DE10354039B4

DE10354039B4 - Axialkolbenverdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges

Info

Publication number: DE10354039B4
Application number: DE2003154039
Authority: DE
Inventors: Otfried Schwarzkopf
Original assignee: Valeo Compressor Europe GmbH
Current assignee: Valeo Compressor Europe GmbH
Priority date: 2003-11-19
Filing date: 2003-11-19
Publication date: 2009-02-26
Anticipated expiration: 2023-11-20
Also published as: DE10354039A1

Abstract

Axialkolbenverdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges, mit einem Gehäuse und einer in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle (104) angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels, wobei die Verdichtereinheit in einem Zylinderblock axial hin- und herlaufende Kolben (109) und eine die Kolben antreibende, mit der Antriebswelle (104) drehende Schwenkscheibe, als Schräg- oder Taumelscheibe oder Schwenkring (101) umfasst, wobei die Schwenkscheibe auf der Antriebswelle (104) von einer ihren Kippwinkel verkleinernden Federeinrichtung (103) beaufschlagt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (103) eine nichtlineare, insbesondere degressive Federkennlinie besitzt.

Description

Die Erfindung betrifft einen Axialkolbenverdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Zum Stand der Technik wird auf folgende Druckschriften hingewiesen: DE 198 04 084 A1 , DE 198 02 461 A1 , DE 196 13 205 A1 , US 5,894,782 A , DE 101 35 726 A1 DE 102 06 743 A1 und DE 102 50 649 A1 .
Bei den erstgenannten drei Druckschriften werden verschiedene Ausführungsvarianten beschrieben bzw. offenbart, die den Kippwinkel einer Schräg-/Taumelscheibenanordnung mit Hilfe von verschiedenen Federanordnungen beeinflussen.
Bei dem dort beschriebenen Verdichter handelt es sich um einen Taumelscheibenverdichter. Eine Schrägscheibe, die drehfest aber kippbar über einen Kippmechanismus mit der Welle verbunden ist, ist mit einer Taumelscheibe gekoppelt, die durch entsprechende Lagerungen auf der Schrägscheibe drehbar gelagert ist und durch eine Verdrehsicherung zum Gehäuse zu einer Taumelbewegung gezwungen ist. Über die Taumelscheibe werden die Kolben über einen Koppelmechanismus (z. B. Pleuelstangen) angetrieben.
Bei. dieser Art von Verdichtern, aber auch bei anderen Ausführungsformen, wie z. B. Schrägscheibenverdichtern, wird die Schrägscheibenstellung (der Kippwinkel) durch verschiedene Regelventilanordnungen beeinflusst. Der Druck im Triebwerksraum des Verdichters kann also zwischen dem vorliegenden Saugdruck und dem Hochdruck variiert werden, um den gewünschten Kippwinkel einzustellen. Dabei wird die Regelcharakteristik, welche durch eine Zuordnung von Triebwerksraumdruck und Kippwinkel bei den jeweiligen Betriebsbedingungen, wie z. B. Drehzahl, Saugdruck und Hochdruck, vorgegeben wird, durch eine Ruckstellfeder beeinflusst. Die Art der Federcharakteristik bestimmt erheblich den Verlauf der Regelcharakteristik. Weiterhin ist die Rückstellfunktion der Feder wichtig, um die Schrägscheibe z. B. beim Abschalten des Verdichters, wieder definiert in die Ausgangslage zurückzubringen. Bei den erwähnten Beispielen wird die Rückstell-Federkraft durch eine Schrauben-Druckfeder bereitgestellt.
Die Schrauben-Druckfeder wirkt üblicherweise zwischen einem Teil der Welle, wo sie axial gelagert ist, und einem auf der Welle verschiebbaren Gelenkkörper, auf dem die Schrägscheibenanordnung kippbar gelagert ist. Da der Kippwinkel der Schrägscheibe über einen separaten Kippmechanismus bereitgestellt ist, ist jedem Kippwinkel der Schrägscheibe eine bestimmte axiale Position des Gelenkkörpers auf der Welle zugeordnet. Hierbei wird die Schrauben-Druckfeder an der Welle zentriert.
Es sind auch Anordnungen bekannt, in denen die Druckfeder direkt auf die Schrägscheibe einwirkt. Bei solchen Triebwerken sind die Schrägscheiben direkt und nicht über einen Gelenkkörper an der Welle kippbar und verschieblich geführt. Bei letzterer Variante kann die Feder auch ein (sehr kleines) Moment auf die Schrgscheibenanordnung ausüben.
Verdichter nach dem Stand der Technik weisen häufig eine Regelcharakteristik dahingehend auf, dass das infolge der verschiedenen Massenkräfte wirksame Moment, die Schrägscheibe zu einem größeren Kippwinkel bewegt. Das wird bei Drehzahlerhöhungen deutlich und muss durch Eingriff der Regelventile gegebenenfalls korrigiert werden.
Hierzu sei folgendes angemerkt: Im allgemeinen sind es die folgenden Momente die im Zentrum der Kippbewegung der Schrägscheibe Einfluss auf das Kippen der Schrägscheibe haben. In Klammern ist die Richtung des Momentes angegeben, wo bei (–) abregelnd (in Richtung des Minimalhubs) und (+) (aufregelnd in Richtung des Maximalhubs) bedeutet.

