kann auch ein Lagersitz für das Hauptaxiallager vorgesehen sein.
Das Stützelement 5 ist in einer zylinderförmigen Aussparung in Form einer Bohrung 15 im Schwenkring 1 gelagert. Die Bohrung 15 erstreckt sich senkrecht zur Antriebswellenachse. Die Sicherung des Stützelements 5 im Schwenkring 1 erfolgt mittels zweier Sprengringe 16.
Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 in der vorliegenden bevorzugten Ausführungsform drehfest mit der Antriebswelle 2 verbunden ist. Weiterhin sei an dieser Stelle angemerkt, daß durch die hülsenförmige Ausbildung bzw. den hülsenförmigen Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 die Antriebswelle 2 nicht durchbrochen wird und somit entsprechende Stabilität aufweist. Die lichte Weite der
Bohrung des Schwenkrings 1 ist mindestens geringfügig größer als die korrespondierende Erstreckung des Kraftübertragungselements 6 (Montierbarkeit).
Bei der vorliegenden bevorzugten Aus führungs form ist der Mechanismus aus Stützele- ment 5 und Kraftübertragungselement 6 nicht dazu bestimmt, das Drehmoment von der Welle auf die Schrägscheibe in Form des Schwenkrings 1 zu übertragen. Die Lagerstellen zwischen Stützelement 5 und Kraftübertragungselement 6, zwischen Kraftübertragungs- dement 6 und Antriebswelle 2 und zwischen Stützelement 5 und Schwenkring 1 sind nicht dazu ausgelegt, Drehmoment zu übertragen. Es entfällt demnach eine Art Mitnehmerfunktion für das Stützelement 5 und das Kraftübertragungselement 6. Das ist aus Gründen der Hysterese bewußt so gewählt, d.h. das Verkippen des Schwenkrings 1 und die Drehmomentübertragung werden funktional voneinander entkoppelt. Der Mechanismus aus Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 nimmt im wesentlichen die Kolbenkräfte auf. Das Drehmoment wiederum wird von der Antriebswelle 2 an den Schwenkring 1 durch ein auf der Antriebswellenmittelachse bereitgestelltes Kippgelenk (realisiert durch Antriebsbolzen 15a) übertragen. Die das Drehmoment zwischen der Schiebehülse 3 und dem Schwenkring 1 übertragenden Antriebsbolzen 15a sind am Schwenkring mit Sprengringen 16a arretiert bzw. gesichert. Der Schwenkring 1 weist Abflachungen 17 auf, welche zu Abflachungen 18 an der Schiebehülse 3 korrespondierenden. Prinzipiell ist in anderen Aus führungs formen auch denkbar, daß die Schiebehülse 3 entfällt und die Drehmomentübertragung in einer beliebigen Form zwischen Antriebs- welle und Schwenkring 1 direkt stattfindet (z.B. über Abflachungen an der Antriebswelle 2 und dem Schwenkring 1). Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß es ebenso zum Grundgedanken der vorliegenden Erfindung gehört, die Funktionen der Drehmomentübertragung und der Gaskraftabstützung zu koppeln.
Durch die Entkopplung der Drehmomentübertragung und der Gaskraftabstützung kann erreicht werden, daß neben der Möglichkeit, das Stützelement 5 und das Kraftübertragungselement 6 entsprechend klein zu dimensionieren, eine optimierte Flächenpressung, insbesondere zwischen Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 sowie zwischen Stützelement 5 und Schwenkring 1 erreicht werden. Dadurch und durch die erfindungs- spezifische Bauweise von Stützelement 5 und Kraftübertragungselement 6 bzw. durch die erfindungsspezifische Anlenkung zwischen Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 kann eine kompakte Bauform des Verdichters erreicht werden.
In Fig. 3a ist eine qualitative Darstellung der bevorzugten Auslegung der Momente gemäß der verwendeten Gleichungen (vgl. Fig. 1) dargestellt, wobei neben den durch die rotatorisch und translatorisch bedingten Momenten (Msw und Mk ) die Summe der Momente dargestellt ist. Wie man Fig. 3a entnehmen kann, stellt sich über weite Bereiche des Kippwinkels bzw. Auslenkwinkels des Schwenkrings 1 in etwa ein Momentengleichgewicht ein, wobei es sich in der vorliegenden Figur um eine Darstellung der Momente über dem Schwenkwinkel α für eine beliebige Drehzahl n der Antriebswelle 2 handelt. In Fig. 3b ist für eine feste Federrate der Rückstellfeder 4 und für feste Druckverhältnisse an der Hochdruck- und der Saugseite von 130 und 35 bar für verschiedene Drehzahlen n der Differenzdruck, der zwischen Triebwerksraum und Saugseite herrscht, dargestellt, wobei jede Betrachtung für einen Verdichter mit Momentengleichgewicht und mit einer über den gesamten Drehzahlbereich vorherrschenden konstanten Sauggasdichte p , gilt. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß es sich hierbei um eine eher theoretische Betrachtungsweise handelt, da sowohl der Druck pd als auch der Druck ps, am Kolben für diese Berechnung für jede Drehzahl n der Antriebswelle 2 konstant angenommen werden. In der Praxis werden mit steigender Drehzahl n insbesondere der Saugdruck ps„ und somit die Sauggasdichte p abgesenkt.
Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß in Fig. 3a das Momentengleichgewicht Msw zu Mk_ges qualitativ dargestellt ist. Die Momente Msw und Mk können durch entsprechende Triebwerksauslegung auch so eingestellt werden, daß sich neben einem Triebwerk mit neutralem Verhalten wie in Fig. 3a dargestellt, ein Triebwerk mit aufregelndem Verhalten bzw. ein Triebwerk mit abregelndem Verhalten konzipieren läßt. Die Momente Msw und Mk bzw. deren Verhältnis zueinander wäre(n) lediglich entsprechend vorzusehen, wobei für CO2 als Kältemittel natürlich Msw ~ Mk ges bzw. Msw > Mk ges bevorzugt wird.
Im weiteren sei der Fall Msw + Mk » 0 betrachtet. Aus Fig. 3b kann man erkennen, daß sich die Regelkurven in genau einem Punkt schneiden. Dies ist der Ausgangspunkt für die Summe der Momente, wobei in diesem Punkt gilt: Msw = Mk . Dieser Punkt läßt sich je nach Konstruktion eines Verdichters beliebig auswählen. Anhand der Gleichung zur Summe der Momente aus Fig. 1 kann man einen Einfluß des Kippwinkels leicht nachvoll- ziehen. Der Effekt ergibt sich aus den Verläufen der Terme tan(α) und sin(2α). Das heißt, die Summe der Momente kann in der Auslegung für genau einen Kippwinkel ausgeglichen werden. Geschieht das zum Beispiel für den maximalen Kippwinkel der Schrägscheibe, so gibt es kleinere Abweichungen in der Summe der Momente für andere Kippwinkel. Diese Abweichungen kann man aber relativ klein halten.
Für folgende Kippwinkel ist die Einstellung des Momentengleichgewichts sinnvoll:
für αmin < α < αmax für α = (αmax - αmin)/2 für α = αmas) und für α > Ot Die beiden zuletzt genannten Fälle sind allerdings deutlich zu bevorzugen, wobei angemerkt sei, daß in den Diagrammen der Abbildungen 3a und 3b ungefähr der dritte Fall (Schnittpunkt bei 95 % des maximalen Fördervolumens), d.h. also ein Momentengleichgewicht für α = 0tmax, realisiert wird. Neben dem sich gegenüber Veränderungen der Drehzahl in etwa neutral verhaltenden Triebwerk wird der Kippwinkel des Schwenkrings 2 im wesentlichen durch die Variation der Drücke ps„, pd sowie des Triebwerksraumdruckes pc verändert. In einem konstanten Betriebspunkt bei vorgegebenem p5* und pd geschieht die Änderung im wesentlichen nur durch den Triebwerksraumdruck pc. Letzteres ist auch den Diagrammen der Fig. 3b zu entnehmen.
Um Regeleingriffe vermeiden bzw. vermindern zu können, die durch Drehzahländerungen verursacht werden, wird bei dem hier beschriebenen Verfahren das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p des in den Zylindern angesaugten Gases und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n zumindest für bestimmte Drehzahlbereich in etwa konstant gehalten, während ein im Triebwerksraum herrschender Druck pc ebenfalls in etwa konstant gehalten wird (weil z.B. die Bestromung des Regelventils konstant gehalten wird). Dies geschieht zumindest bereichsweise, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min und bevorzugt für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min. Dadurch kann das Fördervolumen, d.h. der Massenstrom auch ohne Regelung des Triebwerksraumdrucks pc in etwa konstant gehalten werden. Dies verdeutlicht sich einfach aus folgenden Zusammenhängen: Das Fördervolumen pro Zeit V [cm'/s] = Vgeo [cm3] x n [l /s], wobei Vgeo für das geometrische Fördervolumen und n für die Verdichterdrehzahl steht. Für das geometrische Fördervolumen Vgeo gilt folgende Beziehung: Vgeo = D2π/4 x s x rj, wobei rj die Anzahl der Kolben darstellt. Der Massenstrom pro Zeit m [g/s] = V [cm3/s] x p [g/cm3], wobei p für die zeitlich zu mittelnde Sauggasdichte im Zylinderraum steht. Damit ergibt sich, daß m eine Funktion von n, p und s ist, wobei p eine Funktion von t und p ist. Daraus erkennt man, daß m = K x s x n x p gilt, wobei K eine Konstante ist, so daß bei einer Konstanthaltung des Produkts aus s, n und p das Fördervolumen bzw. der Massenstrom konstant gehalten werden.
