EP2021631B1 - Verfahren zum regeln des kältemittel-massenstroms eines verdichters - Google Patents
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- EP2021631B1 EP2021631B1 EP07725250A EP07725250A EP2021631B1 EP 2021631 B1 EP2021631 B1 EP 2021631B1 EP 07725250 A EP07725250 A EP 07725250A EP 07725250 A EP07725250 A EP 07725250A EP 2021631 B1 EP2021631 B1 EP 2021631B1
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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 10.
- Compressors 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.
- a compressor described therein provides (as already mentioned explains) in operation, a suction gas pressure level p s and a high pressure level p d ready. This is done by (usually) a control valve, through which the operating point is set. Likewise, the air conditioner about these pressure levels.
- 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 Sauggasdruckrise p s and the high pressure level p d .
- the change of the engine room pressure p c engages in the force or torque balance on the swash plate so 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 p d and p c , volume flow 2 between p c and p s ) between the individual chambers or pressure layers.
- a feedback between the compressor (referred to as system) and the control valve, which controls the engine room pressure p c , necessary to achieve a desired refrigerant mass flow can.
- the control can be due to the mass flow, due to the pressure difference between the high pressure side (p d ) and the suction pressure side (p s ) and also only after the suction pressure (p s ).
- the control valve (usually a magnetic control valve) is operated via the control variable delivered in the feedback loop and the corresponding desired pressure p c is set in the engine room.
- a magnetic control valve is operated via the control variable delivered in the feedback loop and the corresponding desired pressure p c is set in the engine room.
- the apparatus solution in the prior art is on the Fig. 17 referenced, in which, as already mentioned above compressor according to the DE 102 29 659 A1 and according to the EP 1 154 160 A2 are shown.
- the compressor according to the DE 102 29 659 A1 it is a system, which is controlled by the suction pressure p s , while the compressor according to the EP 1 154 160 A2 a regulation due to the differential pressure between suction pressure and high pressure (p d - p s ) takes place.
- 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).
- the control process by a corresponding adjustment of the engine room pressure p c is slow in speed fluctuations and there is a strong overshoot, since the engine room comprises a relatively large volume.
- the inertia of the control is due to the length of the controlled system, wherein the controlled system is as follows: In response to a change in the compressor speed n, the tilt angle of the swash plate changes, resulting in a change in the refrigerant mass flow, resulting in a change in the ratio of p d results to p s . After a detection of the ratio specified above, p c is readjusted as a function of the detected ratio.
- 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 one possible simple control valve configuration can be used, which ensures low cost. It is another object of the present invention to provide a compressor in which a method according to the invention is implemented.
- the compressor for which the inventive method is designed generally has 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 the same through their deflection angle with respect to the drive shaft defines the piston stroke s of the compressor.
- the Sauggas In addition to the product of the compressor speed n, the Sauggas prevail p and Kolbenhubs s and the pressure p d on the high pressure side of the compressor and / or the pressure p s on the suction gas side of the compressor and / or a Regelventilstellish one Control valve (this is usually the energization of the coil of the valve), which is mounted between the high pressure side and the engine room in a compound of both chambers, held approximately constant.
- a feedback feedback loop, usually a feedback controller on the control valve
- the moment equilibrium is established between M sw and M k, ges (at least) for a deflection angle ⁇ gl for which ⁇ min ⁇ ⁇ gl ⁇ ⁇ max .
- a predominance of the moment M sw (M sw > M k, ges ) can be produced, which is advantageous in particular when using the refrigerants R134a, R154a or the azeotropic mixtures or the hydrocarbons. This ensures an effective control characteristic.
- 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 * and thus p is lowered so that the product of n, p and s is approximately constant.
- the suction pressure p s in the sense of the present application, is the one prevailing in the cylinder space Suction pressure (which may well differ from the pressure p s in a suction chamber chamber upstream of the cylinders), while ⁇ represents the density of the refrigerant in the cylinder chamber or in the cylinder chambers.
- the object is achieved by a compressor with the features of claim 10.
- 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 moving 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 intake-side inlet valve, which is configured so that it affects the entering into the cylinder chamber refrigerant mass flow speed-dependent so in 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, the refrigerant Ma stream, which is pumped 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 intake valves can or can, for example, between a suction chamber (pressure p s ) and the cylinder chambers (pressure p s * ) can be arranged.
- pressure p s suction chamber
- pressure p s * cylinder chambers
- Such a structural design of a compressor according to the invention ensures that control interventions for the engine room pressure p c are minimized, in particular 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 entering the cylinder, is a pressure-controlled lamella valve.
- a slot-controlled valve can be arranged in the refrigerant circuit of a compressor according to the invention.
- the at least one 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 tongue-shaped suction lamella in particular.
- 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 the above-described embodiments are constructionally easy 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 in particular limits the stroke of the suction lamella (s) and which is bevelled or flattened towards the attachment point of the suction lamella (s).
- a refrigerant can find use in a compressor according to the invention preferably CO 2, thereby providing a more environmentally friendly use of the compressor (as well as environmentally friendly disposal thereof) is made possible.
- the parameters listed below are preferably conceivable for using CO 2 as a refrigerant.
- the ratio of piston diameter and through-bore in the valve plate (D / d) 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 (d / t) is about 2.5 to 8, especially 3.7 to 6.7, with a particularly preferred value being about 4 , 55 lies.
- 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 refers, as mentioned above, to the refrigerant R744 (CO 2 ), it being noted at this point that for other refrigerants, an adaptation of the parameter set is necessary and included in the spirit of the present invention.
- R134a or R152a or azeotropic or azeotrope-like mixtures in particular mixtures of tetrafluoropropene and trifluoroiodomethane or hydrocarbons or mixtures of hydrocarbons, or halogenated or partially halogenated hydrocarbons, halogens, ethers, esters, alcohols or mixtures thereof and with one or more of the aforementioned substances used as a refrigerant.
- a compressor according to the invention can have a piston diameter / piston stroke (D / s) ratio of about 0.6 to 1.6, in particular 0.875 to 1.4, in particular of about 1.14.
- the ratio of piston diameter and passage throttle bore in the valve plate (D / d) is preferably in about 1.8 to 4, in particular 2.15 to 3.5, more preferably in about 2.8.
- the ratio of passage throttle bore in the valve plate and stroke of the suction plate (d / t) in about 7 to 15, in particular 8.3 to 14.4, more preferably about 11.4.
- the ratio of piston stroke to the lift of the suction lamella (s / t) may be approximately 15 to 40, in particular 20 to 36, and in particular 28.2.