– Moment infolge der Gaskräfte in den Zylinderräumen (+)
– Moment infolge der Gaskräfte aus dem Triebwerksraum (–)
– Moment infolge einer Ruckstellfeder (–)
– (Moment infolge einer Aufstellfeder (+))
– Moment infolge der rotierenden Massen (–) (inkl. Moment infolge Schwerpunktlage; kann (+) sein)
– Moment infolge der translatorisch bewegten Massen (+)

Neuartige Verdichter werden häufig nicht über eine Magnetkupplung, über die der Verdichter ein oder ausgeschaltet werden kann, sondern direkt und permanent über eine Riemenscheibe angetrieben. Da der Verdichter auch bei der Funktion "Klimaanlage aus" mit der Motordrehzahl beaufschlagt wird, ist es notwendig, die Schrägscheibe auf einen minimierten Kippwinkel zu stellen. In solchen Betriebszuständen kommt es häufig vor, dass aufregelnde Massenkräfte (wenn sie konstruktiv so vorgesehen wurden) kaum einen Einfluss haben. Außerdem ist es schwierig, bei minimalem Kippwinkel ein Hochdruckniveau zu halten, welches es ermöglicht, über das Regelventil/die Regelventile Gas in den Triebwerksraum zu leiten und ein Aufregeln (Kippen) der Schrägscheibe in Richtung eines vergrößerten Kippwinkels zu bewirken.
Unter anderem für solche Fälle kommen Stellfedern zum Einsatz, die zumindest mit einem begrenzten Hub im Bereich geringer Kippwinkel die Schrägscheibe bzw. den Gelenkkörper in Richtung vergrößerten Hubs bewegen.
Im Verdichterbetrieb mit Kupplung ist auch bekannt, durch die Anordnung von Federn zur Rückstellung und zum Aufstellen die Schrägscheibe, beim Anfahrvorgang/Startvorgang die Schrägscheibe auf einen Kippwinkel zu stellen, der zwischen minimalem und maximalem Kippwinkel liegt. Die o. g. Druckschriften zielen in die Richtung eines solchen Konzeptes.
Zusammengefasst ist bekannt, dass Tellerfedern und Schraubendruckfedern so eingesetzt werden können, dass sie direkt auf die Schrägscheibe oder indirekt auf die Schrägscheibe (einen Gelenkkörper als Verbindung zur Welle) so einwirken, dass es sich Kippwinkel mindernd oder erhöhend auswirkt. Auch ist bekannt, mehrere Federn in Reihe oder parallel zum Einsatz zu bringen.
In diese Richtung zielt auch die US 5,894,782 A . Darin wird eine Federanordnung offenbart, bei der mehrere Federn eine Rückstellkraft zwischen einem Wellenabsatz und einem verschieblichen Bauteil (Gelenkkörper) erzeugen, so dass sich der Kippwinkel der Schrägscheibe über die mit dem Gelenkkörper und der Welle konstruktiv vorgesehenen Koppelstellen verringert. Durch diese Federanordnung kann eine größere Feder hoher Federsteifigkeit substituiert werden. Das ist insbesondere beim Hochdruckkältemittel CO₂ relevant, auf welches sich die Patentschrift bezieht. Insbesondere für die CO₂-Verdichter ist häufig eine hohe Federrate interessant.
In der DE 102 06 743 A1 wird ein (bereits weiter oben angesprochenes) Triebwerkskonzept offenbart, bei dem eine Schrägscheibe direkt an der Welle zentral gehalten wird und verkippbar ist, dabei aber auch einen weiteren Freiheitsgrad auf der Welle in axialer Richtung besitzt. Für diese Überlagerung von zwei Funktionen erhält die Schrägscheibe eine spezielle Ausformung, die allerdings nicht für den Erfindungsgegenstand relevant ist und deshalb nicht naher erläutert wird. Der Stand der Technik hält hier auch verschiedene Ausführungsvarianten bereit. In der angegebenen Patentschrift ist die Federanordnung nicht näher spezifiziert.
1 zeigt die Abhängigkeit Triebwerksraum-Druckdifferenz, bezogen auf den Saugdruck über dem Kippwinkel der Schrägscheibe bei einem Triebwerkskonzept gemäß 6. Berechnet wurde exemplarisch für die Drücke: Hochdruck 120 bar und Saugdruck 35 bar. Gerechnet wurden weiterhin die Drehzahlen: 600 U/min, 1200 U/min, 2500 U/min, 5000 U/min, 8000 U/min und 11.000 U/min. Zu erkennen sind allerdings nur 5 der 6 gerechneten Verläufe. Das liegt daran, dass die Verläufe für die gerechneten Drehzahlen 600 U/min und 1200 U/min quasi fast identisch aufeinander liegen.
Aufgrund des Diagramms ist sehr gut erkennbar, dass sich Kennlinienverläufe ergeben, die ein Verstellen der Schrägscheibe zu größeren Kippwinkeln hier verursachen, wenn sich die Drehzahl erhöht. Neben dem Diagramm in der Anlage sind die Größen angegeben, die für die Berechnung verwendet wurden. Aus Gründen der Vereinfachung wurde mit einer Schrägscheibe gerechnet, die geometrisch im wesentlichen durch einen Innendurchmesser, einen Außendurchmesser und eine Höhe beschrieben wird. Daneben sind die Kolbenmasse (Annahme hier: m_K = 45 g), der Teilkreisdurchmesser (Annahme hier: R = 29 mm), auf dem die Kolben liegen, und die Anzahl der Kolben (Annahme hier: n = 7 Stück) relevant.
In 1 ist ein weiteres Diagramm enthalten, das das Moment infolge der rotierenden Massen (–) (inklusive dem Moment infolge Schwerpunktlage; hier = 0 gesetzt), das Moment infolge der translatorisch bewegten Massen der Kolben und Gleitsteine (+) darstellt, sowie die Summe (+) aus beidem. Aus der Summe kann man erkennen, dass diese für alle Kippwinkel positiv ist und das Triebwerk allein aufgrund der Massenkräfte und der Massenträgheit der Schrägscheibe für alle Kippwinkel "aufregelt". Dargestellt wurden in dem Diagramm die Momente für eine mittlere Drehzahl von 2500 U/min. Bei kleineren Drehzahlen wird der Effekt natürlich kleiner, bei größeren Drehzahlen demzufolge größer.
In 2 sind das Berechnungsschema und das 1 entsprechende Diagramm für ein nahezu identisches Triebwerk angegeben. Allerdings wurde die Höhe der Schrägscheibe von 10 mm auf 18 mm erhöht. Das hat zur Konsequenz, dass das relevante Massenträgheitsmoment J₂ auf den doppelten Wert ansteigt.
In einem ersten Diagramm der Figur ist ein abregelndes Verhalten des Schrägscheibentriebwerkes zu erkennen. Angedeutet wird dieser Trend, durch den eigefügten Pfeil, wobei "n" die Drehzahl bezeichnen soll (vgl. den Trend mit 1!). Ein weiteres (kleineres) Diagramm enthält auch hier die Momentenverläufe bzgl. des Moments infolge der rotierenden Massen (–) (inklusive dem Moment infolge Schwerpunktlage; hier = 0 gesetzt), das Moment infolge der translatorisch bewegten Massen der Kolben und Gleitsteine (+) sowie die Summe aus beidem. Für die Summe kann man erkennen, dass diese für alle Kippwinkel negativ ist und das Triebwerk allein aufgrund der Massenkräfte und der Massenträgheit der Schrägscheibe für alle Kippwinkel "abregelt". Dargestellt wurden in dem Diagramm die Momente für eine mittlere Drehzahl von 2500 U/min.
Auf Basis der zitierten Literaturstellen kann man die beiden angesprochenen Verläufe "aufregelnd" und "abregelnd" als Stand der Technik ansehen. Dabei ist das "aufregelnde" Verhalten bei gegenwärtigen Serienverdichtern häufig feststellbar. Bei neuen Entwicklungen versucht man eher, diesen Trend in das Gegenteil zu wandeln.
In Ergänzung zu den beiden erläuterten Fällen