Demnach ermöglicht also eine derartige erfindungsgemäße Ausgestaltung des Verfahrens mit einem Momentengleichgewicht der translatorischen und rotatorischen Massen auf der einen Seite und einer Konstanthaltung der oben näher bezeichneten Parameter auf der anderen Seite eine Regelung eines Verdichters ohne ein Nachregeln des Triebwerksraumdrucks pc für einen entsprechenden Betriebspunkt. Über das Regelventil am Verdichter und die systemseitige Regelung wird lediglich ein gewünschter Betriebspunkt eingestellt, während eine Änderung der Drehzahl der Antriebswelle 2 durch das selbstkompensierende Verhalten eines erfindungsgemäßen Verdichters weitgehend abgefangen wird. Apparativ bedeutet dies, daß bei einer Änderung der Drehzahl ein etwa proportionales Verhalten in bezug auf den geförderten Kältemittel-Massenstrom realisiert werden muß. Dies heißt, daß auch bei einer deutlichen Steigerung der Drehzahl der geförderte Kältemittel-Massenstrom konstant zu halten bzw. zu limitieren ist. Dies wird apparativ (vgl. hierzu Fig. 7) dadurch gelöst, daß neben dem Momentengleichgewicht, beispielsweise durch eine Ausgestaltung des Schwenkrings 2 und des Triebwerks gemäß Fig. 2, wenigstens ein sauggasseitig eingeordnetes Einlaßventil angebracht ist, welches derart konfigu- riert ist, daß der in die Zylinderbohrungen gelangende Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig derart (insbesondere über die Sauggasdichte) beeinflußt wird, daß das Verhältnis der Momente Msw und Mk einerseits und die Drosselleistung des Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des Drehzahlbereichs des Verdichters der Kältemittel-Massenstrom, der im System gefördert wird, in etwa konstant ist. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß die Ventile auf der Saugseite bedingt als Drosselstelle genutzt werden und gezielt im Zusammenhang mit den Parametern Msw und Mk gcs ausgelegt bzw. abgestimmt sind. Es sei an dieser Stelle weiterhin erwähnt, daß bei Msw ~ Mk der Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 bei Drehzahlsprüngen konstant bleibt. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß, wenn sich die Dreh- zahl des Verdichters von nl auf n2 verdoppelt, der Kältemittel-Massenstrom im wesentlichen durch eine Auslenkwinkelreduzierung (hier Halbierung) konstant gehalten wird. Diese wird durch die Absenkung der Sauggasdichte hervorgerufen (p, x nt x S1 ~ p2 x n2 x S2, wobei n2 — 2nα und S1 x pl ~ 2 x p2 x S2).
Die Drosselung durch die saugseitigen Ventile ist schematisch in Fig. 4a dargestellt, wobei der Einfluß der Drosselung durch ein Log-p-h-Diagramm in Fig. 4b verdeutlicht wird (Druckreduzierung auf ps» für das Gas im Zylinderraum). Der kritische Punkt (mit CO2 als Kältemittel handelt es sich um einen überkritischen Prozeß) ist mit KP bezeichnet. Ergänzend hierzu ist noch der Kältemittel-Massenstrom über der Drehzahl der Antriebs 2 —bzw. Verdichterwelle in Fig. 4c aufgetragen (qualitative Darstellung). Neben dem theoretischen Anstieg des Massenstroms ist das reale Verhältnis dargestellt, welches vom Betriebspunkt abhängig variieren kann. Die gewählte Darstellung ist für einen festen Betriebspunkt aufgetragen. Die Darstellung gilt demnach für einen konstanten Kippwinkel.
Wie auch aus Fig. 5 ersichtlich ist, kann aufgrund der erfindungsgemäßen Verfahrensführung bzw. Auslegung eines Verdichters bewirkt werden, daß für Drehzahlen nl, n2, n3 und n4 bei einer jeweiligen Verdoppelung zwischen den jeweiligen nächstliegenden Drehzahlen (z.B. n2 = 2 n,) eine Halbierung von V x p dargestellt werden kann, ohne daß der Druck pc im Triebwerksraum verändert werden muß, so daß m = Vgeo x p x n bei der besagten Verdoppelung von n konstant bleibt. Dabei ist der Einfluß der Drosselung des Sauggases bei einem minimalen Kippwinkel sehr gering und z.B. bei einem Kippwinkel von 0° gar nicht vorhanden, was dadurch verdeutlicht wird, daß sich in diesem Bereich die Verläufe der einzelnen Drehzahlen in etwa treffen. Bei der Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichters muß weiterhin berücksichtigt werden, daß Verluste infolge der Sauggasdrosselung auftreten, welche bei der Auslegung der Ventilgeometrie zu berück- sichtigen sind. Diese Verluste steigen mit steigender Drehzahl. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung wird erreicht, daß sich Vgeo x p so ändert, daß der Massenstrom des Kältemittels konstant bleibt, ohne daß der Druck im Triebwerksraum geändert werden müßte.