- the design described above refers to the refrigerants R143a, R152a, the azeotropic mixtures as well as hydrocarbons or mixtures of hydrocarbons.
- the tilting behavior of the swash plate can be so effectively limiting effect that at high speeds of the same, especially at very high speeds or maximum speed, the angle of maximum deflection of the swash plate is smaller than the angle of maximum deflection ⁇ max at low speeds of 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.
- the moment M k ges selected as a result of the translationally moving masses, in particular the piston, optionally including sliding blocks, piston rods or the like.
- the angle of maximum deflection of the swash plate is smaller than the angle ⁇ max maximum deflection at lower speeds compressor.
- a switching valve is arranged in a fluid connection arranged between the suction pressure level and the engine compartment and / or in a fluid connection arranged between the high pressure level and the engine compartment. This can be realized in a simple manner, a regulation of the engine room pressure p c .
- a moment equilibrium between a torque M sw caused by rotationally moving masses and a moment M k, ges caused by translationally moving masses is determined for at least one deflection angle ⁇ gl of a swivel disk which is in the form of a swivel ring 1 (see. Fig. 2 ) is present.
- Fig. 1 A clarification of the derivation of the two above-described moments is out Fig. 1 seen. 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.
- ⁇ i ⁇ + 2 ⁇ ⁇ ⁇ i - 1 ⁇ 1 n
- M sw J Y Z ⁇ ⁇ 2
- a torque equilibrium (M k, ges ⁇ 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 moment equilibrium feature of the inventive method is implemented in Fig. 2 shown.
- 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 regulated by a pressure difference defined by the pressures p s * and p c ,
- a pressure difference defined by the pressures p s * and p c
- 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 swing 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.
- 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 formed in the shape of a cylinder bolt 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 peripheral 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 force transmission element 6 or the sleeve-shaped part 8 of the force 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 can happen eg to trade a forging; a one-piece design is preferred for mass production.
- the sleeve-shaped part 8 can be pushed in the assembled state of the swashplate mechanism under the spring 4. This means that the sleeve-shaped part 8 is placed over the drive shaft 2 and radially fixed by the spring 4 on the drive shaft 2.
- 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.
- the clear width of the bore of the pivot ring 1 is at least slightly larger than the corresponding extent of the force transmission element 6 (mountability).
- the mechanism of support member 5 and power 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 the support member 5 and the power transmission element 6, between the power transmission element 6 and drive shaft 2 and between the support member 5 and pivot ring 1 are not designed to transmit torque. It therefore eliminates a kind of driving function for the support member 5 and the power transmission element 6. This is deliberately chosen so for reasons of hysteresis, i. the tilting of the swivel 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 to be omitted and for the torque transmission to take place in any desired form between the drive shaft and the swivel ring 1 (for example 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 is a qualitative representation of the preferred interpretation of the moments according to the equations used (see. Fig. 1 ), wherein in addition to the rotational and translationally related moments (M sw and M k, ges ), the sum of the moments is shown. How one Fig. 3a can be found over a wide range of the tilt angle or deflection angle of the pivot ring 1 in about a moment equilibrium a, wherein it is a representation of the moments above the pivot angle ⁇ for any rotational speed n of the drive shaft 2 in the present figure.
- Fig. 3b is for a fixed spring rate of the return spring 4 and for fixed pressure conditions on the high pressure and the suction side of 130 and 35 bar for different speeds n, the differential pressure prevailing between the engine room and suction side, each consideration for a compressor with moment equilibrium and with a prevailing over the entire speed range constant suction gas density p, applies. It should be noted at this point that this is a rather theoretical approach, since both the pressure p d and the pressure p s * at the piston for this calculation are assumed to be constant for each rotational speed n of the drive shaft 2. In practice, with increasing speed n, in particular the suction pressure p s * and thus the suction gas density p are lowered.
- Fig. 3a the moment equilibrium M sw to M k, ges is qualitatively represented.
- the moments M sw and M k, ges can also be adjusted by appropriate engine design so that in addition to an engine with neutral behavior as in Fig. 3a represented, an engine with alsregelndem behavior or an engine designed with abregelndem behavior.
- the moments M sw and M k, ges or their relationship to each other would be (n) only provided accordingly, for CO 2 as the refrigerant course M sw ⁇ M k, ges or M sw > M k, ges is 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 3 / s] V geo [cm 3 ] xn [1 / s], where V geo stands for the geometric delivery volume and n for the compressor speed.
- V geo D 2 ⁇ / 4 xsx ⁇ , where ⁇ represents the number of pistons.
- At least one intake-gas side inlet valve is arranged, which is configured such that the refrigerant mass flow entering the cylinder bores is speed-dependent (in particular on the Sauggas Stahl) influenced, that the ratio of the moments M sw and M k, ges on the one hand and the throttle performance the intake valve on the other hand in relation to each other in relation to each other that at least over parts of the speed range of the compressor, the refrigerant mass flow, which is conveyed in the system, is approximately constant.
- the valves are used on the suction side conditionally as a throttle point and specifically in the context of the parameters M sw and M k, ges designed or tuned.
- the deflection angle of the swivel ring 1 remains constant during speed jumps.
- FIG Fig. 4a The throttling by the suction-side valves is shown schematically in FIG Fig. 4a shown, wherein the influence of throttling by a log-ph diagram in Fig. 4b is clarified (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 influence of the throttling of the suction gas at a minimum tilt angle is very low and, for example, at a tilt angle of 0 ° does not exist, which is illustrated by the fact that meet in this area the curves of the individual speeds approximately.
- Fig. 4c is the mass flow of the refrigerant over the speed shown qualitatively, which shows that the mass flow of the refrigerant is significantly reduced by the throttling effect at higher speeds than at low speeds.
- the mass flow of the refrigerant is increased without loss from m2t to m3t. Due to the losses, however, the mass flow of the refrigerant is increased from a mass flow m2r to a mass flow m3r.
- 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 becomes necessary, as in the case of undercompensation.
- FIG. 6 Indicator diagrams for two operating points are shown 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 in Fig. 7 described.
- 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, ges should look significantly different with respect to the valve geometry. In R134a / R152a, the pressure losses are relatively lower, resulting in that the moments M sw must be chosen to be greater than M k, ges (overcompensation of the moments) in order to achieve compensation in the range of the mass flow of the refrigerant.
- the compressor has (see. Fig. 7 ) On the inlet side for the suction gas in the cylinder chamber, a valve plate 19 with a suction lamella 20 mounted thereunder.