– Überkompensation der Massenkräfte der Kolben durch die Massenkräfte der Schrägscheibe sowie
– Unterkompensation der Massenkräfte der Kolben durch die Massenkräfte der Schrägscheibe,

2

Aus den zugrundeliegenden mathematischen Zusammenhängen ergibt sich, dass sich aus der Gleichung der Drehzahleinfluss w² herauskürzen lässt. Ansonsten sind dort noch geometrische Größen enthalten, die in bestimmten Zusammenhängen zueinander stehen und grundsätzlich, inklusive der Bauteildichten und Dichteverteilungen, so gewählt werden können, dass die Summe der Momente infolge von Massenkräften auf Null eingestellt werden kann.
Dagegen lässt sich aber ein Einfluss des Kippwinkels nicht vermeiden. Dieser ergibt sich aus den Verläufen der Terme tan(α) und sin(2α). Anhand der Terme lässt sich einfach ableiten, dass der Einfluss bei kleinem Kippwinkel sehr gering ist, allerdings bei größerem Kippwinkel beträchtlich wird. In der Regel werden die Schrägscheibenkippwinkel der Verdichter durch einen minimalen Wert und einen maximalen Wert limitiert. So sind etwa Werte zwischen einem Kippwinkel von ca. 0° und maximal ca. 25° denkbar. In der Praxis liegen die Werte eher zwischen 1° und ca. 18°. Wenn für minimalen Kippwinkel konstruktiv ein Gleichgewicht zwischen aufre gelnden und abregelnden Massen verwirklicht wurde, so muss man im entgegengesetzten Limit der Schrägscheibe dennoch mit einem unerwünschten Kippverhalten (Drehzahleinfluss infolge des Kippwinkels) rechnen.
Um eine möglichst weitgehende Kompensation der Massenkräfte zu erreichen, ist es sinnvoll, die Kompensation für einen maximalen Kippwinkel oder eine theoretischen (virtuellen) Kippwinkel (z. B. α = 24° (> = α_max = 16°)) vorzusehen, der größer als der maximale Kippwinkel ist. Das resultiert aus der Erkenntnis, dass bei kleinem Kippwinkel ohnehin der Unterschied von tan(α) und sin(2α) klein ist.
Das Diagramm der 3 enthält das Ergebnis der Berechnungen für eine Auslegung auf den Kippwinkel 16°, der für dieses Triebwerk beispielhaft als maximaler Kippwinkel gelten soll. Die Höhe der Schrägscheibe wurde auf 14,292 mm angepasst, die Momentenbilanz weist ebenfalls wieder ausgeglichene Verhältnisse aus. Es sei nochmals erwähnt, dass natürlich auch andere Schrägscheibenparameter für die Einstellung des Massenträgheitsmomentes herangezogen werden können. Um eine einfache Vergleichbarkeit herzustellen, wurde aber lediglich beispielhaft der Parameter Schrägscheibenhöhe ausgewählt.
Das Regelverhalten der Schrägscheibe gemäß dem Diagramm der 3 zeigt das gewünschte Resultat. Im gesamten Arbeitsbereich der Schrägscheibe (vom minimalen bis maximalen Kippwinkel) gibt es keinen nennenswerten aufregelnden Effekt infolge von Momenten bewegter Massen, eine breite Streuung der Kennlinien wird vermieden, dadurch dass es einen Schnittpunkt bei maximalem Kippwinkel gibt.
Eine sehr gute Kompensation entsteht im Bereich kleiner Kippwinkel wegen des kleinen Effektes (Unterschieds) von tan(α) und sin(2α) sowie für den maximalen Kippwinkel von 16°, für den die Massenkräfte durch Auswahl der Parameter kompensiert wurden. Bei mittleren Kippwinkeln "driften" die Kurven leicht auseinander.
Für den Fall Kompensation der Massenkräfte sind also folgende Auslegungen denkbar:
für α = a_max: M_K,ges = M_SW
für a ≥ a_max: M_K,ges = M_SW
Um gerade im niedrigen und mittleren Drehzahlbereich den Verdichter auf maximalen Kolbenhub/maximalen Schrägscheibenkippwinkel einstellen zu können, ist es unerlässlich, dass der Triebwerksraumdruck eine genügend große Druckdifferenz gegenüber dem Saugdruck aufweist. Andernfalls kann kein oder kein ausreichend großer Volumenstrom vom Triebwerksraum zur Saugseite fließen, um den maximalen Kippwinkel einregeln zu können. Sinnvoll ist ein Treibwerksraumdruck, der 1–2 bar über dem Saugdruck liegt.
Ein weiteres wichtiges konstruktives Gestaltungsmerkmal ist die Rückstellfeder, die auf die Schrägscheibe direkt oder indirekt einwirkt. Ist die Federkonstante vergleichsweise hoch, so fällt die Regelcharakteristik vergleichsweise starker mit zunehmendem Kippwinkel. Die Federrate sollte so gewählt werden, dass der nutzbare Regelbereich erschlossen wird. Dabei ist den unterschiedlichsten Betriebsbedingungen Rechnung zu tragen. So kann eine für den Betriebspunkt 120 bar/35 bar als optimal befundene Federrate bei einem Betriebspunkt von z. B. 65 bar/35 bar dazu führen, dass aufgrund der Charakteristik nicht mehr das maximale Hubvolumen des Verdichters eingeregelt werden kann.
Ein weiteres Merkmal der Regelcharakteristik ist der Bereich bei minimalem Kippwinkel. Aufgrund von Schadräumen, die z. B. aufgrund der Rückexpansion den Verdichtungsprozess beeinflussen, kommt es dazu, dass die Regelcharakteristik häufig keine Steigung oder kaum eine Steigung aufweist. Gelegentlich kann es auch dazu kommen, dass sich ein Maximum ausbildet. Das sind natürlich unerwünschte Erscheinungen, die ein Regeln gegebenenfalls unmöglich machen.
Solche sehr flachen (Steigung ~0; siehe 4 bei kleinem α) Verläufe oder die Maxima können z. B. durch hohe Federraten vermieden werden. Unter anderem aus diesem Grund sind hohe Federraten insbesondere bei der CO₂-Anwendung sehr erwünscht.
Es wurde anderseits aber auch erläutert, dass nicht beliebig hohe Federraten verwendet werden können, da insbesondere bei Betriebspunkten mit einem vergleichsweise geringem Hochdruck (65 bar) eine hohe Federrate dazu führt, dass nicht das maximale Hubvolumen eingeregelt werden kann. Diese Problematik gewinnt noch an Gewicht, wenn es sich um einen Verdichter handelt, dessen Triebwerk eine abregelnde Charakteristik bereitstellt. Hohe Drehzahlen führen dann dazu, dass der Regelverlauf noch steiler verlauft als bei niedrigen Drehzahlen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen verbesserten Axialkolbenverdichter der gattungsgemäßen Art anzugeben, bei dem durch geeignete Ausbildung der auf die Schrägscheibe einwirkenden Federeinrichtung (Rückstellfeder) eine den Praxisanforderungen weitgehend gerecht werdende Regeldynamik erzielt wird.
Diese Aufgabe wird durch einen Axialkolbenverdichter mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Zweckmäßige Fortbildungen des Erfindungsgedankens sind Gegenstand der anhängigen Ansprüche.
Die Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass für einen optimalen Verlauf der Regelkennlinie im Bereich geringer Kippwinkel der Schrägscheibe schnell eine hohe Federkraft bereitgestellt werden muss und sich im Bereich größerer Kippwinkel die Federkraft nicht mehr so stark erhöhen sollte. Zur Erfindung gehört mithin der Gedanke, einen Federkraft-Federweg-Verlauf bereitzustellen, bei dem die unterschiedlichen Erfordernisse bei minimalem und maximalem Kippwinkel Berücksichtigung finden. Ein weiterer wesentlicher Gedanke der Erfindung liegt darin, dass eine Federeinrichtung mit einem Federkraft-Federweg Verlauf bereitgestellt wird, der nicht durch eine Konstante charakterisiert und insbesondere degressiv oder stark degressiv ist.
Weiterhin wird dies durch ein Tellerfederpaket konstruktiv realisiert, welches vorzugsweise zwischen einem auf der Welle verschiebbaren Gelenkkörper und einem Absatz der Welle wirksam ist. Insbesondere werden Tellerfedern bestimmter Abmessungen verwendet, wodurch der degressive Verlauf der Federrate in zweckmäßiger Weise ermöglicht wird.
Wichtige Vorteile der Erfindung in ihrer bevorzugten Ausführung liegen darin, dass

