DE3902156A1

DE3902156A1 - Taumelscheibenkompressor mit variabler verdraengung

Info

Publication number: DE3902156A1
Application number: DE3902156A
Authority: DE
Inventors: Fumihiro Itoigawa; Mitsuo Inagaki; Shigeki Iwanami; Yoshiki Kurokawa; Akikazu Kojima
Original assignee: NipponDenso Co Ltd
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1988-01-25
Filing date: 1989-01-25
Publication date: 1989-08-03
Also published as: US4932843A

Description

Die Erfindung befaßt sich mit der Steuerung der Verdrängung eines Taumelscheibenkompressors, der beispielsweise als Kälte mittelkompressor einer Kraftfahrzeug-Klimaanlage geeignet ist.

Es ist bereits ein Taumelscheibenkompressor mit variabler Ver drängung vorgeschlagen worden, der eine kippbare Taumelscheibe aufweist, die an einer Welle angebracht und so angeordnet ist, daß der Kippwinkel der Taumelscheibe nach Maßgabe der Verset zung einer Rolle geändert wird und die Lage des Mittelpunktes der Taumelscheibe gleichfalls steuerbar ist.

Bei diesem Kompressor werden der Kippwinkel der Taumelscheibe und die Lage des Mittelpunktes der Taumelscheibe beide gleich zeitig nach Maßgabe der Bewegung einer Rolle gesteuert, die durch die Steuerung des Druckes in einer Steuerdruckkammer be wirkt wird, die hinter der Rolle ausgebildet ist.

Durch die Erfindung soll ein derartiger Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung, und insbesondere das Steuerventil zum Einstellen des Steuerdruckes weiterentwickelt werden, der in der Steuerdruckkammer herrscht.

Der Saugdruck eines derartigen Kompressors ändert sich nach Maßgabe der am Kühlkreislauf liegenden Last, und das Steuer ventil arbeitet derart, daß es den Signaldruck in der Steuer kammer hinter der Rolle nach Maßgabe der Änderung im Saug druck steuert.

Die Lage der Rolle wird somit geändert, um die Verdrängung des Kompressors nach Maßgabe der Änderung im Saugdruck zu oder herabzusetzen. Die Verdrängung des Kompressors wird folg lich so gesteuert, daß der Saugdruck auf einem konstanten Wert gehalten wird. Ein konstanter Saugdruck eines Kühlkompres sors bedeutet, daß die Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Verdampfer des Kühlkreislaufes konstant gehalten ist.

In manchen Fällen wird jedoch dann ein besseres Ergebnis er zielt, wenn die Steuerung so bewirkt wird, daß ausdrücklich die Verdampfungstemperatur verändert wird, als die Steuerung so zu bewirken, daß eine konstante Verdampfungstemperatur bei behalten wird, was insbesondere dann der Fall ist, wenn sich die thermische Last am Kühlkreislauf drastisch ändert.

Durch die Erfindung soll daher ein Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung geschaffen werden, bei dem das Maß an Bewegung der Rolle grundsätzlich nach Maßgabe einer Änderung im Saugdruck des Kompressors und gleichfalls nach Maßgabe eines anderen Signals als des Saugdruckes des Kompressors gesteuert wird.

Dazu weist der erfindungsgemäße Taumelscheibenkompressors mit variabler Verdrängung ein Steuerventil auf, das den Signaldruck steuert, der in der Steuerdruckkammer herrscht, die hinter ei ner Rolle ausgebildet ist. Das Steuerventil weist ein Steuer ventilelement zum Steuern des Signaldruckes zwischen dem Pegel eines niedrigen Druckes, der über einen Niederdruckkanal ein geführt wird, und dem Pegel eines hohen Druckes, der durch ei nen Hochdruckkanal eingeführt wird, und ein membranartiges Stellglied auf, das sich nach Maßgabe einer Änderung in dem an saugseitigen Druck des Kompressors verformt, um das Ventilele ment zu betätigen. Das Maß an Verformung der Membran ist auch durch eine magnetische Kraft steuerbar, die durch ein Solenoid betätigungsglied erzeugt wird, das hinter der Membran angeord net ist. Die Verdrängung des Kompressors wird folglich linear durch die Bewegung der Rolle gesteuert, die wiederum durch den Signaldruck gesteuert wird, der durch das Steuerventil nach Maßgabe der Änderung im ansaugseitigen Druck des Kompressors erzeugt wird. Der erfindungsgemäße Kompressor wird daher grundsätzlich so gesteuert, daß der ansaugseitige Druck des Kompressors auf einem konstanten Wert gehalten wird, um da durch eine konstante Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Verdampfer des Kühlkreislaufes beizubehalten. Zusätzlich legt das Solenoidstellglied eine Last an, um die auf das Steuerventilelement im Steuerventil wirkende Kraft zu ändern, und dadurch eine Änderung im ansaugseitigen Druck des Kompres sors zu ermöglichen, der den Befehls- oder Soll-Wert des Steuersystems darstellt. Der erfindungsgemäße Taumelscheiben kompressor mit variabler Verdrängung kann somit eine Steuerung, bei der ein konstanter ansaugseitlicher Druck beibehalten wird, und je nach Wunsch eine Steuerung ausführen, bei der die Ver dampfungstemperatur im Verdampfer linear geändert wird.

Im folgenden werden anhand der zugeführten Zeichnung besonders bevorzugten Ausführungsbeispiele der Erfindung näher beschrie ben. Es zeigt:

Fig. 1 eine Schnittansicht eines Ausführungs beispiels des erfindungsgemäßen Taumel scheibenkompressors mit variabler Ver drängung,

Fig. 2 eine Schnittansicht längs der Linie II-II in Fig. 1,

Fig. 3 eine Schnittansicht eines Steuerventils, das bei dem in Fig. 1 dargestellten Aus führungsbeispiel vorgesehen ist,

Fig. 4A das Blockschaltbild der Steuerschaltung des in Fig. 1 dargestellten Ausführungs beispiels,

Fig. 4B in einer graphischen Darstellung die Beziehung zwischen dem Saugdruck des Kompressors und der von einem Solenoid entwickelten Anziehungskraft,

Fig. 5 die Arbeitsweise des in Fig. 1 darge stellten Ausführungsbeispiels,

Fig. 6 eine Schnittansicht des in Fig. 1 darge stellten Ausführungsbeispiels nach ei ner Änderung seines Betriebszustandes,

Fig. 7 eine Darstellung der Beziehung zwischen dem Maß an Bewegung einer Rolle und der Änderung in der Verdrängung des in Fig. 1 dargestell ten Kompressors,

Fig. 8 in einem Flußdiagramm den Ablauf der Steuerung durch die Steuerschaltung bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungs beispiel,

Fig. 9 bis 11 Schnittansichten verschiedener Beispiele des Steuerventils für einen erfin dungsgemäßen Kompressor,

Fig. 12 eine Schnittansicht eines weiteren Aus führungsbeispiels des erfindungsgemäßen Kompressors,

13 eine Schnittansicht eines weiteren Bei spiels des Steuerventils, das bei dem erfindungsgemäßen Kompressor verwandt werden kann,

Fig. 14 die Beziehung zwischen dem Wert des elektrischen Stromes in jedem der in den Fig. 3 und 13 dargestellten Steuer ventile und dem Wert einer Feder kraft,

Fig. 15 eine Schnittansicht eines weiteren Bei spiels des Steuerventils für den erfin dungsgemäßen Kompressors,

Fig. 16 eine Schnittansicht einer Federeinrich tung, die beim Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kompressors verwandt wird,

Fig. 17 die Darstellung zwischen dem Rollenge gendruck und dem Rollenhub bei einem Kompressor, der keine Hilfslasteinrich tung verwendet,

Fig. 18 die Beziehung zwischen dem Rollenhub und der Schubkraft, die auf die Rolle wirkt, bei einem Kompressor, der keine Hilfs lasteinrichtung verwendet,

Fig. 19 den Zustand der Änderung im Hub eines Kolbens in einer ersten Arbeitskammer,

