Motorgetriebener Tauchkolbenverdichter, insbesondere für gekapselte gleinkältemaschinen Der Anlauf von motorgetriebenen Tauchkolben verdichtern wird häufig dadurch erschwert, dass sich während des Stillstandes des Verdichters ein über dem Saugdruck liegender Druck im Zylinderraum aufbaut. Bei einer Kältemaschine kann beispielsweise über eine Undichtigkeit des Druckventils Kältemitteldampf in den Zylinderraum eindringen und den dort herrschen den Druck über den Saugdruck anheben.
Auch der Anlauf bei hohen Ansaugdrücken im Verdampfer er fordert gegenüber dem Betrieb mit kaltem Verdamp fer grössere Anzugsmomente des Motors.
Um besonders bei gekapselten Kleinkältemaschi- nen mit Kapillarrohrbetrieb den Anlauf zu erleichtern und dadurch den Motor kleiner und billiger halten zu können, ist es bereits bekannt, das Saugventilplätt- chen mit einer feinen Bohrung zu versehen oder im Ventilsitz des Saugventils einen feinen Ritz anzubrin gen, damit sich der im Stillstand bildende Überdruck entspannen bzw. während des langsamen Anlaufes gegen die Saugseite teilweise vermindern kann. Dem gleichen Zweck dienen Bohrungen in der Zylinder wand, vorzugsweise in der Nähe des unteren Totpunk tes.
Alle diese Massnahmen haben durchweg eine Ver schlechterung des volumetrischen Wirkungsgrades zur Folge bzw. sind nicht in jeder beliebigen Kolbenstel lung zweckentsprechend wirksam.
Es ist ferner eine Konstruktion bekannt, bei der eine an beiden Enden offene, schraubenlinienförmige Schmiernut in der Kolbenoberfläche vorgesehen ist, die gleichzeitig der Schmierölförderung und als Ent lastungskapillare dient. Hierbei ist aber zum Abdich ten eine spezielle Ringnut notwendig, in der Öl unter Druck steht, wozu eine Druckölschmiereinrichtung erforderlich ist, die eine ganze Reihe von Schwierig keiten aufweist.
Beachtlich ist der erhöhte Aufwand infolge der zusätzlichen Druckölpumpe, ferner die vom Druck in den Hubraum bzw. aus dem Zylinder herausgepresste Ölmenge, der periodisch auftretende Drück im gesamten Schmiermittelsystem usw.
Um gekehrt lässt sich diese Anordnung nicht mit druck loser Schmierung betreiben, weil bei jedem Druckhub die von der Kolbenstirnfläche bis zum anderen Ende durchgehende Nut durch den Verdichtungsdruck leer geblasen werden würde; der Liefergradverlust liegt in der Grössenordnung von 10-20%. des sonst erzielten Liefergrades.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Schwierigkeiten der bekannten Entlastungsvorrichtun gen zu vermeiden und insbesondere mit einer druck losen Schmierung, beispielsweise einer Tropf- oder Schleuderölschmierung, auszukommen.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch ge löst, dass eine oder mehrere an der Kolbenstimfläche beginnende Schmiernuten, die gleichzeitig als Ent spannungskapillare dienen, an der Kolbenoberfläche vorgesehen sind und dass diese Nuten an einem Punkt enden, der in der oberen Totpunktstellung des Kol bens etwas in den Zylinder eingetaucht ist.
Im Bereich der hohen Verdichtungsdrücke, also in der Nähe des oberen Totpunktes, sind die Nuten am hinteren Ende durch den Zylinder abgeschlossen. Der hohe Verdichtungsdruck vermag also nicht das Schmieröl aus den Nuten zu treiben. Eine Öffnung der Schmiernuten geschieht nur im Bereich geringerer Drücke, die bei einer schnellen Kolbenbewegung zum Leerblasen der Nuten nicht ausreichen. Hinsichtlich der Schmierung arbeitet also das System einwandfrei.
Solange die Schmiernuten aus dem Zylinder her ausragen, tritt Entlastung auf, weil sich der Druck aus dem Kolbenraum ins Freie ausgleichen kann. Dieser Ausgleich ist allerdings nicht im oberen Totpunkt möglich, weil hier die Nuten durch den Zylinder ab- geschlossen sind. In diesem Bereich bestehen aber keine Anlaufschwierigkeiten, weil das möglicherweise unter überdruck stehende Volumen nur sehr klein und die Gegenkraft schon nach kürzester Kolben- Bewegung überwunden ist. Also funktioniert auch die Anlaufentlastung zufriedenstellend.