In Fig. 4c ist der Massenstrom des Kältemittels über der Drehzahl qualitativ dargestellt, wobei daraus hervorgeht, daß der Massenstrom des Kältemittels durch den Drosselungseffekt bei höheren Drehzahlen deutlich mehr reduziert wird als bei niedrigen Drehzahlen. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß bei einer Veränderung der Drehzahl von n2 auf n3 der Massenstrom des Kältemittels ohne Verluste von m2t auf m3t angehoben wird. Durch die Verluste wird der Massenstrom des Kältemittels jedoch von einem Massenstrom m2r auf einen Massenstrom m3r angehoben. Dadurch ist es bedingt, daß durch die Auslegung der Saugventile gegebenenfalls nur über weite Drehzahlbereiche ein idealer Verlauf des Regelverhaltens sichergestellt werden kann und nicht über den gesamten Drehzahlbereich.
Der Hintergrund für diesen Sachverhalt liegt auch darin, daß z.B. bei einer Verdoppelung der Drehzahl der Kippwinkel der Schrägscheibe halbiert werden müßte. Würden die Momente Msw und Mk so ausgelegt, daß Msw größer als Mk wäre (Überkompensation), so würde die Drehzahl einen nichtlinearen Einfluß nehmen (dieser Einfluß unterläge einem quadratischen Gesetz). Ebenso hat auch die Drosselung keinen linearen (sondern einen quadratischen) Einfluß. Es bietet sich an, zumindest einen dieser sich gegenseitig verstärkenden Effekte zu vermeiden. Ohnehin wurde gegenüber dem Stand der Technik bereits erwähnt, daß eine Überkompensation durch den Parameter Msw durch eine entsprechend unattraktive Bauteilmasse und Bauteilgröße erkauft werden müßte. Demnach ist Mk ~ Msw zu bevorzugen. Deshalb ist es vorteilhaft, das Regelverhalten in einem mittleren Drehzahlbereich abzustimmen. Im Drehzahlbereich darunter liegt dann eine leichte Unterkompensation vor, im oberen Drehzahlbereich liegt eine leichte Überkompensation vor.
Kompensation heißt in diesem Zusammenhang, daß bei einer Drehzahlverdoppelung das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel oder der Hub des Kolbens derart selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels sich im wesentlichen nicht verändert, der Triebwerksraumdruck pc nicht durch einen Regeleingriff verändert werden muß und sich durch den nicht veränderten Massenstrom das anlagenseitige Druckniveau auf der Saugseite bzw. der Hochdruckseite sowie auch die Kälteleistung im wesentlichen nicht verändert. Bei einem konstanten Kältemittel-Massenstrom m = konst (wobei wie bereits vorstehend erläutert m = V x p x n gilt), wirkt bei einer Veränderung der Drehzahl n dadurch, daß m = K x s x n x p gilt, direkt und zeitnah auf p x s ein, wobei p ebenfalls auf s einwirkt. Man erhält demnach eine sehr schnelle Regelantwort auf die Änderung der Drehzahl n. Durch die Regelstrecke des Regelventils wäre das nicht möglich, so daß ein Überschwingen vermieden werden kann. Der Schwenkring 1 ist demnach eine Art interner Controller (Wattcontroller).
Unterkompensation heißt in diesem Zusammenhang, daß bei einer Verdoppelung der Drehzahl das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel bzw. der Hub des Kolbens derart selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage etwas verringert wird. Ein korrigierender Regeleingriff wird notwendig. Ebenso bedeutet Überkompensation in diesem Zusammenhang, daß bei einer Verdoppelung der Drehzahl das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel oder der Hub des Kolbens derartig selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage etwas erhöht wird. Ein korrigierender Regeleingriff wird, wie im. Falle der Unterkompensation, notwendig.
Eine Unterkompensation von Mk durch Msw oder Mk ges bietet sich nicht an, da dann die Auslegung der Saugventile auch diesen negativen Effekt mit eliminieren müßte.
Das heißt zusammengefaßt:
Msw > Mk (Überkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile im Bereich „package" und verstärkt den Einfluß der Drosselung durch die Saugventile in unerwünschtem Maße.
Msw < Mk (Unterkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile dadurch, daß der Effekt gegen den gewollten Effekt der Sauggasdrosselung arbeitet. Msw ~ Mk ist ideal, die Geometrie im wesentlichen der Saugventile und des Verdichtungsraums sind darauf abgestimmt (insbesondere für das Kältemittel CO2).