– das Tellerfederpaket eine sehr kostengünstige Losung darstellt,
– sie mit einem vergleichsweise kleinem Einbauraum einen vergleichsweise großen Federweg ermöglicht und
– mit einer eventuell vorzusehenden leichten Vorspannung sehr dauerfest ist.

Weiterhin wird durch das bevorzugt eingesetzte Paket von Tellerfedern bei bestimmter konstruktiver Gestaltung ein degressiver Kraft-Weg Verlauf ermöglicht und damit bei einem geringen Kippwinkel schnell eine relativ hohe Federkraft erreicht, wobei der Kraftzuwachs sich bei größerem Kippwinkel deutlich verlangsamt. Dadurch wird das Regelverhalten des Verdichters und weiterhin das Anfahrverhalten (Kippen der Schrägscheibe von einem minimalem Kippwinkel auf vergrößerten Kippwinkel) verbessert.
Vorzugsweise kommen in einem Federpaket gleiche Tellerfedern zum Einsatz. Weiter vorzugsweise werden die Einzeltellerfedern geschichtet.
Weiterhin soll der theoretische Federweg der Tellerfeder nur mit etwa 75 ... 80% ausgenutzt werden, da eine Tellerfeder je nach Ausführungsform bei höherer Belastung einen progressiven Verlauf annehmen kann, welcher unerwünscht ist.
Das Verhältnis D_e/t sollte etwa im Bereich 25 ... 45 liegen, vorzugsweise etwa bei 35 ... 45. Das Verhältnis h₀/t soll auf jeden Fall größer 0,75 sein. Insbesondere das Verhältnis h₀/t ist ein Indikator für die Degression der Tellerfeder, so dass vorzugsweise ein Verhältnis oberhalb von ca. 1 vielleicht bei etwa 1,2 ... 1,3 gewählt werden sollte. Bevorzugt werden Tellerfedern eingesetzt, die der DIN 2093 entsprechen, sowie insbesondere den Verhältnissen h₀/t sowie D_e/t der Reihe C (DIN 2093).
Weiterhin sind Sonderformen von Tellerfedern denkbar, wie Tellerfedern mit Trapezquerschnitt oder Tellerfedern mit Ausnehmungen am Innenrand. Durch die letztere Variante lassen sich vergleichsweise längere Federwege erreichen.
Vorzugsweise werden die Tellerfedern konzentrisch zur Wellenachse gelagert, wobei der Durchmesser der Welle vorzugsweise gegenüber dem Innendurchmesser der Tellerfeder ein Spiel von > 0,15 mm aufweisen sollte. Die Welle sollte im Bereich der Lagerung gehärtet (> 55 HRC) und geschliffen sein.
Es ist auch denkbar, das Tellerfederpaket exzentrisch an einem Wellenabsatz zu lagern. Da die Schrägscheibe durch das Kippen auf einen größeren Winkel einseitig den Platz für die Tellerfedern einschränken könnte, wäre für diesen Fall diese Variante sinnvoll. Dabei kann auf die Wellenachse eine Buchse aufgesetzt werden, bei der die Mittelachse der Bohrung eine andere ist als die Mittelachse des Außendurchmessers. An der Buchse können die Einzeltellerfedern oder das Tellerfederpaket zentriert werden.
Alternativ ist es möglich, die Tellerfedern an ihrem Außendurchmesser zu führen, es wird hier ein Spiel von großer 0,4 mm vorgeschlagen. Die Führung am Außendurchmesser ist durch den Gelenkkörper möglich, aber auch bei Druckfedern, die sich an einer mit der Welle verbundenen Mitnehmerscheibe abstützen, ist dies durch eine entsprechende Ausformung möglich. Eine Nutzung beider Führungen ist ebenfalls möglich, wie z. B. durch das weiter beispielhaft dargestellte Design.
Bevorzugt wird eine Führung innen, da dadurch das Spiel eingeschränkter ausgelegt werden kann und damit die Zentrierung besser ist.
Damit die Federn innerhalb des Federpaketes nicht verrutschen, wird vorzugsweise eine Vorspannung vorgesehen, die etwa für die gesamte Säule 0,2·h₀ betragen soll.
Vorteile und Zweckmäßigkeiten der Erfindung ergeben sich im übrigen aus den abhängigen Ansprüchen sowie der Beschreibung anhand der beigefügten Figuren. Von diesen zeigen:
1 bis 4 grafische Darstellungen sowie Wertetabellen bzw. Berechnungsvorschriften zur Auslegung der Schwenkscheibenanordnungen von Axialkolbenverdichtern im Hinblick auf ihr Kippverhalten,
5 und 6 eine perspektivische Darstellung bzw. Seitenansichten der erfindungswesentlichen Komponenten eines Axialkolbenverdichters,