Die Erfindung bringt also zwei an sich heterogene Forderungen (kein Ausblasen der Schmiermittelnut, freier Durchgang durch die Nuten beim Entlasten) durch die Wahl eines bestimmten Endpunktes der Schmieimittelnut zum Ausgleich, ohne dass kompli zierte Druckölvorrichtungen erforderlich sind.
Es empfiehlt sich, die Nuten schraubenlinienför- mig um den Kolben verlaufen zu lassen, wobei eine Nut in Form eines Schraubenganges genügt. Die Schraubenbahn gibt der Nut eine so grosse Länge, dass keine Gefahr besteht, dass das Öl während des Betriebes aus der Schmiernut ausgeblasen wird.
Anschliessend wird die Erfindung in einem Aus- führungsbeispiel an Hand der Zeichnung erläutert. Die einzige Figur der Zeichnung zeigt einen Tauchkolben und Zylinder eines Kältemittelverdich- ters gemäss der Erfindung im Teilschnitt.
Der Tauchkolben 1 sitzt in üblicher Weise in einem Zylinder 2, der ein Saugventil 3 und ein Druckventil 4 aufweist. Der Tauchkolben ist über einen Schaft 5 an ein Gelenkstück 6 angeschlossen, über welches er von einem Motor in Pfeilrichtung hin und her angetrieben wird. In der veranschaulich- ten Stellung befindet sich der Tauchkolben im oberen Totpunkt, das heisst der Zylinderraum 7 entspricht gerade dem schädlichen Raum.
Ausserhalb des Zylin ders ist die Zuführung 8 für die Tropfschmierung der Kolbenoberfläche vorgesehen.
In den Kolben ist nun eine Nut 9 eingeschnitten, die in Form eines Schraubenganges von der Stirn fläche des Kolbens bis zu einem Punkt 10 verläuft, der sich in der oberen Totpunktstellung des Kolbens wenige Millimeter innerhalb der Unterkante 11 des . Zylinders befindet.
Im Betrieb wird die Schmiernut 9 periodisch ausserhalb des Zylinders mit öl gefüllt, das sich dann in Richtung auf die Kolbenstirnfläche bewegt. Da durch ergibt sich eine ausgezeichnete Abdichtung, so dass kein merklicher Teile des zu komprimierenden Kältemittels über diesen Nebenpfad entweicht. Im Stillstand dagegen drückt - falls sich im Zylinderraum 7 ein höherer Druck als der Saugdruck aufbaut - das Kältemittel das Öl aus der Nut 9 heraus, so dass diese als Entlastungskapillare wirken kann.
Der Abstand zwischen dem Endpunkt 10 der Nut 9 und der Unterkante des Zylinders sorgt für eine besonders gute Abdichtung bei den hohen Kompres sionsdrücken im Bereich des oberen Totpunktes. Diese Abdichtung verhindert natürlich auch eine Ent lastung, falls der Kolben im oberen Totpunkt zur Ruhe kommt und sich dann im Zylinderraum 7 ein überdruck ausbildet. Darin liegt aber kein Nachteil, weil Anlaufschwierigkeiten bei im oberen Totpunkt stehenden Kolben nicht bestehen.
Form, Querschnittsgrösse, Länge und Zahl der Nuten richten sich nach den jeweiligen Gegebenhei ten. Die Abmessungen müssen so gewählt sein, dass einerseits im Betrieb kein Ausblasen des Öls erfolgen kann, anderseits der Abbau des überdruckes in an gemessener Zeit vor sich geht.
Motor-driven plunger piston compressor, especially for encapsulated small refrigeration machines The start-up of motor-driven plunger piston compressors is often made more difficult by the fact that a pressure above the suction pressure builds up in the cylinder chamber when the compressor is at a standstill. In the case of a refrigeration machine, for example, refrigerant vapor can penetrate into the cylinder chamber via a leak in the pressure valve and the pressure prevailing there can increase above the suction pressure.
Starting at high intake pressures in the evaporator also requires greater torque from the motor than when operating with a cold evaporator.