Ebenso wurden die Begriffe Über-, Unter- bzw. Kompensation neben dem Zusammen- hang der Momente auch für den Massenstrom des Kältemittels verwendet:
Unterkompensation: Bei einer Verdoppelung der Drehzahl n wird der Kältemittel- Massenstrom m = V x n x p, d.h. also Vgeo x p, derart selbsttätig verändert, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage verringert wird. Ein korrigierender Regeleingriff ist notwendig. Überkompensation: Bei einer Verdoppelung der Drehzahl wird das geometrische Fördervolumen derart selbsttätig verändert, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage erhöht wird. Auch hier ist ein korrigierender Regeleingriff notwendig.
In Zusammenhang mit Drehzahlsprüngen wurde bisher von Erhöhungen der Drehzahl gesprochen. Es ist selbstverständlich, daß das Verhalten sich in gleicher Form bei Dreh- zahlabsenkungen wiederspiegelt, insbesondere ist es z.B bei. einer Halbierung der Drehzahl das Ziel, Veränderungen des Massenstroms des Kältemittels selbsttätig zu kompensieren. Dazu erhöht sich das geometrische Fördervolumen dementsprechend.
In Fig. 6 sind Indikatordiagramme für zwei Betriebspunkte dargestellt, um den Einfluß der Ventilverluste in Abhängigkeit der Drehzahl n der Antriebswelle 2 zu zeigen. Während bei einer Drehzahl von 800 U/min der durchschnittliche Druckverlust bei etwa 0,5 bar liegt, liegt der Druckverlust bei gleicher Ventilkonfiguration bei 3000 U/min bei im Durchschnitt etwa 3 bar. Dieses Verhalten ist durch entsprechende Dimensionierung der saugseitigen Ventile in gewissen Grenzen beeinflußbar.
Die Dimensionierung der saugseitigen Ventile und der Verdichtergeometrie ist in Fig. 7 beschrieben. Die Dimensionierung der Parameter bezieht sich auf die Anwendung des Kältemittels R744 (CO2). Die Dimensionierung von Verdichtern, welche als Kältemittel R134a/R152a verwenden, ist deutlich unterschiedlich; hier müßte die Abstimmung des Momentengleichgewichts bzw. der Momente Msw und Mk in bezug auf die Ventilgeometrie deutlich anders aussehen. Bei R134a/R152a sind die Druckverluste vergleichsweise geringer, was darin resultiert, daß die Momente Msw größer als Mk gcs gewählt werden müssen (Überkompensation der Momente), um eine Kompensation im Bereich des Massenstroms des Kältemittels zu erzielen. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das hier konkret für CO2 als Kältemittel beschriebene Verfahren auf beliebige Kältemittel übertragbar ist, wobei diese Übertragung im Grundgedanken der vorliegenden Erfindung enthalten ist. In den beiden oberen Diagrammen kann man beginnend bei einem Unterschwinger (unten links) im Saugdruck, bei dem das Saugventil öffnet, einen Verdichter- Zyklus betrachten. Das Gas wird in der Folge (Prozeßrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn) verdichtet, bis nach einem leichten Überschwinger das Auslassventil öffnet. Nach dem Auslass des Gases folgt eine Rückexpansion, die schließlich wieder zum Ausgangspunkt führt.
Der Verdichter weist (vgl. Fig. 7) an der Einlaßseite für das Sauggas in den Zylinderraum eine Ventilplatte 19 mit einer darunter angebrachten Sauglamelle 20 auf. Die Sauglamelle 20 ist zungenförmig ausgebildet und dient der Steuerung des Sauggaseinlasses. Wird das Gas im Zylinder komprimiert, so verschließt die Sauglamelle 20 eine Durchgangsdrosselbohrung 21, während sich die Sauglamelle 20 beim Ansaugen des Sauggases (bedingt durch den im Zylinder vorherrschenden Unterdruck) um einen Hub t (verdeutlicht durch Pfeile 22) nach unten bewegt und dem einzusaugenden Kältemittel bzw. dem Sauggas durch die Durchgangsdrosselbohrung 21 Einlaß in den Zylinder gewährt.