7A bis 7C eine bevorzugte Ausführung der Federeinrichtung in Querschnittsdarstellung sowie unter Angabe von Kenngrößen bzw. -diagrammen und
8 bis 10 grafische Darstellungen bzw. Wertetabellen zur Darstellung der unter definierten konstruktiven Randbedingungen auftretenden Momente.
In 5 und 6 wird ein Schrägscheibenmechanismus angegeben, durch den die Auslegung (der Erfindungsgegenstand) konstruktiv umgesetzt werden kann, wobei 6 hierzu eine perspektivische Explosionsdarstellung und 7 zwei Seitenansichten der wesentlichen Komponenten bei minimalem bzw. maximalem Kippwinkel zeigt. (In 5 ist symbolisch eine Schraubenfeder dargestellt, die in 6 erfindungsgemäß durch Tellerfedern substituiert ist.) Der dargestellte Schwenkring-Mechanismus 100 umfasst eine ringförmige Schwenkscheibe, d. h. einen Schwenkring, 101, der über eine Führungs- bzw. Schiebehülse 102 und eine in dieser liegende Druckfeder 103 neigungsverstellbar auf einer Antriebswelle 104 gelagert ist. Der Schwenkring 101 wird von der Antriebswelle 104 drehend angetrieben und ist über eine spezielle Ausführung der Führungshülse 102 um eine quer zur Antriebswelle verlaufende Schwenkachse gelenkig gelagert. Diese Schwenkachse wird definiert durch zwei Lagerbolzen 104a, 104b, die in Lagerhülsen 105a, 105b der Führungshülse 102 sowie korrespondierend angeordneten radialen Bohrungen 106a, 106b des Schwenkringes 101 drehbar aufgenommen sind. Die Lagerhülsen 105a, 105b sind so bemessen, dass sie einen zwischen der Führungshülse 102 und dem Schwenkring 101 gebildeten Ringraum überbrücken.
Des weiteren ist der Schwenkring 101 mit einem zusammen mit der Antriebswelle 104 drehenden Stützelement 107 gelenkig verbunden, wobei diese Verbindung als Axialabstützung ausgebildet ist. Sie erfolgt durch einen mit dem Schwenkring 101 wirkungsmäßig verbundenen Stützbogen 108. Dieser Stützbogen 108 ist so ausgebildet, dass er eine zwischen einem Kolben 109 der Anordnung und dem Schwenkring wirksame Gelenkanordnung übergreift, und zwar derart, dass unabhängig von der Neigung (dem Kippwinkel) des Schwenkringes 101 jede Kollision zwischen diesem und dem Stützbogen 108 einerseits und einem eine Gelenkanordnung umfassenden Kolbenfuß 110 andererseits ausgeschlossen ist. Das Stützelement 107 ist Teil einer mit der Antriebswelle 104 drehfest verbundenen Scheibe 111.
Eine Stützfläche des Stützbogens 108 erstreckt sich etwa konzentrisch zum Mittelpunkt einer zwischen dem Kolben 109 und dem Schwenkring 101 wirksamen Gelenkanordnung. Die axiale Abstützung ist also außerhalb der genannten Gelenkanordnung wirksam, mit der Folge, dass sie durch axiale Abstützungsmaßnahmen nicht beeinträchtigt ist.
Die Verbindung zwischen dem Schwenkring 101 und dem Stützbogen 108 wird durch zwei Verbindungsbolzen 112a, 112b hergestellt, die in ein um 90° gegenüber den vorgenannten Bohrungen 106a, 106b versetztes Bohrungs-Paar 113a, 113b des Schwenkringes und in korrespondierend angeordnete Bohrungen 114a, 114b des Stützbogens selbst eingreifen. Die Gelenkanordnung bezüglich des Kolbenfußes 110 des Kolbens 109 wird – entsprechend dem Stand der Technik – durch zwei kugelsegmentförmige Gelenksteine 115a, 115b gebildet, deren sphärische Oberflächen in einer korrespondierend ausgeformten unteren Stirnfläche des Kolbens 109 einerseits und einer entsprechenden Fläche eines gegenüberliegenden Fortsatzes 117 des Kolbenfußes 110 andererseits liegen. Zwischen den Gelenksteinen ist ein Zwischenraum 116 gebildet, in den der Schwenkring 101 derart eingreift, dass gegenüberliegende Stirnflächenabschnitte die planen Flächen der Gelenksteine berühren.
Es ist erkennbar, dass bei der dargestellten Ausführung das Schwenklager des Schwenkringes 101 nur zur Drehmomentübertragung und das Stützelement 108 nur zur axialen Abstützung des Kolbens 109 bzw. zur Gaskraftabstützung dient. Die Drehmomentübertragung ist also von der Axialabstützung des Schwenkringes 101 entkoppelt.