- 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 passage throttle 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
- 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 finally a speed jump from 2000 rpm to 6000 rpm is shown; 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 substantially 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 compensated josschreib.
- the mass flow for a corresponding speed jump can be measured relatively easily.
- the design of the parameters of the suction valves and the parameters M sw and M k, ges can be understood by measuring and weighing.
- a measurement of the piston stroke can be done by attaching a magnet to the piston in a simple manner, since the magnet can be detected via a sensor on the housing.
- the mass flow m is detectable before or after the compressor mass flow meters.
- By means of a tachometer and the compressor speed n can be determined in a simple manner.
- FIG. 9 Another preferred embodiment of the swash plate mechanism of a compressor according to the invention is in Fig. 9 shown.
- this mechanism for CO 2 as a refrigerant as well as for the already mentioned refrigerant R134a or R152a or the azeotropic or azeotrope-like Mixtures, in particular mixtures of tetrafluoropropene and trifluoroiodomethane or the refrigerants of one or more hydrocarbons (hydrocarbons or mixtures thereof) can be used.
- the swiveling ring is designed in such a way that for at least one deflection angle ⁇ of the swivel ring 1, a moment equilibrium M k, ges ⁇ M sw occurs, while when the other refrigerants are used, a predominance of the moment M sw in relation to FIG Moment Mk, ges ( Msw ⁇ Mk, ges ) is advantageous for at least a portion of the possible deflection angle of the pivot ring.
- the swashplate mechanism according to Fig. 9 is largely analogous to that according to Fig. 2 Therefore, in particular the differences to the mechanism according to Fig. 2 exposed.
- swash plate mechanism also has the one according to Fig. 9 a swivel ring 1, a drive shaft 2, a sliding sleeve 3, and a support member 5 and a power transmission element 6.
- a swivel ring 1 a swivel ring 1
- a drive shaft 2 a sliding sleeve 3
- a support member 5 a support member 5 and a power transmission element 6.
- Fig. 2 Analogous to the in Fig. 2 shown swash plate mechanism also has the one according to Fig. 9 a swivel ring 1, a drive shaft 2, a sliding sleeve 3, and a support member 5 and a power transmission element 6.
- the support element 5 does not have a groove-shaped or pocket-shaped recess, but has a roughly rectangular recess 23, which extends in the radial direction through the entire support element 5.
- the power transmission element 6 is approximately cylindrical in shape and has at its radially outer end (ie, at its end facing the pivot ring 1) a flat steel-like design. This engages in the recess 23 and thus forms the articulation of the power transmission element 6 to the support element. 5
- the cross section of the recess 23 increases radially outward, ie, the cross section widens in said radially outer region in an approximately V-shaped, while in a radially inner region (from the Fig. 9 not apparent) is approximately constant.
- the radially outer, frontal edges of the power transmission element 6 are arranged for each tilt angle of the pivot ring 1 in the radially outer region of the recess 23. This means that the edges for each tilt angle of the swivel ring 1 over the region of the approximately constant Aussparungsqueritess and thus avoid tilting with the support member at each operating point of the compressor.
- the power transmission element 6 is with its drive shaft 2 facing the end in the drive shaft 2, ie in a corresponding recess 24 of the drive shaft is pressed.
- a semicircular or groove-shaped recess 25 which is part of a fluid connection between the engine room and the engine chamber of the compressor and the suction gas side of the compressor. This fluid connection serves to regulate the pressure in the engine chamber.
- the corresponding fluid connection extends through the drive shaft and connects the engine room, in which the pressure prevails p c , with the suction side of the compressor and / or the high pressure side of the compressor.
- a piston 26 is shown, which is articulated by means of two sliding blocks 27 to the pivot ring 1.
- Fig. 10 is analogous to Fig. 3b a diagram is shown, which represents the differential pressure or the pressure in the engine room as a function of the geometric displacement, ie, where appropriate, the lift or tilt angle for a compressor with the above-specified refrigerant (R134a, etc.).
- R134a refrigerant
- a preferred for the said engine engine design is adjustable, which creates an engine, wherein in the range of the possible tilt angle of the pivot ring 1 M sw ⁇ M k, ges holds. It can be seen that the control curves intersect in exactly one point.
- Fig. 11a and 11b Analogous to Fig. 3a are in the Fig. 11a and 11b in each case the moments M k, ges and M sw as well as the sum of M k, ges and M sw (M ges ) are represented for two different parameter sets over the tilt angle of the swash plate. While in Fig. 11b a more characteristic of the refrigerant CO 2 characteristic is shown in Fig. 11a a characteristic more conducive to the other refrigerants listed above (R134a, etc.) ( Msw ⁇ Mk, ges ).
- n (p) the number of pistons
- R the distance of the piston axis to the shaft axis
- n the shaft speed
- mk the mass of a piston including sliding block
- mk ges the mass of all pistons including sliding block
- L the position of the pivot thread
- msw the mass of the swash plate
- ra the outer radius of the swash plate
- ri represents the inner radius of the swash plate
- h the height of the swash plate.
- the Fig. 12a to 12c correspond to the Fig. 4a to 4c , where the Fig. 4a to 4c for CO 2 as refrigerant have validity, while the 12a to 12c Valid for the other refrigerants (R134a etc.).
- the log-ph diagram according to Fig. 12b is adapted to the said refrigerant, since in contrast to CO 2 as a refrigerant in the mentioned other refrigerants, a liquefaction (wet steam area) takes place.
- Fig. 12d the individual states of the refrigerant associated with a refrigeration circuit shown schematically.
- Fig. 13 sets the analogue to Fig. 5 for the mentioned refrigerant (R134a etc.). Shown is the modified tilt characteristic with respect to Fig. 10 due to the effect on the suction and intake valves. While the remarks to Fig. 5 Keep validity, it should be noted that at higher compressor speeds of the swivel ring can not be adjusted to a maximum tilt angle. This is an important safety feature of the inventive compressor concept.
- Fig. 14 Analogous to the illustrations in Fig. 6 is in Fig. 14 a representation of four indicator diagrams for the mentioned refrigerant (except CO 2 ) is given, it being noted that the representations qualitatively in about all enumerated refrigerant (including CO 2 ) can be used.
- piston diameter and piston stroke (D / s) of about 0.6 to 1.6, in particular 0.875 to 1.4, more particularly of about 1.14.