In order to make the start-up easier, especially with encapsulated small refrigeration machines with capillary tube operation, and thus to keep the motor smaller and cheaper, it is already known to provide the suction valve plate with a fine hole or to make a fine groove in the valve seat of the suction valve, so that the overpressure that forms at standstill can be released or partially reduced during the slow start-up against the suction side. The same purpose serve holes in the cylinder wall, preferably near the lower dead point.
All these measures consistently lead to a deterioration in the volumetric efficiency or are not appropriately effective in every piston position.
It is also a construction known in which an open at both ends, helical lubrication groove is provided in the piston surface, which serves at the same time for the oil supply and as Ent load capillary. Here, however, a special annular groove is necessary for sealing th, in the oil is under pressure, including a pressure oil lubrication device is required, which has a number of difficulties.
The increased effort due to the additional pressure oil pump, the amount of oil squeezed out by the pressure in the cubic capacity or out of the cylinder, the periodic pressure in the entire lubricant system, etc. is noteworthy.
Conversely, this arrangement cannot be operated with unpressurized lubrication, because with each pressure stroke the groove extending from the piston face to the other end would be blown empty by the compression pressure; the loss of efficiency is of the order of 10-20%. the degree of delivery otherwise achieved.
The invention is based on the object of avoiding the difficulties of the known Entlastungsvorrichtun conditions and in particular with a pressure-free lubrication, such as a drip or centrifugal oil lubrication to get along.
According to the invention, this object is achieved in that one or more lubrication grooves beginning at the piston end face, which also serve as a relaxation capillary, are provided on the piston surface and that these grooves end at a point that is slightly in the top dead center position of the piston Cylinder is immersed.
In the area of high compression pressures, i.e. near top dead center, the grooves at the rear end are closed by the cylinder. The high compression pressure is therefore unable to drive the lubricating oil out of the grooves. The lubrication grooves are only opened in the area of lower pressures, which are not sufficient to blow the grooves empty when the piston moves quickly. In terms of lubrication, the system works perfectly.
As long as the lubrication grooves protrude from the cylinder, relief occurs because the pressure from the piston chamber can equalize to the outside. However, this compensation is not possible in the top dead center, because here the grooves are closed by the cylinder. In this area, however, there are no start-up problems because the volume that may be under overpressure is only very small and the counterforce is overcome after a very short piston movement. So the start-up relief also works satisfactorily.
The invention thus brings two inherently heterogeneous requirements (no blowing out of the lubricant groove, free passage through the grooves when relieving) by choosing a certain end point of the lubricant groove to compensate without the need for complicated pressure oil devices.
It is advisable to let the grooves run helically around the piston, one groove in the form of a screw thread being sufficient. The screw path gives the groove such a long length that there is no risk of the oil being blown out of the lubrication groove during operation.
The invention is then explained in an exemplary embodiment with reference to the drawing. The single figure of the drawing shows a plunger piston and cylinder of a refrigerant compressor according to the invention in partial section.
The plunger piston 1 is seated in the usual manner in a cylinder 2 which has a suction valve 3 and a pressure valve 4. The plunger is connected via a shaft 5 to a joint piece 6, via which it is driven back and forth by a motor in the direction of the arrow. In the illustrated position, the plunger is at top dead center, that is to say the cylinder space 7 just corresponds to the harmful space.
Outside the cylinder, the feed 8 is provided for the drip lubrication of the piston surface.
In the piston, a groove 9 is now cut, which runs in the form of a screw thread from the face of the piston to a point 10, which is a few millimeters in the top dead center position of the piston within the lower edge 11 of the. Cylinder is located.
During operation, the lubricating groove 9 is periodically filled with oil outside the cylinder, which then moves in the direction of the piston face. This results in an excellent seal, so that no noticeable part of the refrigerant to be compressed escapes via this secondary path. At standstill, on the other hand, if a higher pressure than the suction pressure builds up in the cylinder space 7, the refrigerant presses the oil out of the groove 9 so that it can act as a relief capillary.
The distance between the end point 10 of the groove 9 and the lower edge of the cylinder ensures a particularly good seal at the high compression pressures in the area of the top dead center. Of course, this seal also prevents a discharge if the piston comes to rest at top dead center and then an overpressure is formed in the cylinder chamber 7. There is no disadvantage in this, however, because there are no starting difficulties when the piston is at top dead center.
The shape, cross-sectional size, length and number of the grooves depend on the respective circumstances. The dimensions must be selected so that, on the one hand, the oil cannot be blown out during operation and, on the other hand, the overpressure is reduced within a reasonable time.