Fig. 20 den Zustand der Änderung des Druckes in der ersten Arbeitskammer,

Fig. 21 die Beziehung zwischen dem Rollenhubver hältnis und der an der Rolle liegenden Last bei einem Kompressor mit einer Hilfslasteinrichtung mit linearer Feder charakteristik,

Fig. 22 wie die Last nach Maßgabe einer Änderung im Abgabedruck geändert wird,

Fig. 23 die Beziehung zwischen dem Verdrängungs verhältnis und der Änderung in der an der Rolle liegenden Last,

Fig. 24 die Beziehung zwischen der Änderung des Kompressionsverhältnisses und der Ände rung der an der Rolle liegenden Last,

Fig. 25 die Beziehung zwischen dem Rollenhubver hältnis und der Rollenlast für den Fall, daß eine Feder mit linearer Charakteristik als Hilfslasteinrichtung verwandt wird,

Fig. 26 die Federkonstante der Federeinrichtung der in Fig. 16 dargestellten Art,

Fig. 27 die Beziehung zwischen dem Rollenhubver hältnis und der Last an der Rolle für den Fall, daß eine Federeinrichtung mit einer nicht linearen Charakteristik als Hilfslasteinrichtung verwandt wird,

Fig. 28 eine Schnittansicht eines weiteren Bei spiels der Hilfslasteinrichtung für ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kompressors,

Fig. 29 die Federcharakteristik der Hilfslast einrichtung, die in Fig. 28 dargestellt ist, und

Fig. 30 bis 32 Schnittansichten verschiedener Beispiele von Hilfslasteinrichtungen für Aus führungsbeispiele des erfindungsgemäßen Kompressors.

Fig. 1 zeigt eine Längsschnittansicht eines Ausführungsbei spiels des erfindungsgemäßen Taumelscheibenkompressors mit variabler Verdrängung.

Der Kompressor weist ein vorderes Gehäuse 4, eine vordere Sei tenplatte 8, ein Ansaugventil 9, einen vorderen Zylinderblock 5, einen hinteren Zylinderblock 6, ein Ansaugventil 12, eine hintere Seitenplatte 11 und ein hinteres Gehäuse 13 auf. Diese Bauteile bestehen aus einer Aluminiumlegierung und sind über nicht dargestellten Bolzen zusammengebaut, um das äußere Gehäuse des Kompressors zu bilden. Wie es in Fig. 2 dargestellt ist, weit jeder Zylinderblock 5 und 6 fünf Zylinder 641 bis 645 auf, die in Fig. 1 gemeinsam mit 64 bezeichnet sind und parallel zueinander verlaufen. Eine Welle 1, die über die nicht darge stellte Maschine eines Kraftfahrzeuges gedreht wird, ist dreh bar durch das vordere Gehäuse 4 und den hinteren Zylinderblock 5 über Lager 2 und 3 jeweils gehalten. Wenn der Kompressor ar beitet, wird ein axialer Schub erzeugt, um die Welle 1 in Fig. 1 nach links zu drücken. Dieser Schub entsteht am vorderen Zylinderblock 5 über ein Schublager 15, wobei die Bewegung der Welle 1 nach rechts in Fig. 1 durch einen Anschlagring 16 ver hindert ist, der in einer Ringnut aufgenommen ist, die in der Welle 1 ausgebildet ist.

Eine hintere Welle 40 ist drehbar über ein Lager 14 in einer Rolle 30 gehalten. Eine Schubkraft, die auf die hintere Welle 40 in Fig. 1 nach rechts wirkt, entsteht an der Rolle 30 über ein Schublager 116. Die hintere Welle 40 ist an einem Lösen von der Rolle 30 durch einen Anschlagring 17 gehindert, der in einer Ringnut aufgenommen ist, die in der hinteren Welle 40 ausgebildet ist. Die Rolle 30 ist axial verschiebbar in zylindrischen Teilen 65 und 135 aufgenommen, die im hinteren Zylinderblock 6 und im hinteren Gehäuse 13 jeweils ausgebildet sind.

Ein kugelförmiger Teil 107 ist in der Mitte einer Taumelschei be 10 ausgebildet. Ein kugelförmiges Halteelement 405 ist an einem Ende der hinteren Welle 40 befestigt, um den kugelförmigen Teil 107 aufzunehmen, so daß die Taumelplatte 10 kipp- und schwenkbar durch das kugelförmige Halteelement 405 gehal ten ist.

Ein Schlitz 105 ist zwischen zwei flachen Ansätzen 105 a be grenzt, die an der Seitenfläche der Taumelscheibe 10 neben der Welle 1 ausgebildet sind, während ein Steg 165 an der Stirn fläche der Welle 1 neben der Taumelscheibe 10 ausgebildet ist. Der Steg 165 ist in einem Flächengleitkontakt mit den Innen flächen des Schlitzes 105 gehalten, so daß das Drehmoment der Welle 1 auf die Taumelscheibe 10 übertragen wird.

Schuhe 18 und 19 sind gleitend verschiebbar auf beiden Seiten der Taumelscheibe 10 angeordnet. Kolben 7 sind gleitend ver schiebbar in den Zylindern 64 aufgenommen, die im vorderen Zylinderblock 5 und im hinteren Zylinderblock 6 ausgebildet sind. Wie es oben beschrieben wurde, sind die Schuhe 18 und 19 relativ zur Taumelscheibe 10 gleitend verschiebbar und stehen die Schuhe 18 und 19 schwenkbar mit den Innenfächen des Kol bens 7 in Eingriff. Die Schwenkbewegung der sich drehenden Taumelscheibe 10 wird auf die Kolben 7 über die Schuhe 18 und 19 übertragen, um eine Hin- und Herbewegung dieser Kolben 7 zu bewirken. Die Schuhe 18 und 19 sind so angeordnet, daß die Außenfläche der Schuhe 18 und 19 entlang einer Kugelfläche verlaufen, wenn die Schuhe 18 und 19 mit der Taumelscheibe 10 zusammengesetzt sind.

Ein langgestreckter Schlitz 166 ist im Steg 165 der Welle 1 ausgebildet, und ein Stiftaufnahmeloch ist in jedem der fla chen Ansätze 105 a der Taumelscheibe 10 vorgesehen. Beim Zu sammenbau wird der Steg 165 der Welle 1 im Schlitz 105 aufge nommen und wird anschließend ein Stift 80 in die Stiftaufnahme löcher in den flachen Ansätzen 105 a durch den langgestreckten Schlitz 166 eingesetzt. Der Stift 80 ist im langgestreckten Schlitz 166 bewegbar, um den Kippwinkel der Taumelscheibe 10 ändern zu können. Eine Änderung im Kippwinkel der Taumel scheibe bewirkt eine Änderung in der Lage des Mittelpunktes der Taumelscheibe (kugelförmiges Halteelement 405 zum Halten des kugelförmigen Teiles 107). Der langgestreckte Schlitz 166 ist so angeordnet, daß die Lage des oberen Totpunktes des Kolbens 7 in einer zweiten Arbeitskammer 60 auf der rechten Seite des Kompressors in Fig. 1 nicht wesentlich geändert wird, selbst wenn der Hub des Kolbens 7 als Folge einer Änderung des Kippwinkels der Taumelscheibe 10 geändert wird, so daß sich das Totvolumen in der zweiten Arbeitskammer 60 nicht we sentlich ändert. Andererseits wird in der Arbeitskammer 50, die im linken Teil des Kompressors in Fig. 1 vorgesehen ist, der obere Totpunkt des Kolbens 7 erheblich als Folge einer Än derung im Kippwinkel der Taumelscheibe geändert, so daß sich das Totvolumen in dieser Arbeitskammer 50 ändert.

Bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel der Erfindung ist der langgestreckte Schlitz 166 so geformt, daß sich die Lage des oberen Totpunktes des Kolbens 7 in der Arbeitskammer 60 nicht wesentlich ändern kann, selbst wenn der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 geändert wird. Tatsächlich hat der lang gestreckte Schlitz 166 eine im wesentlichen krummlinige Form, diese Form kann jedoch stark einer geraden Linie angenähert sein. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel der Erfindung ist der langgestreckte Schlitz 166 auf der Achse der Welle 1 angeordnet, so daß die Größe des Steges 165 trotz der Ausbil dung des langgestreckten Schlitzes 166 nicht wesentlich zu nimmt. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel ist somit der langgestreckte Schlitz 166 auf der Achse der Welle 1 aus gebildet, um die Größe des Steges 165 zu verringern. Diese Anordnung bietet einen großen Winkel insbesondere dann, wenn sie bei einem Taumelscheibenkompressor verwandt wird, dessen Steg 165 radial innen von den Kolben 7 angeordnet ist.

Eine Wellendichtungseinrichtung 21 kann ein Auslaufen von Käl temittelgas und Schmieröl außen entlang der Oberfläche der Welle 1 verhindern. Die erste und die zweite Arbeitskammer 50 und 60 stehen mit jeweiligen Auslaßkammern 90 und 93 über eine linke und eine rechte Auslaßöffnung 24 in Verbindung, die in gesteuerter Weise über Auslaßventile 22 geöffnet und geschlos sen werden. Diese Auslaßventile 22 sind zusammen mit Ventil haltern 23 an der vorderen Seitenplatte 8 und der hinteren Seitenplatte 11 mit Hilfe von Bolzen befestigt, die nicht dar gestellt sind. Die erste und die zweite Arbeitskammer 50 und 60 stehen gleichfalls mit jeweiligen Saugkammern 72 und 74 über eine linke und eine rechte Saugöffnung 25 in Verbindung, die in gesteuerter Weise mit Hilfe von Saugventilen 9 und 12 geöffnet und geschlossen werden.

Ein Steuerventil 400 arbeitet unter der Steuerung einer Steuerschaltung 500 um den Innendruck einer Steuerdruckkammer 200 zu steuern.

Wie es in Fig. 3 dargestellt ist, die Einzelheiten des Steuer ventils 400 zeigt, ist ein Steuerventilgehäuse 401 an der Rückseite des hinteren Gehäuses 13 befestigt. Ein Hochdruck einlaßkanal 96, der mit der Auslaßkammer 94 verbunden ist, ein Niederdruckeinlaßkanal 97, der mit der Saugkammer 74 ver bunden ist, und ein Signaldruckkanal 98, der zur Steuerdruck kammer 200 führt, sind im Steuerventilgehäuse 401 ausgebildet. Ein Ventilsitzelement 402 ist im Steuerventilgehäuse 401 an gebracht. Ein Steuerventilelement 403 ist so angeordnet, daß es dem Ventilsitzelement 402 gegenüberliegt. Das Ventilsitz element 402 ist zwischen dem Signaldruckkanal 98 und dem Hochdruckeinlaßkanal 96 angeordnet. Wenn das Steuerventilele ment 403 auf einer ersten Sitzfläche 404 des Ventilsitzele mentes 402 sitzt, ist die Verbindung zwischen dem Signaldruck kanal 98 und dem Hochdruckeinlaßkanal 96 unterbrochen. Am Ventilgehäuse 401 ist eine zweite Sitzfläche 405 a ausgebildet. Wenn das Steuerventilelement 403 auf der zweiten Sitzfläche 405 a sitzt, dann unterbricht es die Verbindung zwischen dem Signaldruckkanal 98 und dem Niederdruckeinlaßkanal 97.

Ein Halteelement 406 ist gleitend verschiebbar im Ventilsitz element 402 aufgenommen und wird von einer Haltefeder 407 be aufschlagt, so daß es immer in Kontakt mit dem Steuerventil element 403 gehalten ist, um diese festzuhalten. Die Haltefe der 407 steht an ihrem einen Ende mit dem Halteelement 46 in Berührung, während ihr anderes Ende an einer Stellschraube 408 gehalten ist, die in eine Gewindebohrung geschraubt ist, die im Steuerventilgehäuse 401 ausgebildet ist. Ein Zwischen raum zwischen der Stellschraube 408 und dem Steuerventilge häuse 401 ist mittels eines O-Ringes 409 abgedichtet.

Ein Kanal 411, der mit dem Hochdruckeinlaßkanal 96 in Verbin dung steht, ist im Halteelement 406 und gleichfalls im Ventil sitzelement 402 ausgebildet. Sich verjüngende Öffnungen 99 und 81 sind im Kanal 411 vorgesehen.

Eine Membran 412 ist auf der Seite des Steuerventilelementes 403 neben der zweiten Ventilsitzfläche 405 vorgesehen. Die Verformung der Membran 412 wird auf das Steuerventilelement 403 über ein Verbindungselement 413 übertragen. Die Membran 412 ist an ihrem Umfangsteil zwischen dem Steuerventilgehäuse 401 und einem Solenoidgehäuse 414 eingeklemmt. Der mittlere Teil der Membran 412 ist zwischen dem Verbindungselement 413 und einer Rolle 415 eingeklemmt. Eine Saugdruckkammer 416, die auf einer Seite der Membran 412 ausgebildet ist, steht mit der Saugkammer 74 über den Niederdruckeinlaßkanal 97 in Verbin dung, so daß der Saugdruck in der Saugkammer 74 auf die Saug druckkammer 416 übertragen wird.

Eine Vorspannungsfeder 417 ist auf der Rückseite der Rolle 415 vorgesehen. Die Ausbildung ist derart, daß der Verbindungsteil 413 in Fig. 3 nach Maßgabe des Ausgleiches zwischen der Kraft, die von der Vorspannungsfeder 417 erzeugt wird, und der Kraft, die aufgrund des Druckunterschiedes über der Membran 412 er zeugt wird, nach links und nach rechts bewegt wird. Die Vor spannungsfedern 417 ist durch einen Federhalter 418 festgehal ten, dessen Lage über eine Stellschraube 419 einstellbar ist.

Die Vorspannungsfeder 417 ist von einer Spule 420 umgeben, die auf einem zylindrischen Element 421 ausgebildet ist, das aus einem magnetischen Material besteht, und ein Jochelement 422 ist um die Spule 420 herum angeordnet. Die oben erwähnte Rol le 415 besteht aus einem magnetischen Material und weist eine Stirnfläche auf, die den Stirnflächen des zylindrischen Ele mentes 421 und des Joches 422 gegenüberliegt. Wenn daher die Spule 420 erregt wird, wird ein magnetischer Kreis durch das zylindrische Element 421, die Rolle 415 und das Joch 422 ge bildet, so daß eine magnetische Kraft erzeugt wird, die die Rolle 415 in Fig. 3 nach rechts drückt.

Wie es in Fig. 4A dargestellt ist, kann die Steuerschaltung 500 eine Ausgangsspannung erzeugen, die nach Maßgabe der Signale gesteuert wird, die von Sensoren, wie beispielsweise ei nem Beschleunigungssensor 501, einem Sensor 502 für die Ver dampferluft-Außentemperatur und von einem Raumtemperatursen sor 503 kommen. Die Ausgangsspannung einer Zentraleinheit CPU der Steuerschaltung 500 liegt an einer Stromsteuereinrichtung 504 und wird in einen Signalstrom I umgewandelt, der dem Steuerventil 400 zugeführt wird.

Die Auslaßkammer 90 an der Vorderseite in Fig. 1 ist mit einer Auslaßöffnung 92 über einen Auslaßkanal 91 verbunden, der im Zylinderblock 5 ausgebildet ist. In ähnlicher Weise ist die Auslaßkammer 93 auf der Rückseite mit einer Auslaßöffnung 95 über einen Auslaßkanal 94 verbunden, der im Zylinderblock 6 ausgebildet ist. Die Auslaßöffnungen 92 und 95 sind miteinan der über eine äußere Rohrleitung verbunden, so daß der Druck in den Auslaßkammern 90 und 93 gleich ist. Die Saugkammer 72 an der Vorderseite ist über den Saugkanal 71 mit einer Saug kammer 40 verbunden, die in der Mitte des Gehäuses ausgebildet ist. In ähnlicher Weise ist die Saugkammer 74 auf der Rücksei te mit der Saugkammer 70 über den Saugkanal 93 verbunden. Es sind weiterhin O-Ringe 51, 52, 53, 54, 55 und 56 vorgesehen.