- the ratio of piston diameter and fürgangsdrosselbohrung in the valve plate (D / d) is about 1.8 to 4, in particular 2.15 to 3.5, more particularly in about 2.8.
- the ratio of passage throttle bore in the valve plate and stroke of the suction plate (d / t) is in about 7 to 15, in particular 8.3 to 14.4, more particularly in about 11.4, and the ratio of piston stroke to the stroke of the suction plate ( s / t) is about 15 to 40, in particular 20 to 36, furthermore in particular about 28.2. It should be noted at this point that the parameters given above are valid for the refrigerants R134a, R152a, etc.
- Fig. 15 show the parameters to be used for the design of the moment equilibria. In the various columns, first a preferred parameter set is given; Furthermore, the parameters are still determined area by area. These parameters are also to be preferred for the refrigerants R134a, R152 etc.
- 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 actuates the control valve only when 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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Description
- Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Regeln eines Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters gemäß Anspruch 1 sowie einen Verdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 10.
- 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 A1 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 A1 aufbauend offenbart dieDE 198 39 914 A1 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 derDE 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. Die unabhängigen Ansprüche 1 und 9 sind in zweiteiliger Form gegenüber der Offenbarung dieser Druckshrift abgefasst. - In der ebenfalls auf die Arimelderin zurückgehenden
DE 103 47 709 A1 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 derDE 103 47 709 A1 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 A1 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 Triebwerksraumdrucks 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 pd und pc, Volumenstrom 2 zwischen pc und ps) zwischen den einzelnen Kammern bzw. Drucklagen. Das hier beschriebene Modell ist vereinfacht dargestellt und als beispielhaft anzusehen. - Die vorstehenden Ausführungen betreffen die Regelung eines Verdichters gemäß dem Stand der Technik und sind in
Fig. 16 erläuternd dargestellt. Die apparative Ausstattung hierzu gemäß dem Stand der Technik ist inFig. 17 illustriert, in welcher ein Verdichter gemäß derDE 102 29 659 A1 und gemäß derEP 1 154 160 A2 dargestellt sind. Wie sichFig. 16 entnehmen läßt, ist gemäß dem Stand der Technik eine Rückmeldung (d.h. ein Feedback) zwischen dem Verdichter (als System bezeichnet) und dem Regelventil, welches den Triebwerksraumdruck pc regelt, nötig, um einen gewünschten Kältemittelmassenstrom erreichen zu können. Die Regelung kann aufgrund des Massenstroms, aufgrund der Druckdifferenz zwischen der Hochdruckseite (pd) und der Saugdrucksseite (ps) sowie auch nur nach dem Saugdruck (ps) erfolgen. Über die in der Feedbackschleife gelieferte Stellgröße wird das Regelventil (in der Regel ein magnetisches Regelventil) bedient und der entsprechende gewünschte Druck pc im Triebwerksraum eingestellt. Hinsichtlich der apparativen Lösung beim Stand der Technik sei auf dieFig. 17 verwiesen, in welcher wie bereits vorstehend erwähnt Verdichter gemäß derDE 102 29 659 A1 und gemäß derEP 1 154 160 A2 dargestellt sind. Bei dem Verdichter gemäß derDE 102 29 659 A1 handelt es sich um ein System, welches aufgrund des Saugdrucks ps geregelt wird, während beim Verdichter gemäß derEP 1 154 160 A2 eine Regelung aufgrund des Differenzdruckes zwischen Saugdruck und Hochdruck (pd - ps) erfolgt. - 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 Ausführungen).
- Neben einer verminderten Leistung des Fahrzeuges durch die hohe Anzahl leistungsraubender 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 Verdichterdrehzahl 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 , derDE 198 39 914 und derDE 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 verkleinert. Das Konzept basiert darauf, dies durch eine entsprechende Auslegung der Schräg- bzw. 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 Drehzahlkorridor 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-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere eines Axialkolbenverdichters und weiterhin insbesondere eines Verdichters für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, 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,ges (Msw = Mk,ges) für wenigstens einen Auslenkwinkel αgl der Schwenkscheibe und/oder ein Überwiegen des Momentes Msw gegenüber dem Moment Mk,ges für wenigstens einen Bereich der möglichen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (Msw ≥ Mk,ges) 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. Es sei an dieser Stelle ferner angemerkt, daß sich bei einem Verdichter, welcher CO2 (R744) als Kältemittel aufweist, eine Annäherung an ein Momentengleichgewicht vorteilhaft darstellt, während bei einem Verdichter, welcher beispielsweise R143a oder R152a oder azeotrope oder azeotropartige Gemische (insbesondere Gemische aus Tetrafluorpropen und Trifluoroiodomethan oder Kohlenwasserstoffe bzw. Gemische aus Kohlenwasserstoffen als Kältemittel verwendet werden, eher eine Tendenz des Überwiegens des Momentes Msw, (Msw ≥ Mk,ges) vorteilhaft ist. - In einer bevorzugten Ausführungsform 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 αgl = (αmax - αmin) /2 hergestellt, wobei angemerkt sei, daß αmax den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe und αmin den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe bezeichnet. Alternativ oder zusätzlich wird das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges (wenigstens) für einen Auslenkwinkel αgl hergestellt, für welchen gilt αmin ≤ αgl ≤ αmax. Weiterhin zusätzlich oder alternativ kann das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges (wenigstens) für einen Auslenkwinkel αgl = αmax und/oder für einen (fiktiven) Auslenkwinkel αgl ≥ αmax hergestellt werden. Alternativ hierzu kann für alle Auslenkwinkel α ein Überwiegen des Momentes Msw (Msw > Mk,ges) hergestellt werden, was insbesondere bei der Verwendung der Kältemittel R134a, R154a oder der azeotropen Gemische bzw. der Kohlenwasserstoffe vorteilhaft ist. 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 Ausführungsform 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, handelt 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 ρ 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 10 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 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,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 Ausführungsform 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 Kältemittelkreislauf 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 Ausführungsformen 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 Sauglamelle(n) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.
- Als Kältemittel kann bevorzugt CO2 (R744) in einem erfindungsgemäßen Verdichter Verwendung finden, wodurch ein umweltfreundlicher Einsatz des Verdichters (sowie auch eine umweltfreundliche Entsorgung desselben) ermöglicht wird. Die in der Folge aufgelisteten Parameter sind bevorzugt für eine Verwendung von CO2 als Kältemittel denkbar.
- In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform 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 wie vorstehend erwähnt 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.