Von speziellem Interesse ist auch die Stützfläche für den Stützbogen 108 am Stützelement 107. Diese ist als Abschnitt 118 einer Zylinderoberfläche ausgebildet. Um eine Verschiebung der Stützlinie bei Änderung der Neigung des Schwenkringes 101, d. h. eine Verschiebung aus dem "Zentrum" des Kolbens 109 heraus, zu vermeiden, ist der Stützbogen 108 in radialer Richtung relativ zum Schwenkring 101 verschieblich gelagert.
Im linken Bild der 6 sind vier Bereiche mit Q1, Q2, Q3 und Q4 bezeichnet. Bei den bisherigen Beispielen wurde davon ausgegangen, dass der Schwerpunkt der Schrägscheibe auf der Kippachse liegt, die senkrecht zur Wellenmittelachse definiert ist. Aufbauend darauf, weisen aber Verdichter nach dem Stand der Technik häufig Schwerpunkte im Bereich der Schrägscheibe auf, bei denen der Schwerpunkt der Schrägscheibe nicht auf der Kippachse liegt. In einer bevorzugten Ausführungsform fallen diese Punkte zusammen. In einer weiteren ist ein "Offset" eingeplant. Dabei wirken sich Schwerpunkte in den Quadranten Q wie folgt aus:
QI (positive Koordinaten z und y): abregelnd
Q3 (negative Koordinaten z und y): abregelnd
Q2 (positive Koordinaten z und negatives y): aufregeind
Q4 (negative Koordinaten z und positives y): aufregeind
Wird kein zusätzlicher Massenausgleich vorgesehen, so liegt der Schwerpunkt vieler dem Stand der Technik entsprechender Schrägscheiben im Bereich Q4.
Es ist natürlich möglich, dass ein in einem beliebigen Quadranten angeordneter Schwerpunkt bei Verkippen der Schrägscheibe die Wellenseite, bezogen auf die Wellenachse, wechselt und sich z. B. ein aufregelndes Verhalten in ein abregelndes Verwalten umwandelt. Es ist aber erkannt worden, dass sich im Bereich der Wellenachse natürlich die Fliehkraft und ein eventuell daraus resultierendes Kippmo ment eher in Grenzen halten, d. h. die Schwerpunktlage wird nur dann besonders relevant sein, wenn ein gewisser Abstand zur Wellenmittelachse gegeben ist.
Im Zusammenhang mit der Erfindung sind die beiden folgenden Schwerpunktslagen von Bedeutung (Offset, der aufregelnd wirkt):
Q2 (positive Koordinaten z und negatives y): aufregelnd
Q4 (negative Koordinaten z und positives y): aufregelnd
Zum besseren Verständnis wurden die gleichen Parameter (Schrägscheibengeometrie) verwendet wie in 1 und 2.
Die üblicherweise verwendete Rückstellfeder ist hier durch eine Tellerfeder bzw. Tellerfedern substituiert. Die Tellerfeder bewirkt eine axiale Rückstellkraft, die die Führungsbuchse und mit ihr die Schrägscheibe in Richtung eines kleineren Kippwinkels drängt.
In 7A bis 7C sind beispielhaft eine Tellerfeder-Geometrie und ein Tellerfeder-Paket 103 aus mehreren gestapelten Tellerfedern 103a dargestellt. Es versteht sich, dass die Auslegung spezifisch nur für das hier ebenfalls beispielhaft genannte Triebwerk erfolgt und dass deshalb prinzipiell größere Abweichungen denkbar sind, sofern das Triebwerk andersartig ausgeführt wurde, z. B. bei der Verwendung für eine andere Applikation.
Ausgewählt wurde beispielhaft eine Tellerfeder (Einzelfeder) mit Außendurchmesser D_e = 28 mmm, einem Innendurchmesser von D_i = 14,2 mm einer Scheibendicke/Tellerdicke t = 0,8 mm und einem theoretischen Federweg von h₀ = 1 mm ausgewählt. Die maximale Federkraft beim Einbau wird durch F₂ = 700 N bei einem Federweg von s₂ = 0,42 mm festgelegt. Da im Federpaket insgesamt z. B. 13 Einzeltellerfedern vorgesehen wurden, wird bei maximaler Federkraft von F₂ = 700 N ein gesamter Federweg von s_ges = 8,58 mm bereitgestellt.
In 8–10 wird das Regelverhalten erläutert, welches durch eine degressive Federkennlinie erreicht werden kann. Dabei ist zu berücksichtigen, dass verschiedene Details noch stark beeinflussbar sind und es sich bei den Regelkennlinien lediglich um ein bestimmtes Ausführungsbeispiel handeln.
Es wurden insgesamt 3 repräsentative Betriebspunkte ausgewählt, für die die Regelkennlinien errechnet wurden:

– Air Conditioning Bedingung (AC) 120 bar Hochdruck, 35 bar Saugdruck
– Air Conditioning Bedingung (AC) 65 bar Hochdruck, 35 bar Saugdruck
– Heat Pump Bedingung (HP) 70 bar Hochdruck, 15 bar Saugdruck

Die Berechnungen wurden jeweils für 3 unterschiedliche Federraten und Federkennlinien vorgenommen, sowie für eine maximale Drehzahl von 9000 U/min und eine minimale Drehzahl von 800 U/min (weitere, mittlere Drehzahlen liegen dazwischen). Als Federraten wurden eine lineare Federkennlinie und eine Federrate von 60 N/mm (Kurven 1) bzw. lineare Federkennlinie und eine Federrate von 150 N/mm (Kurven 2) bzw. eine degressive Federkennlinie gemäß der in den Anlagen angegebenen Gleichung (Kurven 3) ausgewählt.
Dabei können etwa 50 ... N/mm als das absolut notwendig angesehen werden, um komfortabel regeln zu können (noch ausreichende negative Steigung). Dagegen sind 150 N/mm als Federrate mit Blick auf die Baugröße eventuell gerade noch konstruktiv umzusetzen. Wie bereits erläutert wurde, soll im wesentlichen durch eine degressive Federkennlinie die Tendenz vermindert werden,

– dass sich im Bereich geringer Kippwinkel Plateaus oder gar Maxima bilden, und anderseits
– infolge etwa zu höherer Federkräfte die Kennlinie vor Erreichen des maximalen Hubvolumens im Bereich zu geringerer Differenzdrücke befindet.