Der Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung und dem oben beschriebenen Aufbau arbeitet in der folgenden Weise:

Wenn eine nicht dargestellte elektromagnetische Kupplung er regt wird, wird die Antriebsenergie von der nicht dargestell ten Maschine des Kraftfahrzeuges auf die Welle 1 übertragen, so daß der Kompressor zu arbeiten beginnt.

Beim Anlassen des Kompressors wird ein Druckausgleich zwischen der Ansaugseite und der Auslaßseite des Kompressors beibehal ten, so daß der Druckunterschied über der Rolle 30 gleich Null ist. Es gibt daher keine Last, die die Wirkung hätte, daß die Taumelscheibe 10 über den Halteteil 107 kippt, wenn der Kompressor angelassen wird.

Wenn die Welle 1 sich zu drehen beginnt, werden die Kolben 7 über die Taumelscheibe 10 hin und her bewegt, so daß das Kälte mittelgas in den jeweilgen Arbeitskammern 50 und 60 ange saugt, komprimiert und abgegeben wird.

In diesem Zustand liegt an der Taumelscheibe 10 über die Kol ben 7 und die Schuhe 18 und 19 jedoch eine Kraft, die durch den Druckunterschied zwischen der zweiten Arbeitskammer 60 auf der Rückseite des Kompressors und der ersten Arbeitskammer 50 auf der Vorderseite des Kompressors erzeugt wird. Das die Tau melscheibe 10 schwenkbar durch das kugelförmige Halteelement 405 gehalten ist, und da an der Taumelscheibe 10 des Drehmo ment der Welle über die Ineingriffnahme zwischen dem Steg 165 an der Welle 1 und den flachen Ansätzen 105 a liegt, die einen Schlitz 105 begrenzen, der den Steg 165 aufnimmt, erzeugt die an den Kolben 7 wirkende Kraft ein Moment, das dazu neigt, den Kippwinkel der Taumelscheibe 10 zu verringern.

Wenn sich beispielsweise der Stift 8 auf einer diametralen Li nie X in Fig. 2 befindet, erzeugt der Kolben 7 im ersten Zylin der 641 kein Moment, das dazu dienen könnte, den Kippwinkel der Taumelscheibe 10 zu ändern. Die Kolben 7 im zweiten bis fünften Zylinder 642, 643, 644 und 645 erzeugen jedoch ein Mo ment, das dazu dient, den Kippwinkel der Taumelscheibe 10 zu verringern. Dieses Moment, das sich durch Fi × Ri ausdrücken läßt, entsteht durch das Gegenmoment Fpm × R, das um den Stift 80 erzeugt wird. Gleichzeitig erzeugt das von diesem Kolben 7 hervorgerufene Moment eine Druckkraft FBx, die auf das kugel förmige Halteelement 405 wirkt.

Wenn der Saugdruck in die Steuerdruckkammer 200 über das Steuerventil eingeführt wird, dann werden das kugelförmige Halteelement 405 und die Rolle 30 in Fig. 6 nach rechts bewegt, so daß der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 abnimmt. Da die Taumelscheibe 10 durch den Stift 80 festgehalten ist, der im langgestreckten Schlitz 166 eingefangen ist, der im Steg 165 der Welle 1 ausgebildet ist, führt eine Bewegung der Rolle 30 nach rechts nicht nur zu einer Abnahme des Kippwinkels der Taumelscheibe 10, sondern auch zu einer Bewegung des kugelför migen Halteelementes 405, das sich in der Mitte der Taumel scheibe 10 befindet, nach rechts gerichtete Kraft, die auf die hintere Welle 40 über das kugelförmige Haltgeelement 405 wirkt, wird über das Drucklager 116 auf die Rolle 30 übertragen, so daß die Rolle 30 bewegt wird, bis sie in einen Kontakt mit dem Boden des hinteren Gehäuses 13 ge bracht wird. Dieser Zustand des Kompressors ist in Fig. 6 dar gestellt. In diesem Zustand wird die kleinste Verdrängung des Kompressors erhalten.

Ein Kältemittelgas von einer Saugöffnung, die nicht dargestellt, jedoch mit einem Verdampfer des Kühlkreislaufes in an sich be kannter Weise verbunden ist, wird in die zentrale Saugkammer 70 eingeführt und dann in die vordere und die hintere Saugkam mer 72 und 74 durch die Saugkanäle 71 und 73 gesaugt. Das Käl temittel wird dann in die Arbeitskammern 50 und 60 durch die Saugöffnungen 25 an den Saugventilen 12 vorbei gesaugt, wenn die Kolben 7 ihre Saughubbewegungen ausführen. Das Kältemit telgas, das in die Arbeitskammern eingesaugt ist, wird an schließend im Kompressionshub der Kolben komprimiert und dann, wenn der Druck des komprimierten Gases einen bestimmten Wert erreicht hat, wird das Gas durch ein zwangsweise erfolgendes Öffnen des Auslaßventils 22 in die Auslaßkammern 90 und 93 über die Auslaßöffnungen 24 abgegeben. Das in dieser Weise auf einen hohen Druck komprimierte Kältemittelgas wird dann über die Auslaßöffnungen 92 und 95 zu einem nicht dargestellten Konden sor des Kühlkreislaufes abgegeben.

Die erste Arbeitskammer 50 an der vorderen Seite des Kompres sors hat einen größeren Totraum als die zweite Arbeitskammer 60 auf der Rückseite, so daß der Druck des von der ersten Ar beitskammer 50 abgegebenen Kältemittelgases niedriger als der Druck in der Auslaßkammer 90 ist, in die das komprimierte Gas von der zweiten Arbeitskammer 60 abgegebenen wird. Folglich wird in der ersten Arbeitskammer 50 auf der Vorderseite des Kompres sors kein Gas angesaugt und abgegeben.

Die Verdrängung des Kompressors ist somit am geringsten, wenn der Kompressor angelassen wird. Wenn jedoch eine größere Ver drängung des Kompressors durch den Kühlkreislauf gefordert wird, dann wird der Druck der Hochdruckseite in die Steuerdruck kammer 200 eingeführt. Es ist bekannt, daß die für den Kom pressor geforderte Last, d. h. die Last am Kühlkreislauf, den Druck an der Ansaugseite des Kompressors beeinflußt. Wenn eine große Kühllast anliegt, nimmt das Maß an Überhitzung des Kälte mittels im Verdampfer zu, so daß der Kältemitteldruck an der Ansaugseite des Kompressors ansteigt. Wenn umgekehrt die Kühl last gering ist, dann nimmt der Kältmitteldruck an der An saugseite des Kompressors ab. Wenn daher eine größere Verdrän gung gefordert wird, dann tritt eine Zunahme im Saugdruck des Kompressors auf, wobei dieser höhere Saugdruck in die Saugdruck kammer 416 durch den Niederdruckeinlaßkanal 97 eingeführt wird. Das hat zur Folge, daß eine größere Druckkraft an der Membran 412 liegt, so daß die Rolle 415 in Fig. 3 nach rechts gedrückt wird, wobei sie die Kraft der Vorspannfeder 417 überwindet. Diese Bewegung der Rolle 415 führt dazu, daß das Verbindungs element 413 in Fig. 3 nach rechts bewegt wird. Folglich wird das Steuerventilelement 403 durch das Halteelement 406 in ei nen Kontakt mit der zweiten Ventilsitzfläche 405 a gedrückt, so daß die Verbindung zwischen dem Niederdruckeinlaßkanal 97 und dem Signaldruckkanal 98 unterbrochen wird.

Die Bewegung des Steuerventilelementes 403 nach rechts führt dazu, daß die Ventilöffnung der ersten Ventilsitzfläche 404 geöffnet wird, wodurch eine Verbindung zwischen dem Hochdruck einlaßkanal 96 und dem Signaldruckkanal 98 hergestellt wird. Folglich nimmt auch der Druck in der Steuerdruckkammer 200 zu.