Die Durchgangsdrosselbohrung 21 weist einen Durchmesser d auf. Aufgrund der Geometrie des Einlaßventils, d.h. insbesondere aufgrund des Durchmessers d der Durchgangsdrosselbohrung 21 bzw. insbesondere aufgrund der Summe des Durchmessers d der Durchgangsdrosselbohrung 21 und des Hubes t der Sauglamelle 20 und auch der Verdichtergeometrie kommt es über weite Arbeitsbereiche des erfindungsgemäßen Verdichters zu einem gewünschten Absenken des Saugdrucks ps. Dies kann beispielsweise (im Falle eines Verdichters mit Kältemittel CO2) mit folgenden Parametern für die Verdichtergeometrie erreicht werden: Die Anzahl der Kolben N beträgt 5 bis 9; der Hub t der Sauglamelle 20 beträgt zwischen 0,9 und 1 ,2 mm, während die Ventilplatte 19 eine Bohrung (Durchgangsdrosselbohrung 21) aufweist, deren Durchmesser d zwischen 4 und 6 mm liegt. Die Werte für den Kolbendurchmesser D liegen bei ca. 15 bis 19 mm und der Kolbenhub s beträgt in etwa 17 bis 22 mm. Das maximale Hubvolumen pro Zylinder V beträgt 3 ccm bis 6 ccm. Ein bevorzugter Parametersatz lautet: N = 6; D = I 8; s = l 9; V = 4,7; t = 1 ,1; d = 5. Demnach ergeben sich als energetisch günstige, die Geometrie des Verdichters beschreibende Größen ein Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub von etwa 0,65 bis 1 ,1, ein Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung 21 in der Ventilplatte 19 von etwa 2,5 bis 4, ein Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung 21 in der Ventilplatte 19 und Hub t der Sauglamelle von etwa 3,7 bis 6,7 sowie ein Verhältnis von Kolbenhub s zum Hub t der Sauglamelle von etwa 14 bis 24. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß diese Werte die optimale Geometrie für einen Betrieb mit CO2 als Kältemittel wiederspiegeln, daß jedoch je nach konstruktiven Bedürfnissen auch Werte von 0,4 bis 1,5 für das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub sowie Werte von 1,5 bis 5 für das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung sowie Werte von 2,5 bis 8 für das Verhältnis von Durch- gangsdrosselbohrung und Hub der Sauglamelle sowie Werte von etwa 10 bis 30 für das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle energetisch günstig sind. In dieser bevorzugten Ausführungsform wird die Durchgangsdrosselbohrung 21 auf der Saugseite als Drosselstelle genutzt und gezielt im Zusammenhang mit den anderen den Verdichter regelnden Parametern ausgelegt. Das einströmende Gas durchströmt eine Saugkammer, welche im Zylinderkopf angebracht ist, mit dem Druck Ps und wird dann über das Einlaßventil, das beispielsweise die vorstehend beschriebene Konfiguration aufweist, in die Zylinderbohrung eingeleitet, wo sich aufgrund der Saugventil-Konfiguration der Druck ps* einstellt, der ein optimales Regelverhalten des Verdichters gewährleistet.
In Fig. 8 letztendlich ist ein Drehzahlsprung von 2000 U/min auf 6000 U/min dargestellt; die Kurven repräsentieren den Druck an der Sauggasseite, den Massenstrom des Kältemittels, die Drehzahl sowie den Druck an der Hochdruckseite. Der Massenstrom des Kältemittels sowie die Drücke im Triebwerksraum an der Sauggasseite des Verdich- ters und der Druckseite des Verdichters bleiben im wesentlichen unverändert. Erfindungsgemäß ist durch eine Abstimmung der Momente Msw und Mk ges in Zusammenhang mit den Saugventilen erreicht worden, daß dieses Verhalten vorherrscht.
Der ideale Bereich für die Auslegung ist, wie bereits erwähnt, der mittlere Drehzahlbe- reich, so daß für die oben genannten Größen kurzzeitige Veränderungen (Massenstrom des Kältemittels sowie die Drücke im Triebwerksraum an der Saugseite des Verdichters und der Druckseite des Verdichters) selbstregelnd kompensiert werden.
Das ist auch versuchstechnisch leicht zu überprüfen. Bei einem Verdichter für die Anwendung des Kältemittels R744 kann der Massenstrom für einen entsprechenden Drehzahlsprung relativ einfach gemessen werden. Die Auslegung der Parameter der Saugventile sowie der Parameter Msw und Mk ges ist durch Ausmessen und Wiegen nach- zuvollziehen. Ein Messen des Kolbenhubs kann durch eine Befestigung eines Magneten am Kolben auf eine einfache Art und Weise erfolgen, da sich der Magnet über einen Sen- sor am Gehäuse detektieren läßt. Der Massenstrom m ist vor oder nach dem Verdichter über Massenstrommeßgeräte feststellbar. Mittels eines Drehzahlmeßgeräts läßt sich auch die Verdichterdrehzahl n auf einfache Art und Weise bestimmen. Der Druck ps kann in einem Indikatordiagramm indiziert werden und über seinen Zusammenhang mit der Sauggasdichte p (p = f(p, T)) leicht berechnet werden. Demnach sind alle Größen bestimmbar.