Die konstruktive Lösung ermöglicht im Ergebnis einen Kennlinienverlauf, der sich im Bereich geringerer Kippwinkel sehr am Verlauf einer sehr starken Federung orientiert (hohe Federrate), aber im Bereich größerer Kippwinkel im Bereich einer schwachen Federung (niedrige Federrate) anzuordnen ist.
Die Ausführung der Erfindung ist nicht auf das oben beschriebene Beispiel und die hervorgehobenen Auslegungs-Schwerpunkte beschränkt, sondern ebenso in einer Vielzahl von Abwandlungen möglich, die im Rahmen fachgemäßen Handelns liegen. So ist insbesondere hinsichtlich der konkreten Abmessungen und des Aufbaus der Federeinrichtung Spielraum für den Konstrukteur vorhanden, sofern den in den anhängenden Ansprüchen formulierten Kriterien Rechnung getragen wird.

Claims

Axialkolbenverdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges, mit einem Gehäuse und einer in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle (104) angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels, wobei die Verdichtereinheit in einem Zylinderblock axial hin- und herlaufende Kolben (109) und eine die Kolben antreibende, mit der Antriebswelle (104) drehende Schwenkscheibe, als Schräg- oder Taumelscheibe oder Schwenkring (101) umfasst, wobei die Schwenkscheibe auf der Antriebswelle (104) von einer ihren Kippwinkel verkleinernden Federeinrichtung (103) beaufschlagt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (103) eine nichtlineare, insbesondere degressive Federkennlinie besitzt.
Axialkolbenverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Degressivität der Federeinrichtung (103) derart eingestellt ist, dass die Federkraft bei kleinem Kippwinkel der Schwenkscheibe (101) einen höheren Wert aufweist als bei größerem Kippwinkel.
Axialkolbenverdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Schwenkscheibe (101) auf der Antriebswelle (104), insbesondere direkt, mittels einer Tellerfeder (103a) oder eines Tellerfederpaketes (103) gelagert ist.
Axialkolbenverdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schwenkscheibe (101) auf der Antriebswelle (104) über eine verschiebbare Führungsbuchse (102) beweglich gelagert und an der Führungsbuchse radial, insbesondere über Fixierungsstifte (104a, 104b), drehbar angelenkt ist.
Axialkolbenverdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (103) indirekt zwischen der Schwenkscheibe (101) und der Antriebswelle (104) wirkt.
Axialkolbenverdichter nach Anspruch 4 und 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (103) zwischen einem ringförmigen Stirnflächenabschnitt der Antriebswelle (104) und einem ringförmigen inneren Stirnflächenabschnitt der Führungsbuchse (102) gelagert ist.
Axialkolbenverdichter nach einen der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Tellerfederpaket (103) aus einer Mehrzahl identischer Tellerfedern, insbesondere von 10 Tellerfedern (103a) oder mehr, gebildet ist.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Tellerfeder (103a) oder das Tellerfederpaket (103) ein Verhältnis h₀/t von mehr als 0,75, insbesondere von mehr als 1, aufweist.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass Tellerfedern (103a) nach DIN 2093, Reihe C, eingesetzt sind.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Tellerfeder (103a) oder das Tellerfederpaket (103) ein Verhältnis D_e/t im Bereich zwischen 25 und 45, insbesondere im Bereich zwischen 35 und 45, aufweist.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die oder jede Tellerfeder (103a) im Querschnitt im wesentlichen Trapezform und/oder Ausnehmungen am Innenrand aufweist.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 11, gekennzeichnet durch eine exzentrische Lagerung des Tellerfederpakets (103) bezüglich eines ringförmigen Stirnflächenabschnittes der Antriebswelle (104), wobei insbesondere die Mittenachse einer Bohrung der Führungsbuchse (102) verschieden ist von der Mittenachse der Mantelfläche der Führungsbuchse.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 12, gekennzeichnet durch eine Führung der Tellerfeder (103a) oder des Tellerfederpaketes (103) am Innen- und/oder Außendurchmesser, insbesondere mit einem Spiel von 0,15 mm gegenüber dem Durchmesser der Antriebswelle (104) bzw. 0,4 mm oder mehr zur Führungskurve.
Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass dem Tellerfederpaket (103) eine Vorspannung aufgeprägt ist, die insbesondere für das gesamte Federpaket im wesentlichen 0,2 × h₀ beträgt.
Axialkolbenverdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Federkonstante im Bereich zwischen 50 n/mm und 150 n/mm eingestellt ist.
Axialkolbenverdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine degressive Federkennlinie der Federeinrichtung (103) funktional zur Erzielung einer Verkleinerung des Kippwinkels der Schwenkscheibe (107) bei Drehzahlerhöhung vorbestimmt ist.
Axialkolbenverdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine degressive Federkennlinie der Federeinrichtung (103) funktional mit einem kleinen Kippwinkel α von 1° oder weniger, insbesondere von im wesentlichen 0°, vorbestimmt ist.
Axialkolbenverdichter nach Anspruch 17, gekennzeichnet durch eine kupplungslose Ausführung.