Das hat zur Folge, daß die Kraft fortschreitend zunimmt, die durch den Druckunterschied zwischen der Steuerdruckkammer 200 und der Saugkammer 74 erzeugt wird und die dazu dient, die Rolle 30 in Fig. 6 nach links zu unterdrücken. Wenn diese Kraft auf einen Wert zunimmt, der groß genug ist, um die nach rechts ge richtete Druckkraft zu überschreiten, die am kugelförmigen Halteelement 405 liegt, dann beginnt sich die Rolle 30 in Fig. 6 nach links zu bewegen. Folglich wird der Drehmittelpunkt der Taumelscheibe 10, d. h. das kugelförmige Haltelement 405, fortschreitend nach links bewegt und nimmt gleichzeitig der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 fortschreitend zu. Ein weite rer Anstieg des Druckes im Inneren der Steuerkammer 200 führt dazu, daß sich die Rolle 30 weiter nach links bewegt, bis eine Schulter 305 der Rolle 30 in einen Kontakt mit der rückseiti gen Platte 11 kommt, wodurch der Zustand der maximalen Ver drängung hergestellt ist. Dieser Zustand des Kompressors ist in Fig. 1 dargestellt. Wenn der Kompressor in dem in Fig. 1 dar gestellten Zustand arbeitet, dann wird das durch die nicht dar gestellte Saugöffnung angesaugte Kältemittelgas in die zentrale Saugkammer 70 eingeführt und durch die Saugkanäle 71 und 73 in die Saugkammern 72 und 74 eingeführt. Das Kältemittel wird in dieser Weise durch die Saugöffnungen 25 über die Saugventile 9 und 12 in die Arbeitskammern 50 und 60 angesaugt, in denen die Kolben 7 in ihrer Ansaugphase sind. Das Kältemittel wird dann komprimiert, wenn die Arbeitskammern 50 und 60 in die Kompres sionsphase übergehen, und in die Auslaßkammern 90 und 93 über die Auslaßöffnung 24 abgegeben, indem zwangsweise die Auslaß ventile 22 geöffnet werden. Das Kältemittel wird dann von den Auslaßöffnungen 92 und 95 über die Auslaßkanäle 91 und 94 ab gegeben, so daß der Kältemittelstrom von der Auslaßöffnung 92 und der Kältemittelstrom von der Auslaßöffnung 94 in der äuße ren Rohrleitung zusammenlaufen. In diesem Zustand nehmen beide Arbeitskammern 50 und 60 am Ansaugen und Abgeben des Kältemit tels teil.

In Fig. 7 ist in einer durchgezogenen Kurve a die Beziehung zwischen dem Kolbenhub und der Verdrängung des Taumelscheiben kompressors mit variabler Verdrängung gemäß der Erfindung dar gestellt. Bei dem erfindungsgemäßen Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung wird die Steuerung der Verdrängung über eine Kombination einer Steuerung des Hubes der Kolben 7 durch Ändern des Kippwinkels der Taumelscheibe 10 und der Steuerung der Lage der Mitte der Taumelscheibe 10 bewirkt, so daß die zweiten Arbeitskammern 60 auf der Rückseite des Kom pressors keine wesentliche Zunahme im Totvolumen erfahren. Folglich nimmt die Verdrängung des Kompressors fortschreitend nach Maßgabe der Abnahme des Kolbenhubes ab, wie es aus der strichpunktierten Linie b ersichtlich ist. Im Gegensatz dazu nimmt in den ersten Arbeitskammern 50 auf der Vorderseite des Kompressors das Totvolumen mit abnehmendem Kolbenhub bezeich nend zu. Diese Zunahme im Totvolumen bewirkt eine Abnahme des Kompressionsverhältnisses, was zur Folge hat, daß die Ver drängung scharf abnimmt, wie es durch eine gestrichelte Kurve c in Fig. 7 dargestellt ist. Der Anteil der Arbeitskammern 50 an der Vorderseite am Ansaugen und Abgeben des Kältmittels endet, wenn der maximale Abgabedruck der Arbeitskammern 50 an der Vorderseite unter den Abgabedruck der Arbeitskammern 60 an der Rückseite gefallen ist. In diesem Zustand nehmen nur die Arbeitskammern 60 an der Rückseite am Komprimieren und Ab geben des Kältemittels teil. Der Kolbenhub b, an dem der An teil der ersten Arbeitskammern 50 endet, kann in der folgenden Weise bestimmt werden:

Im allgemeinen besteht die folgende Beziehung:

Ps · ( π R²L) ^k = Pd · {π R² · (L-d)}^k

Bei dieser Gleichung bezeichnet L den maximalen Kolbenhub, be zeichnet Ps den Ansaugdruck (kg/cm² · abs), bezeichnet Pd den Abgabedruck (kg/cm² · abs), ist k die adiabatische Konstante des Kältemittelgases, ist R der Kolbenradius und bezeichnet π das Umfangsdurchmesserverhältnis.

Diese Gleichung läßt sich umwandeln in:

Die Verdrängung b kann auch in der folgenden Weise bestimmt werden:

Wenn angenommen wird, daß der Ansaugdruck Ps 3 kg/cm² · abs be trägt, der Abgabedruck Pd 16 kg/cm² · abs beträgt und die adiabatische Konstante k = 1,14 ist, dann berechnen sich der Kolbenhub d und die Verdrängung p jeweils wie folgt:

d = 0,77 L
b = 38,5%

Der Kolbernhub ist nahezu proportional zum Maß an Versetzung der Rolle 30. Der Zustand, in dem die Rolle 30 vollständig in Fig. 1 nach rechts versetzt ist, ist in Fig. 7 mit Null bezeich net, während der Zustand, in dem die Rolle vollständig in Fig. 1 nach links versetzt ist, mit 1 in Fig. 7 bezeichnet ist. Die Beziehung zwischen dem Maß an Versetzung der Rolle und der Ver drängung des Kompressors läßt sich somit so darstellen, wie es in Fig. 7 gezeigt ist (L α 1).

Die Verdrängung des Kompressors gemäß der Erfindung ändert sich somit entlang der ausgezogenen Linie a in Fig. 7. Im Rol lenversetzungsbereich zwischen 1 und e ändert sich die Kompres sorverdrängung tatsächlich in der Weise, wie es durch eine ausgezogene Kurve a₁ angegeben ist. Die Steuerbarkeit ist so mit etwas schlechter, verglichen mit dem Fall, in dem sich die Verdrängung des Kompressors linear bezüglich des Maßes an Ver setzung der Rolle ändert, wie es durch eine dünnere Linie f angegeben ist, da die Linie a₁ als die Linie f ver läuft. Im Bereich der Rollenversetzung zwischen 0 und e ändert sich die Verdrängung des Kompressors jedoch entlang einer aus gezogenen Linie a₂, die einen kleineren Gradienten als die Li nie f hat. Das bedeutet, daß der Kompressor bei diesem Ausfüh rungsbeispiel eine bessere Steuerbarkeit der Verdrängung ins besondere dann zeigt, wenn er mit einer kleinen Verdrängungs kapazität arbeitet.

Bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel des erfindungs gemäßen Kompressors mit variabler Verdrängung wird somit der Signaldruckkanal 98 in Verbindung mit dem Hochdruckeinlaßkanal 96 gebracht, so daß der Druck in der Steuerdruckkammer 200 zunimmt, um dadurch die Verdrängung des Kompressors auf ein Maximum zu erhöhen.