Durch die erfindungsgemäße Selbstregelung kann entgegen dem Stand der Technik ein einfaches Schaltventil eingesetzt werden, welches den Gasstrom von der Hochdruckseite in den Triebwerksraum beeinflussen kann. Das Schaltventil kann dann eingreifen, wenn ein anderer Betriebspunkt eingestellt werden soll. Ein Eingriff auf das Regelventil durch ein sogenanntes Feedback wie beim Stand der Technik ist nicht notwendig. Dem Regel- ventil, welches den Gasstrom von der Druckseite des Verdichters in den Triebwerksraum des Verdichters regelt, muß somit kein zusätzliches Signal zugeführt werden, wie es nach dem Stand der Technik bekannt ist. Beim Stand der Technik dienen als zusätzliche Signale z.B. die Änderung des Massenstroms des Kältemittels, die Änderung einer Druckdifferenz, die Änderung des Saugdrucks etc. Für einen einmal eingestellten Betriebspunkt kann die Selbstregelung Schwankungen des Kältemittel-Massenstroms infolge der Drehzahl kompensieren. Es sei an dieser Stelle darauf hingewiesen, daß es wesentlich ist, daß nicht nur der Massenstrom im wesentlichen konstant gehalten werden kann, sondern gleichzeitig die Drucklagen auf der Druckseite und der Saugseite des Verdichters. Die Magnetspule des Regelventils betätigt das Regelventil erst dann, wenn ein neuer Betriebs- punkt eingestellt werden soll. Ein sogenanntes Schaltventil ist gegenüber dem Stand der Technik also dadurch gekennzeichnet, daß der Feedbackbereich entfallen kann. Ein solches Schaltventil ist deutlich günstiger, als die nach dem Stand der Technik verwendeten Ventile. Ein solch einfaches in einem erfindungsgemäßen Verdichter verwendetes Ventil ist bevorzugt ein Ventil der Bauart, wie sie für heutige ABS- bzw. ESP-Ventile eingesetzt werden.
Es sei auch darauf hingewiesen, daß die erfindungsgemäße Regelung deutlich schneller als die bisherige Regelung arbeitet. Die zu regelnden Größen werden etwa zeitgleich mit dem Anstieg der Drehzahl geregelt, nach dem Stand der Technik geschieht das zeitverzögert, da zuerst eine Feedbackgröße abgreifbar sein muß, die dem Regelventil zugeführt bzw. zugeordnet wird.
Obwohl die Erfindung anhand von Ausführungsformen mit fester Merkmalskombination beschrieben wird, umfaßt sie jedoch auch die denkbaren weiteren vorteilhaften Kombi- nationen dieser Merkmale, wie sie insbesondere, aber nicht erschöpfend, durch die
Unteransprüche angegeben sind. Sämtliche in den Anmeldungsunterlagen offenbarten Merkmale werden als erfindungswesentlich beansprucht, soweit sie einzeln oder in Kombination gegenüber dem Stand der Technik neu sind.
Bezugszeichenlis te
1 Schwenkring
2 Antriebswelle
2a Paßfeder
3 Schiebehülse
4 Rückstellfeder
5 Stützelement
6 Kraftübertragungselement
7 Nut
8 hülsen förmiger Teil des Kraftübertragungselements 6
9 Nut
10 Aussparung
11 Bohrung
12 Tellerfeder
13,14 Anschlagscheibe
15 Bohrung
15a Antriebsbolzen
16, 16a Sprengring
17, 18 Abflachung
19 Ventilplatte
20 Sauglamelle
21 Durchgangsdrosselbohrung
22 Pfeil

Claims

„Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters"Patentansprüche
1. Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere Axialkolbenverdichters, weiterhin insbesondere für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, weiterhin insbesondere für CO2 als Kältemittel, welcher eine Antriebswelle (2) und eine in ihrer Neigung zur Antriebswelle verstellbare Schwenkscheibe (1) aufweist, welche in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters definierten Triebwerksraum desselben angeordnet ist und welche durch ihren Auslenkwinkel bezüglich der Antriebswelle (2) den Kolbenhub des Verdichters definiert, wobei in etwa ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment Msw und einem durch translatorisch bewegte
Massen bedingten Moment Mkgcs für wenigstens einen Auslenkwinkel OC1 der Schwenkscheibe (1) herbeigeführt wird und wobei das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n wenigstens bereichsweise, ins- besondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min, selbsttätig in etwa konstant gehalten wird, während ein im Triebwerksraum herrschender Druck pc ebenfalls in etwa konstant gehalten wird (p x s x n = konstant).
2. Verdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zusätzlich zum Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p und des
Kolbenhubs s auch der Druck pd an einer Hochdruckseite des Verdichters und/oder der Druck ps an einer Sauggasseite des Verdichters und/oder eine Regelventilstellgröße eines Regelventils zwischen der Hochdruckseite und dem Triebwerksraum in etwa konstant gehalten werden.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk wenigstens für CC1 = (ctmax — αmin)/2 hergestellt wird, wobei otmax den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) und αmin den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) bezeichnet.
4. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk wenigstens für einen Aus- lenkwinkel αg, hergestellt wird, für welchen gilt: αmin ≤ αg, ≤ ocmax.
5. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mkgcs wenigstens für einen Aus- lenkwinkel OC1 = αmax hergestellt wird.
6. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Momentengleichgewicht zwischen Msw und M1. gcs wenigstens für einen (fiktiven) Auslenkwinkel α, ≥ ctmax hergestellt wird.
7. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Druck im Triebwerksraum pc variiert wird, um einen gewünschten Betriebs- punkt, d.h. einen gewünschten Kältemittelmassenstrom im Verdichter zu erhalten.
8. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei einer Erhöhung der Drehzahl n der Saugdruck ps« und damit p derart abgesenkt wird, daß das Produkt aus n, p und s in etwa konstant ist.
9. Verdichter, insbesondere Axialkolbenverdichter, weiterhin insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeugs, mit einem Gehäuse und einer im wesentlichen in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle (2) angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels mit einer eben- falls im Gehäuse angeordneten Schwenkscheibe (1), dadurch gekennzeichnet, daß die Momente Msw aufgrund der rotatorisch bewegten Massen und Mk aufgrund der translatorisch bewegten Massen zueinander in einem vorbestimmten Verhältnis stehen, daß der Verdichter wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Einlaßventil umfaßt, welches so konfiguriert ist, daß es den in den Zylinderraum gelangenden Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig so beeinflußt, daß das Verhältnis der Momente Msw und Mk einerseits und die Drosselleistung des wenigstens einen Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des Drehzahlbereichs, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000
U/min, insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min der in das System geförderte Kältemittel-Massenstrom in etwa konstant ist.
10. Verdichter nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das wenigstens eine Einlaßventil ein druckgesteuertes Lamellenventil (19, 20, 21 ) ist.
11. Verdichter nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß das wenigstens eine Einlaßventil ein schlitzgesteuertes Ventil ist.
12. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Einlaßventil, insbesondere Lamellenventil, eine Ventilplatte (19) mit Durchgangsdrosselbohrung (21) und eine insbesondere zungenförmige Sauglamelle (20) umfaßt.
13. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 12, mit einem Zylinderblock und wenigstens einem, insbesondere 5 bis 9 Kolben, welche in im Zylinderblock vorgesehenen Bohrungen axial hin- und herbewegbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß jedem Zylinder ein Einlaßventil zugeordnet ist und/oder die korrespondierenden Sauglamellen (20) in einer Sauglamellenplatine integriert sind.
14. Verdichter nach Anspruch 9 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das dem Einlaßventil zugeordnete Ende des bzw. jedes Zylinderraums eine sich radial erstreckende ringförmige Erweiterung umfaßt, die insbesondere den Hub der Sauglamelle(n) (20) begrenzt und zur Befestigungsstelle der Sauglamelle (n) (20) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.
15. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14, falls nach einem der Ansprüche 8 bis 10 zusätzlich mit einem Zylinderblock und wenigstens einem, insbesondere 5 bis 9 Kolben, welche in im Zylinderblock vorgesehenen Bohrungen axial hin- und herbewegbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) in etwa 0,4 bis 1,5, insbesondere 0,65 bis 1,1, weiterhin insbesondere in etwa 0,95 beträgt.
16. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 15, insbesondere Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) in etwa 1,5 bis 5, insbesondere 2,5 bis 4, weiterhin insbesondere in etwa 3,6 beträgt.
17. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 16, insbesondere Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der
Sauglamelle (d/t) in etwa 2,5 bis 8, insbesondere 3,7 bis 6,7, weiterhin insbesondere in etwa 4,55 beträgt.
18. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 17, insbesondere Anspruch 15 oder 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24, weiterhin insbesondere in etwa 17,3 beträgt.
19. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Kippverhalten der Schwenkscheibe (1) derart selbsttätig limitierend wirksam ist, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzah- len oder der maximalen Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung ocmax bei niedrigen Drehzahlen des Verdichters.
20. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Geometrie und Dimensionierung sämtlicher translatorisch bewegter Teile, wie Axialkolben, Kolbenstange oder Gleitsteine, od. dgl., einerseits und sämtlicher rotatorisch bewegter Teile, wie Schwenkscheibe (1), Mitnehmer od. dgl., andererseits derart sind, daß für vorbestimmte Kippwinkel der Schwenkscheibe (1), insbe- sondere zwischen einem vorbestimmten minimalen Kippwinkel und einem vorbestimmten maximalen Kippwinkel das Moment Mkges infolge der translatorisch bewegten Massen, insbesondere der Kolben, ggf. einschließlich Gleitsteine, Kolbenstangen od. dgl., derart kleiner gewählt ist als das Moment Msvv infolge des Deviationsmoments, d.h. als das Moment infolge der Massenträgheit der Schwenkscheibe, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder bei einer maximalen Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung αmas der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung bei kleineren Drehzahlen des Verdichters.
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