- In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters werden R134a oder R152a oder azeotrope oder azeotropartige Gemische, insbesondere Gemische aus Tetrafluorpropen und Trifluoroiodomethan oder Kohlenwasserstoffe bzw. Gemische aus Kohlenwasserstoffen, oder halogenierte oder teilweise halogenierte Kohlenwasserstoffe, Halogene, Ether, Ester, Alkohole oder Gemische davon und mit einem oder mehreren der vorgenannten Substanzen als Kältemittel verwendet. Im Bereich der Kohlenwasserstoffe sind insbesondere 2,2-Dimethylbuthan, 2,3-Dimethylbuthan, 2,3-Dimethylpentan, 2-Methylhexan, 3-Methylhexan, 2-Methylpentan, 3-Ethylpentan, 3-Methylpentan, Zylkohexan, Zyklopentan, n-Heptan, Methylzyklopentan, n-Pentan und n-Hexan denkbar. Weitere mögliche Kältemittel sind auch in der
WO 2006/012095 A2 und derUS 696 701 beschrieben. In der Folge seien Verdichterparameter beschrieben, welche insbesondere für eine Verwendung derartiger Kältemittel optimiert sind. - Ein erfindungsgemäßer Verdichter kann demnach ein Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) von etwa 0,6 bis 1,6, insbesondere 0,875 bis 1,4, weiterhin insbesondere von etwa 1,14 aufweisen. Das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) beträgt vorzugsweise in etwa 1,8 bis 4, insbesondere 2,15 bis 3,5, weiterhin insbesondere in etwa 2,8. Alternativ oder zusätzlich kann das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) in etwa 7 bis 15, insbesondere 8,3 bis 14,4, weiterhin insbesondere etwa 11,4 betragen. Das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) kann in etwa 15 bis 40, insbesondere 20 bis 36, weiterhin insbesondere 28,2 betragen. Die vorstehend beschriebene Auslegung bezieht sich wie erwähnt auf die Kältemittel R143a, R152a, die azeotropen Gemische sowie Kohlenwasserstoffe bzw. Gemische aus Kohlenwasserstoffen.
- 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 maximaler 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 Kippwinkel 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 gleichzeitigen kostengünstigen Herstellung.
- In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters ist in einer zwischen dem Saugdruckniveau und dem Triebwerksraum angeordnete Fluidverbindung und/oder in einer zwischen dem Hochdruckniveau und dem Triebwerksraum angeordneten Fluidverbindung ein Schaltventil angeordnet. Damit kann auf einfache Art und Weise eine Regelung des Triebwerkraumdrucks pc realisiert werden.
- 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 Darstellung 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 bei Verwendung des Kältemittels CO2;
- Fig. 5
- eine Darstellung des Differenzdrucks zwischen Triebwerksraum und Sauggas- seite als Funktion des Massenstroms eines erfindungsgemäßen Verdichters bei Verwendung des Kältemittels CO2;
- 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;
- Fig. 8
- das Verhalten eines erfindungsgemäßen Verdichters bei einem Drehzahl- sprung von 2000 U/min auf 6000 U/min.
- Fig. 9
- einen Schwenkscheibenmechanismus einer weiteren bevorzugten Ausfüh- rungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters in Explosionsdarstellung;
- Fig. 10
- den Differenzdruck zwischen Triebwerksraum und Sauggasseite bzw. den Druck im Triebwerksraum als Funktion des geometrischen Fördervolumens für einen bestimmten Betriebspunkt der Ausführungsform gemäß
Fig. 9 bei verschiedenen Verdichterdrehzahlen; - Fig. 11a+b
- die Momentenverteilung in der bevorzugten Ausführungsform eines Verdichters gemäß
Fig. 9 ; - Fig. 12a-d
- schematische Erläuterungen zur Funktionsweise eines erfindungsgemäßen Verdichters bei Verwendung des Kältemittels R143a, R152a, azeotroper Gasgemische, von Kohlenwasserstoff(en) bzw. Gemischen hiervon;
- Fig. 13
- eine Darstellung des Differenzdrucks zwischen Triebwerksraum und Sauggas- seite als Funktion des geometrischen Fördervolumens bzw. des Massenstroms eines erfindungsgemäßen Verdichters bei Verwendung der Kältemittel R134a, R152a etc.;
- Fig. 14
- vier Indikatordiagramme für zwei Betriebspunkte eines Verdichters mit R134a etc. als Kältemittel; und
- Fig. 15
- eine Auflistung der Parameter, die für einen Verdichter mit R134a etc. als Kältemittel von Vorteil sind.
- 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,ges für wenigstens einen Auslenkwinkel αgl 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), ri = 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 beschriebene 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 ausFig. 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 Massenträgheitsmomente 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: -
-
-
- 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,ges bzw. bevorzugt (für CO2 als Kältemittel) Msw ≈ Mk,ges
-
- 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,ges Masse aller Kolben inklusive Gleitsteine msw Masse des Schwenkringes r2 Außenradius des Schwenkringes ri Innenradius des Schwenkringes h Höhe des Schwenkringes g Dichte des Schwenkringes V Volumen des Schwenkringes βi Winkelposition des Kolbens i zi 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 (Jyz) - Ein Beispiel für ein Triebwerk, bei dem ein Momentengleichgewicht (Mk,ges ≈ 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 Ausführungsform 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 Riemenscheibe 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 auchFig. 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 Systemregelung, 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 Stützelement 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 rechteckförmige 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 Ausführungsform 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 hülsenförmige 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 Ausführungsform ist der Mechanismus aus Stützelement 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 Kraftübertragungselement 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 Ausführungsformen auch denkbar, daß die Schiebehülse 3 entfällt und die Drehmomentübertragung in einer beliebigen Form zwischen Antriebswelle 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 erfindungsspezifische 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,ges) die Summe der Momente dargestellt ist. Wie manFig. 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,ges können durch entsprechende Triebwerksauslegung auch so eingestellt werden, daß sich neben einem Triebwerk mit neutralem Verhalten wie inFig. 3a dargestellt, ein Triebwerk mit aufregelndem Verhalten bzw. ein Triebwerk mit abregelndem Verhalten konzipieren läßt. Die Momente Msw und Mk,ges 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,ges ≈ 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,ges. Dieser Punkt läßt sich je nach Konstruktion eines Verdichters beliebig auswählen. Anhand der Gleichung zur Summe der Momente ausFig. 1 kann man einen Einfluß des Kippwinkels leicht nachvollziehen. 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 = αmax und
- für α ≥ αmax
- 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 = αmax, 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 ps* 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 [cm3/s] =Vgeo [cm3] x n [1/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 η, wobei η die Anzahl der Kolben darstellt. Der Massenstrom pro Zeit m [g/s] = V [cm3/s] x ρ [g/cm3], wobei ρ 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 gemäßFig. 2 , wenigstens ein sauggasseitig eingeordnetes Einlaßventil angebracht ist, welches derart konfiguriert 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,ges 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,ges ausgelegt bzw. abgestimmt sind. Es sei an dieser Stelle weiterhin erwähnt, daß bei Msw ≈ Mk,ges der Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 bei Drehzahlsprüngen konstant bleibt. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß, wenn sich die Drehzahl des Verdichters von n1 auf n2 verdoppelt, der Kältemittel-Massenstrom im wesentlichen durch eine Auslenkwinkelreduzierung (hier Halbierung) konstant gehalten wird. Diese wird durch die Absenkung der Sauggasdichte hervorgerufen (ρ1 x n1 x s1 ≈ ρ2 x n2 x s2, wobei n2 = 2n1 und s1 x ρ1 ≈ 2 x ρ2 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 inFig. 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 inFig. 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 n1 , n2, n3 und n4 bei einer jeweiligen Verdoppelung zwischen den jeweiligen nächstliegenden Drehzahlen (z.B. n2 = 2 n1) eine Halbierung von Vgeo x p dargestellt werden kann, ohne daß der Druck pc im Triebwerksraum verändert werden muß, so daß m = Vgeo x ρ 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 berücksichtigen 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,ges so ausgelegt, daß Msw größer als Mk,ges 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,ges ≈ 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 = Vgeo x ρ 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,ges 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,ges (Überkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile im Bereich "package" und verstärkt den Einfluß der Drosselung durch die Saugventile in unerwünschtem Maße.