Die Tatsache, daß die Verdrängung des Kompressors über den Wert hinaus zunimmt, den das Kühlsystem fordert, bedeutet, daß die Kühllast tatsächlich relativ zur Leistung des Kompressors abgenommen hat. Folglich sinkt der Druck an der Ansaugseite. Die Abnahme des Saugdruckes bewirkt eine Abnahme im Druck, mit dem das Kältemittel in die Saugdruckkammer 416 durch den Nie derdruckeinlaßknal 97 eingeführt wird, wodurch die Membran 412 nach links in Fig. 3 durch die Kraft der Vorspannungsfeder 417 verformt wird. Die Verformung der Membran 412 wird über das Verbindungselement 413 auf das Steuerventilelement 403 übertragen, so daß das Steuerventilelementen 403 von der zweiten Ventilsitzfläche 405 a wegbewegt wird. Folglich wird der Si gnaldruckkanal 98 mit dem Niederdruckeinlaßkanal 97 in Verbin dung gebracht, so daß der Innendruck der Steuerdruckkammer 200 zum Niederdruckeinlaßkanal 97 entlastet wird. Die Abnahme des Druckes in der Steuerdruckkammer 200 führt zu einer entspre chenden Bewegung der Rolle 30.

Die Verdrängung des Kompressors wird somit nach Maßgabe des Maßes an Bewegung der Rolle gesteuert, so daß dann, wenn der Ansaugdruck abnimmt, die Verdrängung des Kompressors auf ei nen Wert herabgesetzt wird, der zur Kühllast paßt, die am Kühlkreislauf liegt. Der oben beschriebene Arbeitsvorgang wird wiederholt, so daß die Verdrängung des Kompressors so ge steuert wird, daß ein konstanter Kältemitteldruck an der An saugseite des Kompressors beibehalten wird.

Die Steuerung der Verdrängung des Kompressors bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel erfolgt nicht nur, um einen konstanten Ansaugdruck beizubehalten, sondern auch dazu, den Ansaugdruck nach Maßgabe der Erfordernisse des Kühlkreislau fes zu ändern. Die oben erwähnte erste und zweite Art der Steuerung werden im folgenden als Steuerung mit konstantem An saugdruck und als Steuerung mit variablem Ansaugdruck bezeich net. Die Verdrängungssteuerung mit variablem Ansaugdruck wird dadurch ausgeführt, daß die Kraft der Vorspannfeder 417 über eine Änderung der Erregungsenergie der Spule 420 gesteuert wird, was im Gegensatz zu der Steuerung mit konstantem An saugdruck steht, bei der die Steuerung dadurch ausgeführt wird, daß die Kraft der Vorspannfeder 417 konstant gehalten wird.

Wenn beispielsweise die Kühllast am Kühlkreislauf aufgrund ei nes steigenden Luftdurchsatzes durch den Verdampfer oder auf grund eines Anstiegs der Temperatur der durch den Verdampfer strömenden Luft zunimmt, führt eine Änderung im Pegel der Last zu einer Änderung im Ansaugdruck, so daß sich der Druck in der Saugkammer 416 ändert. Darüber hinaus ändert sich das Ausgangssignal der Steuerschaltung 500 nach Maßgabe eines Si gnals, das vom Sensor 502 für die Verdampferauslaßlufttempera tur kommt.

Die Rolle 415 wird in Fig. 3 nach rechts versetzt, wenn die Spule 420 nach Maßgabe des Signals von der Steuerschaltung 500 erregt wird. Das hat zur Folge, daß die Kraft der Vor spannfeder 417 abnimmt, so daß der Druck in der Saugdruckkam mer 416 zum Erzielen eines Kraftausgleiches am Steuerventil element 403 abnimmt. Da die Verdrängung des Kompressors va riabel auf der Grundlage des Ansaugdruckes gesteuert wird, während die Vorspannkraft der Vorspannfeder 417 verringert ist, wird der Kraftausgleich auf einem niedrigeren Pegel des Ansaugdruckes erzielt. Fig. 4B zeigt in einer graphischen Dar stellung die Beziehung zwischen dem Ansaugdruck und der vom Solenoid entwickelten Anziehungskraft.

Im allgemeinen fällt der Ansaugdruck des Kompressors im we sentlichen mit dem Verdampfungsdruck im Verdampfer zusammen, so daß es eine Abnahme im Ansaugdruck erlaubt, daß das flüs sige Kältemittel im Verdampfer bei einer niedrigeren Temperatur verdampft, wodurch die Temperatur der Luft am Verdampfer auslaß abnimmt.

Der Kompressor bei diesem Ausführungsbeispiel kann somit wirk sam die Lufttemperatur am Luftauslaß des Verdampfers aufgrund der Selbststeuerfunktion steuern, um die Kompressorverdrän gung nach Maßgabe einer Änderung im Ansaugdruck zu steuern, und zwar kombiniert mit der Funktion, bei der die Kraft der Vorspannfeder durch die magnetische Kraft geändert wird, die durch die Spule 420 entwickelt wird.

Fig. 8 zeigt in einem Flußdiagramm ein Beispiel der Steuerung, die durch die Steuerschaltung 500 durchgeführt wird. Der Schritt 520 dieses Flußdiagramms führt eine Beurteilung be züglich des Beschleunigungszustandes der Maschine des Kraft fahrzeuges durch, von der die Kraft zum Antreiben des Kom pressors abgeleitet wird. Diese Beurteilung erfolgt auf der Grundlage eines Signals vom Beschleunigungssensor 501. Wenn die Maschine stark beschleunigt wird, wird die Verdrängungs steuerung zum Erhöhen der Verdrängung des Kompressor nicht durchgeführt. Es werden nämlich die Schritte 521 und 522 aus geführt, um das Steuerausgangssignal auf dem logischen Pegel 0 zu halten, bis die Beschleunigung der Maschine beendet ist.

Wenn die Beurteilung im Schritt 520 ergeben hat, daß die Ma schine nicht beschleunigt wird, dann geht der Arbeitsablauf auf einen Schritt 523 über, in dem eine Abweichung e ^T der Raumlufttemperatur T von einer Soll-Raumlufttemperatur T _set erfaßt wird. In einem Schritt 524 wird eine Steuerung ausgeführt, um die Soll-Auslaßlufttemperatur T _set zu bestimmen, und in einem folgenden Schritt 525 erfolgt eine Berechnung, um die Auslaßlufttemperatur eT _e zu berechnen, die dadurch er halten wird, daß die Verdampferauslaßluft-Temperatur Te von der Soll-Auslaßlufttemperatur T _eset abgezogen wird. In dieser Weise erfolgt eine Reihe von Rechenvorgängen durch eine Ver arbeitung von Signalen, wie beispielsweise dem Signal vom Sen sor 502 für die Verdampferauslaßluft-Temperatur, das die tat sächliche Lufttemperatur Te am Verdampferluftauslaß wiedergibt, dem Signal vom Raumlufttemperatursensor 503, das die tatsäch liche Raumlufttemperatur T wiedergibt, und dem Signal, das den Soll-Wert T _eset der Verdampferauslaßluft-Temperatur wie dergibt. In einem Schritt 526 wird eine Steuerausgangsspan nung V von der Zentraleinheit CPU bestimmt.

Bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel arbeitet die Steuerschaltung 500 somit nach Maßgabe von Signalen von Sen soren 502 und 503, um eine Ausgangsspannung abzugeben, die bei der Steuerung der Kompressorverdrängung verwandt wird, um ei ne gewünschte Lufttemperatur am Luftauslaß des Verdampfers zu erzielen.

Das oben beschriebene Ausführungsbeispiel kann in verschiede ner Weise abgewandelt werden.

Das Steuerventil kann beispielsweise in anderer Weise ausge bildet sein derart, daß in der in Fig. 9 dargestellten Weise der Signaldruckkanal 98 und der Hochdruckeinlaßkanal 96 immer über eine Öffnung 99 in Verbindung miteinander gehalten sind, während bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel das Steuerventil so aufgebaut war, daß der Zustand der Verbin dungen zwischen dem Niederdruckeinlaßkanal 97 und dem Signal druckkanal 98 und zwischen dem Hochdruckeinlaßkanal 96 und dem Signaldruckkanal 98 über das Steuerventilelement 403 gesteuert wird. Die in Fig. 9 dargestellte alternative Konstruktion er laubt es, über eine Bewegung des Steuerventilelementes 403 in eine und aus einer dichten Ineingriffnahme mit der Ventilsitz fläche 405 a den Steuerdruck vom Signaldruckkanal 98 zwischen dem Pegel des hohen Druckes vom Hochdruckeinlaßkanal 96 und des niedrigen Druckes vom Niederdruckeinlaßkanal 97 zu va riieren. Die Ausbildung kann weiterhin auch so sein, daß der Signaldruckkanal 98 immer in Verbindung mit dem Niederdruck einlaßkanal 97 gehalten ist, wie es in Fig. 10 dargestellt ist. In diesem Fall wird das Steuerventil 403 in eine und aus ei ner dichten Ineingriffnahme mit der Ventilsitzfläche 404 be wegt, um den Hochdruckeinlaßkanal 96 zu öffnen und zu schließen. Der Steuerdruck wird zwischen dem Pegel des hohen Druckes vom Hochdruckeinlaßkanal 96 und dem Pegel des niedri gen Druckes vom Niederdruckeinlaßkanal 97 geändert.

Bei dem in Fig. 3 dargestellten Aufbau ist die Rolle 415 so ausgebildet, daß sie an ihrer Stirnfläche mit dem Joch 422 und dem zylindrischen Element 421 in Berührung steht. Diese Aus bildung kann in der in Fig. 11 dargestellten Weise jedoch so abgewandelt werden, daß die Rolle 415 a in der Spule 420 auf nehmbar ist. Bei dieser Ausbildung wird die magnetische Kraft, die zwischen der Rolle 415 a und dem Joch 422 a entwickelt wird, nicht wesentlich geändert, wenn die Rolle 415 a versetzt wird. Das in Fig. 11 dargestellte Ausführungsbeispiel stellt somit sicher, daß die Rolle 415 a fehlerfrei nach Maßgabe ei ner Änderung im elektrischen Strom versetzt wird, der der Spule 420 geliefert wird.

Fig. 12 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel des erfindungs gemäßen Kompressors. Dieser Kompressor verwendet ein Steuer ventil 400 mit einem Aufbau, der ähnlich dem Aufbau des Steuerventils ist, das in Fig. 11 dargestellt ist. Der in Fig. 12 dargestellte Kompressor ist so aufgebaut, daß die Kom pressorverdrängung durch eine Kombination einer Steuerung des Kippwinkels der Taumelscheibe 10 und der Änderung der Lage des Mittelpunktes der Taumelscheibe 10 gesteuert wird, wie es bei dem in Fig. 1 dargestellten Kompressor der Fall ist. Bei dem in Fig. 12 dargestellten Kompressor verläuft jedoch die Welle 1 a durch die Taumelscheibe 10 hindurch und ist die Wel le 1 a an beiden Enden gelagert. Darüber hinaus sind im Gehäuse 401 des Steuerventils 400 nur der Signaldruckkanal 98 und der Niederdruckeinlaßkanal 97 ausgebildet. Der Hochdruckein laßkanal 96 a und eine Öfnung 99 a sind im hinteren Gehäuse 13 a ausgebildet, was im Gegensatz zu dem Kompressor von Fig. 1 steht, bei dem der Hochdruckeinlaßkanal und die Öffnung im hinteren Gehäuse 13 ausgebildet waren. Das in Fig. 12 darge stellte Ausführungsbeispiel weist weiterhin eine Rückstellfe der 900 auf, die dann arbeitet, wenn der Hub der Rolle 30 ei nen gegebenen Wert von beispielsweise 7 mm überschritten hat. Die Wirkung der Rückstellfeder 900 wird später beschrieben. Das Steuerventil 400, das bei dem in Fig. 12 dargestellten Kom pressor benutzt wird, arbeitet im wesentlichen in derselben Weise wie das Steuerventil, das im Vorhergehenden anhand von Fig. 9 beschrieben wurde. Obwohl das Steuerventil 400 im we sentlichen den Hochdruckeinlaßkanal benötigt, ist es nicht im mer notwendig, daß dieser Kanal im Gehäuse des Steuerventils ausgebildet ist.

Fig. 13 zeigt eine weitere Anwandlungsform, bei der die magne tische Kraft, die von der Spule 420 erzeugt wird, wenn diese erregt wird, in dieselbe Richtung wie die Kraft wirkt, die von der Vorspannfeder 417 erzeugt wird, was im Gegensatz zu den beschriebenen Ausführungsbeispielen steht, bei denen die von der Spule 420 erzeugte Kraft so wirkt, daß die Wirkung der Vorspannfeder 417 herabgesetzt wird. Bei der in Fig. 13 darge stellten Ausbildung steht die Vorspannfeder 417 an ihrem ei nen Ende mit der Rolle 415 b in Eingriff, während das andere Ende der Vorspannfeder 417 durch einen Federhalter 440 festge halten ist.

Der Federhalter 440 ist gleitend verschiebbar in einem Sole noidgehäuse 414 a gehalten, so daß er durch die elektromagne tische Kraft bewegt wird, die durch die Spule 420 erzeugt wird. Der Federhalter 440 wird daher in Fig. 13 nach links bewegt, wenn die Spule 420 erregt wird, was zur Folge hat, daß der eingestellte Druck der Vorspannfeder 417 zunimmt.

Fig. 14 zeigt die Arbeitscharakteristik des in Fig. 13 darge stellten Ausführungsbeispiels im Vergleich mit der Arbeits charakteristik der vorhergehenden Ausführungsbeispiele. Die ausgezogene Kurve in Fig. 14 zeigt insbesondere die Charakte ristik des in Fig. 13 dargestellten Ausführungsbeispiels, während die in unterbrochenen Linien dargestellte Kurve b die Charakteristik der anderen Ausführungsbeispiele darstellt. Die gestrichelte Linie c zeigt den Soll-Wert der Vorspan nungsfeder 417, der dann erhalten wird, wenn die Spule 420 fehlt.

Bei den oben beschriebenen Ausführungsbeispielen wurde die elektromagnetische Kraft, die von der Spule erzeugt wird, dazu benutzt, die Wirkung der Vorspannfeder 417 zu unter stützen oder zu beeinträchtigen. Die Ausbildung kann jedoch auch so abgewandelt werden, daß eine Rolle 415 c direkt durch die elektromagnetische Kraft der Spule 420 betätigt wird, wie es in Fig. 15 dargestellt ist. Bei diesem Ausführungs beispiel ist die Rolle 415 c in der zentralen Bohrung der Spu le 420 aufgenommen und wird die Rolle 415 c nach rechts und nach links in der Zeichnung nach Maßgabe der Stärke des elek trischen Stromes bewegt, mit dem die Spule 420 versorgt wird.

Es sind eine Reihe von Versuchen durchgeführt worden, bei denen in einigen Fällen festgestellt wurde, daß die beschrie benen Ausführungsbeispiele des Taumelscheibenkompressors mit variabler Verdrängung die Lage der Rolle 30 nicht richtig steuern.

Wenn der Gegendruck, der auf die Rolle 30 wirkt, zunimmt, wird die Rolle linear nach Maßgabe der Zunahme des Gegendruckes versetzt, bis der Gegendruck einen bestimmten Pegel F₂ er reicht, wie es durch eine ausgezogene Linie X-Y in Fig. 17 dar gestellt ist, in der auf der Ordinate die Versetzung der Rolle 30 aufgetragen ist, die dem Maße an Änderung des Kipp winkels der Taumelscheibe 10 und somit der Läge des Hubs der hin- und hergehenden Bewegung der Kolben 7 entspricht.

Es hat sich herausgestellt, daß dann, wenn der auf die Rolle 30 wirkende Gegendruck über den bestimmten Wert F₂ hinaus an steigt, die Rolle 30 unmittelbar zum Hubende versetzt wird, anstatt linear bewegt zu werden, wie es durch eine ausgezo gene Kurve YZ dargestellt ist. Die Rolle 30 wird nämlich am Hubende, d. h. in er vollständig versetzten Lage immer dann gehalten, wenn der auf die Rolle 30 wirkende Gegendruck den vorbestimmten Wert F₂ überschreitet.