- Msw < Mk,ges (Unterkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile dadurch, daß der Effekt gegen den gewollten Effekt der Sauggasdrosselung arbeitet.
- Msw ≈ Mk,ges 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 Zusammenhang der Momente auch für den Massenstrom des Kältemittels verwendet: Unterkompensation: Bei einer Verdoppelung der Drehzahl n wird der Kältemittel-Massenstrom m = Vgeo x n x ρ, d.h. also Vgeo x ρ, 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 Drehzahlabsenkungen 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,ges 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,ges 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 = 18; s = 19; 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 Durchgangsdrosselbohrung 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 Verdichters 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 Drehzahlbereich, 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 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 nachzuvollziehen. 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 Sensor 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 ρ (ρ = f(p, T)) leicht berechnet werden. Demnach sind alle Größen bestimmbar.
- Eine weitere bevorzugte Ausführungsform für den Schwenkscheibenmechanismus eines erfindungsgemäßen Verdichters ist in
Fig. 9 dargestellt. Ebenso wie die bevorzugte Ausführungsform gemäßFig. 2 ist dieser Mechanismus für CO2 als Kältemittel wie auch für die bereits erwähnten Kältemittel R134a oder R152a oder die azeotropen oder azeotropartigen Gemische, insbesondere Gemische aus Tetrafluorpropen und Trifluoroiodomethan oder die Kältemittel aus einem oder mehreren Kohlenwasserstoffen (Kohlenwasserstoffe oder Gemische hiervon) einsetzbar. Bei einer Verwendung von CO2 als Kältemittel ist der Schwenkring derart ausgelegt, daß sich für wenigstens einen Auslenkwinkel α des Schwenkrings 1 ein Momentengleichgewicht Mk,ges ≈ Msw einstellt, während bei einer Verwendung der anderen Kältemittel ein Überwiegen des Momentes Msw gegenüber dem Moment Mk,ges (Msw ≥ Mk,ges) für wenigstens einen Bereich der möglichen Auslenkwinkel des Schwenkrings vorteilhaft ist. Der Schwenkscheibenmechanismus gemäßFig. 9 ist in weiten Teilen analog zu demjenigen gemäßFig. 2 aufgebaut, in der Folge seien deshalb insbesondere die Unterschiede zu dem Mechanismus gemäßFig. 2 herausgestellt. - Analog zu dem in
Fig. 2 dargestellten Schwenkscheibenmechanismus weist auch derjenige gemäßFig. 9 einen Schwenkring 1, eine Antriebswelle 2, eine Schiebehülse 3, sowie ein Stützelement 5 und ein Kraftübertragungselement 6 auf. Diese und auch die weiteren Komponenten sind mit Bezugszeichen analog zuFig. 2 bezeichnet. Hinsichtlich der Funktion und der weiteren gleich wirkenden Komponenten sei auf die Erläuterungen zuFig. 2 verwiesen, soweit in der Folge keine gegenteiligen Ausführungen gemacht werden. - Abweichend vom Mechanismus gemäß
Fig. 2 weist das Stützelement 5 keine nut- oder taschenförmige Aussparung, sondern eine in etwa rechteckförmige Aussparung 23 auf, welche sich in radialer Richtung durch das gesamte Stützelement 5 hindurch erstreckt. Das Kraftübertragungselement 6 ist in etwa zylinderförmig ausgebildet und weist an seinem radial äußeren Ende (d.h. also an seinem dem Schwenkring 1 zugewandten Ende) eine flachstahlartige Ausbildung aus. Diese greift in die Aussparung 23 ein und bildet somit die Anlenkung des Kraftübertragungselements 6 an das Stützelement 5. - In einem radial äußeren Bereich nimmt der Querschnitt der Aussparung 23 radial nach außen hin zu, d.h. der Querschnitt weitet in dem besagten radial äußeren Bereich in etwa V-förmig auf, während er in einem radial inneren Bereich (aus der
Fig. 9 nicht ersichtlich) in etwa konstant ist. Die radial äußeren, stirnseitigen Kanten des Kraftübertragungselements 6 sind für jeden Kippwinkel des Schwenkrings 1 im radial äußeren Bereich der Aussparung 23 angeordnet. Dies heißt, daß die Kanten für jeden Kippwinkel des Schwenkrings 1 über den Bereich des in etwa konstanten Aussparungsquerschnitts überstehen und damit ein Verkanten mit dem Stützelement in jedem Betriebspunkt des Verdichters vermieden wird. Reibung und Hysterese im Bereich des Mechanismus werden dadurch verringert, was zu einem geringen Verschleiß und einer geringen Wärmeentwicklung im Betrieb führt. Das Kraftübertragungselement 6 ist mit seinem der Antriebswelle 2 zugewandten Ende in die Antriebswelle 2, d.h. in eine korrespondierende Aussparung 24 der Antriebswelle eingepreßt. Zu erwähnen bleibt eine halbkreis- bzw. nutförmige Aussparung 25, welche Bestandteil einer Fluidverbindung zwischen dem Triebwerksraum bzw. der Triebwerkskammer des Verdichters und der Sauggasseite des Verdichters ist. Diese Fluidverbindung dient der Regulierung des Drucks in der Triebwerkskammer. Die entsprechende Fluidverbindung erstreckt sich dabei durch die Antriebswelle hindurch und verbindet den Triebwerksraum, in welchem der Druck pc vorherrscht, mit der Sauggasseite des Verdichters und/oder der Hochdruckseite des Verdichters. - Zusätzlich ist beim Mechanismus gemäß
Fig. 9 ein Kolben 26 dargestellt, welcher mittels zweier Gleitsteine 27 an den Schwenkring 1 angelenkt ist. - In
Fig. 10 ist analog zuFig. 3b ein Diagramm dargestellt, welches den Differenzdruck bzw. den Druck im Triebwerksraum als Funktion des geometrischen Fördervolumens, d.h. also gegebenenfalls des Hubes bzw. Kippwinkels für einen Verdichter mit den vorstehend näher bezeichneten Kältemitteln (R134a usw.) darstellt. Es sei an dieser Stelle nochmals erwähnt, daß neben einer Einstellung eines Momentengleichgewichts Msw ≈ Mk,ges eine für die besagten Kältemittel zu bevorzugende Triebwerksauslegung einstellbar ist, welche ein Triebwerk entstehen läßt, bei welchem im Bereich der möglichen Kippwinkel des Schwenkrings 1 Msw ≥ Mk,ges gilt. Es ist zu erkennen, daß sich die Regelkurven in genau einem Punkt schneiden. Dieser Punkt ist der Auslegungspunkt für die Summe der Momente, in welchem Msw =Mk,ges gilt. Dieser Punkt läßt sich nahezu beliebig auswählen. Anhand der Gleichung zur Summe der Momente kann der Einfluß des Kippwinkels inFig. 10 mit Hilfe der Ausführungen zuFig. 3b nachvollzogen werden. - Analog zu
Fig. 3a sind in denFig. 11a und 11b jeweils die Momente Mk,ges und Msw sowie die Summe aus Mk,ges und Msw (Mges) für zwei verschiedene Parametersätze über dem Kippwinkel der Schrägscheibe dargestellt. Während inFig. 11b eine eher dem Kältemittel CO2 förderliche Charakteristik dargestellt ist, findet sich inFig. 11a eine eher den anderen vorstehend aufgezählten Kältemitteln (R134a etc.) förderliche Charakteristik (Msw ≥ Mk,ges). Zusätzlich sind die jeweiligen Parameter des Triebwerks aufgelistet, wobei n (p) die Anzahl der Kolben, R den Abstand der Kolbenachse zur Wellenachse, n die Wellendrehzahl, mk die Masse eines Kolbens inklusive Gleitstein, mk,ges die Masse aller Kolben inklusive Gleitstein, L die Lage des Pivotheads, msw die Masse der Schrägscheibe, ra den Außenradius der Schrägscheibe, ri den Innenradius der Schrägscheibe und h die Höhe der Schrägscheibe repräsentiert. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß die ausgewählte Drehzahl, für die die Berechnungen durchgeführt sind, beliebig ist, da sie beide Momente gleichartig beeinflußt. Demzufolge ist die Darstellung qualitativ ohne die Angabe von Zahlenwerten gegeben. - Die
Fig. 12a bis 12c entsprechen denFig. 4a bis 4c , wobei dieFig. 4a bis 4c für CO2 als Kältemittel Gültigkeit besitzen, während dieFig.12a bis 12c Gültigkeit für die weiteren Kältemittel (R134a etc.) besitzen. Das log-p-h-Diagramm gemäßFig. 12b ist an die besagten Kältemittel angepaßt, da im Gegensatz zu CO2 als Kältemittel bei den erwähnten anderen Kältemitteln eine Verflüssigung (Naßdampfgebiet) stattfindet. Ferner sind inFig. 12d die einzelnen Zustände des Kältemittels einem schematisiert dargestellten Kältekreislauf zugeordnet. -
Fig. 13 stellt das Analogon zurFig. 5 für die erwähnten Kältemittel (R134a etc.) dar. Gezeigt wird die veränderte Kippcharakteristik gegenüber derFig. 10 infolge des Effekts an den Saug- bzw. Einlaßventilen. Während die Ausführungen zuFig. 5 Gültigkeit behalten, sei darauf hingewiesen, daß bei größeren Verdichterdrehzahlen der Schwenkring nicht mehr auf einen maximalen Kippwinkel verstellt werden kann. Dies ist ein wichtiges Sicherheitsmerkmal des erfindungsgemäßen Verdichterkonzepts. - Analog zu den Darstellungen in
Fig. 6 ist inFig. 14 eine Darstellung von vier Indikator-Diagrammen für die erwähnten Kältemittel (außer CO2) gegeben, wobei angemerkt sei, daß die Darstellungen qualitativ in etwa für alle aufgezählten Kältemittel (einschließlich CO2) verwendbar sind. - Als bevorzugte Parameter im Falle der Kältemittel R134a etc. ergeben sich (vgl. hierzu auch
Fig. 7 ) ein Kolbendurchmesser D von 28 bis 35 mm, ein Kolbenhub s von 25 bis 32 mm sowie ein maximales Hubvolumen pro Zylinder von 22 bis 28 cm3. Zu bevorzugen ist als Saugventil bzw. Einlaßventil wiederum ein druckgesteuertes Lamellenventil, wobei der Hub des Einlaßventils t zwischen 0,9 und 1,2 mm beträgt; die Bohrung beträgt zwischen 10 und 13 mm. Ein ähnlicher bzw. derselbe Zahlenwert gilt für Öffnungen, welche nicht kreisrund sind, jedoch einen vergleichbaren Querschnitt aufweisen. Daraus ergeben sich zu bevorzugende Parameter bzw. Verhältnisse von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) von etwa 0,6 bis 1,6, insbesondere 0,875 bis 1,4, weiterhin insbesondere von etwa 1,14. Das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) beträgt etwa 1,8 bis 4, insbesondere 2,15 bis 3,5, weiterhin insbesondere in etwa 2,8. Das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) beträgt in etwa 7 bis 15, insbesondere 8,3 bis 14,4, weiterhin insbesondere in etwa 11,4, und das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) beträgt in etwa 15 bis 40, insbesondere 20 bis 36, weiterhin insbesondere in etwa 28,2. Anzumerken sei an dieser Stelle, daß die vorstehend angegebenen Parameter eine Gültigkeit für die Kältemittel R134a, R152a etc. besitzen. - Aus
Fig. 15 gehen die Parameter hervor, die bezüglich der Auslegung der Momentengleichgewichte zu verwenden sind. In den verschiedenen Spalten wird zunächst ein bevorzugter Parametersatz angegeben; weiterhin werden die Parameter dann noch bereichsweise festgelegt. Auch diese Parameter sind für die Kältemittel R134a, R152 etc. zu bevorzugen. - Letztendlich sei im Hinblick auf die Kältemittel R134a etc. auch auf
Fig. 8 verwiesen, welche analog zu übernehmen und anzuwenden ist. - 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 Regelventil, 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 Betriebspunkt 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 Kombinationen 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.
-
- 1
- Schwenkring
- 2
- Antriebswelle
- 2a
- Paßfeder
- 3
- Schiebehülse
- 4
- Rückstellfeder
- 5
- Stützelement
- 6
- Kraftübertragungselement
- 7
- Nut
- 8
- hülsenförmiger 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
- 23
- Aussparung im Stützelement 5
- 24
- Aussparung in der Antriebswelle 2
- 25
- Aussparung im Kraftübertragungselement 6
- 26
- Kolben
- 27
- Gleitstein
Claims (27)
- Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere Axialkolbenverdichters, weiterhin insbesondere für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, 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 Mk,ges (Msw = Mk,ges) für wenigstens einen Auslenkwinkel αgl der Schwenkscheibe (1) und/oder ein Überwiegen des Momentes Msw gegenüber dem Moment Mk,ges für wenigstens einen Bereich der möglichen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (Msw ≥ Mk,ges) herbeigeführt wird, dadurch gekennzeichnet, daß das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte ρ und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n wenigstens 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 pc ebenfalls in etwa konstant gehalten wird (ρ x s x n = konstant),
wobei für alle Auslenkwinkel ein Überwiegen des Moments Msw (Msw > Mk,ges) hergestellt wird. - Verfahren 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. - Verfahren nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges wenigstens für αgl = (αmax - αmin)/2 hergestellt wird, wobei αmax den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) und αmin den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) bezeichnet. - Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges wenigstens für einen Auslenkwinkel αgl hergestellt wird, für welchen gilt: αmin ≤ αgl ≤ αmax. - Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges wenigstens für einen Auslenkwinkel αgl = αmax hergestellt wird. - Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen Msw und Mk,ges wenigstens für einen (fiktiven) Auslenkwinkel αgl ≥ αmax hergestellt wird. - Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Druck im Triebwerksraum pc variiert wird, um einen gewünschten Betriebspunkt, d.h. einen gewünschten Kältemittelmassenstrom im Verdichter zu erhalten. - 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. - 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 Verdichteieinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels mit einer ebenfalls im Gehäuse angeordneten Schwenkscheibe (1),
dadurch gekennzeichnet, daß
die Momente Msw aufgrund der rotatorisch bewegten Massen und Mk,ges 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,ges 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, wobei für alle Auslenkwinkel ein Überwiegen des Moments Msw (Msw > Mk,ges) herstellbar ist. - Verdichter nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, daß
das wenigstens eine Einlaßventil ein druckgesteuertes Lamellenventil (19, 20, 21) ist. - Verdichter nach Anspruch 9 oder 10,
dadurch gekennzeichnet, daß
das wenigstens eine Einlaßventil ein schlitzgesteuertes Ventil ist. - 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. - 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. - 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. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, daß
CO2 als Kältemittel verwendet wird. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 15, insbesondere nach Anspruch 15, falls nach einem der Ansprüche 8 bis 12 oder 14 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. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 16, insbesondere nach Anspruch 15 oder 16,
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. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 17, insbesondere nach einem der Ansprüche 15 bis 17,
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. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 18, insbesondere nach einem der Ansprüche 15 bis 18,
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. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, daß
R 134a oder R152a oder azeotrope oder azeotropartige Gemische, insbesondere Gemische aus Tetrafluorpropen und Trifluoroiodomethan oder Kohlenwasserstoff(e) oder Gemische aus Kohlenwasserstoffen, oder halogenierte oder teilweise halogenierte Kohlenwasserstoffe, Halogene, Ether, Ester, Alkohole oder Gemische davon und mit einem oder mehreren der vorgenannten Substanzen als Kältemittel verwendet werden. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14 oder 20, insbesondere nach Anspruch 20,
falls nach einem der Ansprüche 8 bis 12 oder 14 oder 20 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 0,6 bis 1,6, insbesondere 0,875 bis 1,4, weiterhin insbesondere in etwa 1,14 beträgt. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14 oder 20 bis 21, insbesondere Anspruch 20 oder 21,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) in etwa 1,8 bis 4, insbesondere 2,15 bis 3,5, weiterhin insbesondere in etwa 2,8 beträgt. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14 oder 20 bis 22, insbesondere nach einem der Ansprüche 20 bis 22,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) in etwa 7 bis 15, insbesondere 8,3 bis 14,4, weiterhin insbesondere in etwa 11,4 beträgt. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14 oder 20 bis 23, insbesondere nach einem der Ansprüche 20 bis 23,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 15 bis 40, insbesondere 20 bis 36, weiterhin insbesondere in etwa 28,2 beträgt. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 24,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Kippverhalten der Schwenkscheibe (1) derart selbsttätig limitierend wirksam ist, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder der maximalen Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung αmax bei niedrigen Drehzahlen des Verdichters. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 25,
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), insbesondere zwischen einem vorbestimmten minimalen Kippwinkel und einem vorbestimmten maximalen Kippwinkel das Moment Mk,ges infolge der translatorisch bewegten Massen, insbesondere der Kolben, ggf. einschließlich Gleitsteine, Kolbenstangen od. 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 Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung αmax der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung bei kleineren Drehzahlen des Verdichters. - Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 26,
welcher eine Fluidverbindung zwischen einer Hochdruckseite und einem Triebwerksraum und/oder zwischen einer Saugdruckseite und dem Triebwerksraum aufweist,
dadurch gekennzeichnet, daß
in der bzw. wenigstens einer der Fluidverbindungen ein Schaltventil angeordnet ist.
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