Im Verlauf der Abnahme des Gegendruckes, der auf die Spule 30 wirkt, wird umgekehrt die Spule 30 in der vollständig ver setzten Lage gehalten, selbst wenn der Gegendruck vom maxima len Wert F₃ auf den bestimmten Wert F₂ und weiter auf einen kleineren Wert F₁ verringert ist, wie es durch eine unterbro chene Kurve ZK dargestellt ist. Wenn der Gegendruck an der Spule 30 unter den bestimmten Wert F₁ fällt, dann wird die Rolle 30 um eine bestimmte Strecke auf einmal bewegt, wie es durch eine unterbrochene Linie KL dargestellt ist.

Es hat sich herausgestellt, daß das oben beschriebene, nicht lineare Verhalten der Rolle 30 der Tatsache zuzuschreiben ist, daß die Neigung besteht, daß sie in Fig. 18 dargestellte spe zielle Beziehung zwischen der Hubposition der Rolle 30 und der axialen Kraft besteht, die durch die Welle 1 auf die Rol le 30 ausübt wird . In Fig. 18 gibt der Punkt O einen Zustand wieder, in dem der Hub der Rolle 30, der Kippwinkel der Tau melscheibe 10 und der Hub der Kolben 7 minimal sind. Wenn der Hub der Rolle 30 von diesem Zustand aus zunimmt, nimmt der Hub der Kolben 7 entsprechend zu, so daß die Schubkraft, die zum Versetzen der Rolle 30 verfügbar ist, so ansteigt, wie es durch eine ausgezogene Kurve OP dargestellt ist. Versuche haben jedoch gezeigt, daß eine weitere Zunahme im Hub der Rolle 30 die Kraft herabsetzt, die zum Versetzen der Rolle 30 benötigt wird, wie es durch eine ausgezogene Kurve PQ darge stellt ist. Der durch die ausgezogene Kurve PQ dargestellte Zustand entspricht einem Bereich, in dem der Hub der Kolben 7 auf seinen maximalen Wert gesteuert ist und in dem die Ver drängung des Kompressors vom maximalen Wert aus etwas ver ringert ist.

Wie es in Fig. 18 dargestellt ist, gibt es insbesondere einen Punkt P, der dem maximalen Wert F₂ der Schubkraft entspricht, die zum Versetzen der Rolle 30 benötigt wird, wobei der Rol lenhub, der dieser maximalen Kraft F₂ entspricht, durch P₂ wiedergegeben ist. Dieser Wert P₂ des Rollenhubs entspricht dem Punkt Y in Fig. 17. Wenn in der oben beschriebenen Weise die Schubkraft über die vorbestimmte Kraft F₂ zunimmt, dann wird die Rolle 30 sofort in die volle Hubstellung vorbewegt, die den Punkten Z und Q in Fig. 17 und 18 entspricht. Dieser Zustand wird beibehalten, bis der auf die Rolle 30 wirkende Gegendruck auf einen Wert unter der Schubkraft F₁ verringert ist, die notwendig ist, um die Rolle 30 an der vollen Hubstel lung zu halten. Wenn der auf die Rolle 30 wirkende Gegendruck unter die Schubkraft F₁ abgenommen hat, wird die Rolle 30 da zu gebracht, sich sofort zum Punkt Q zu einem Punkt R in Fig. 18 zu bewegen. Der Hub der Rolle 30, der diesem Punkt R entspricht, ist in Fig. 18 durch P₁ und in Fig. 17 durch den Punkt L wiedergegeben.

Die in Fig. 18 dargestellte Charakteristik ist der Tatsache zuzuschreiben, daß bei dem erfindungsgemäßen Taumelscheiben kompressor das Totvolumen nur in den ersten Arbeitskammern 50 erzeugt wird, wenn die Versetzung der Rolle 30 klein ist, wie es sich aus der folgenden Beschreibung anhand von Fig. 19 ergeben wird.

Fig. 19 zeigt die Beziehung zwischen dem Hub der Kolben 7 und dem Druck in der ersten Arbeitskammer 50, d. h. die Beziehung zwischen dem Innenvolumen und dem Druck in jeder Arbeitskam mer 50. In dem durch eine ausgezogene Linie A in Fig. 19 darge stellten Zustand können die Kolben 7 den vollen Hub ausfüh ren, d. h. ist der Hub der Kolben 7 am größten, so daß der Kompressor mit der größten Verdrängung arbeitet. Eine strich punktierte Linie B in Fig. 19 zeigt den Zustand, in dem der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 etwas bei entsprechend redu zierter Hublänge der Kolben 7 verringert ist. Der Zustand, der durch die strichpunktierte Linie B wiedergegeben ist, erlaubt somit eine Erzeugung eines gewissen Totvolumens zwischen den Kolben 7 und der Seitenplatte 8. Die in gestrichelten Linien dargestellte Kurve C in Fig. 19 zeigt einen Zustand, in dem der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 weiter verringert ist, um eine entsprechende Abnahme im Totvolumen zu bewirken. Die strichpunktierten Linie D in Fig. 19 zeigt schließlich den Zu stand, in dem der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 und somit die Hublänge der Kolben 7 am kleinsten sind, um dadurch das Totvolumen zu maximieren.

Im folgenden wird zunächst der Zustand beschrieben, der durch eine ausgezogene Kurve A dargestellt ist und in dem die Kolben 7 den vollen Hub bis zur maximalen Hublänge der Kolben 7 aus führen können. Wenn ein Kolben 7 von der vollständig zurück gezogenen Lage a vorbewegt wird, dann nimmt das Volumen der Arbeitskammer 50 fortschreitend ab, während der Druck in der Arbeitskammer 50 ansteigt, wie es durch die Kurve a b c in Fig. 19 dargestellt ist. Wenn der Innendruck der Arbeitskammer 50 einen bestimmten Druck Pd erreicht hat, wird das Auslaß ventil 24 geöffnet, so daß der Innendruck der Arbeitskammer 50 nicht mehr ansteigt, wie es durch die Kurve c-d-e dargestellt ist. Die Kolben 7 werden dann zur maximalen Hubstellung e be wegt und beginnen dann mit der Rückbewegung. Während der Rück bewegung der Kolben 7 wird die Saugöffnung 25 geöffnet, so daß der Druck in der Arbeitskammer 50 sofort auf den Pegel des An saugdruckes Ps abfällt, wie es bei f dargestellt ist, worauf hin die Kolben 7 in die vollständig zurückgezogene Stellung a zurückkehren. Wenn somit die Kolbenhublänge maximal ist, dann ändert sich der Druck in der Arbeitskammer 50 zyklisch entlang der Schleife, die durch die Punkte a, c, e, f und a gebildet wird.

Wenn der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 etwas verringert wird, um die Erzeugung eines Totvolumens am Ende des Kolbens 7 zu ermöglichen, dann bleibt eine bestimmte Menge an Kältemittel in der Arbeitskammer 50. Wenn daher der Kolben 7 von der voll ständig vorgeschobenen Stellung zurückbewegt wird, dann dehnt sich das in der Arbeitskammer 50 enthaltene Kältemittel aus, wie es durch die strichpunktierte Linie d-g dargestellt ist, so daß der Innendruck der Arbeitskammer über dem Ansaugdruck Ps gehalten wird.

Wenn der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 weiter herabgesetzt wird, nimmt die Länge des Hubs der Kolben entsprechend ab, so daß ein großes Totvolumen in der Arbeitskammer 50 erzeugt werden kann, bis ein Zustand erreicht wird, in dem das Auslaßven til 24 nicht mehr geöffnet werden kann, selbst wenn der Kol ben 7 vollständig ausgedehnt wird. Der Druck, der in der Ar beitskammer 50 erzeugt wird, überschreitet nämlich nicht den Auslaßdruck Pd, selbst wenn der Kolben 7 vollständig zum obe ren Totpunkt bewegt ist. Dieser Zustand ist durch die unter brochene Linie C in Fig. 19 dargestellt. Der Druck und das Volumen ändern sich somit entlang einer Schleife a-b-c-b-a in Fig. 19. Wenn der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 weiter herabgesetzt wird, um eine weitere Abnahme im Hub des Kolbens 7 zu bewirken, dann wird ein Zustand erhalten, der durch ei ne strichpunktierte Linie D in Fig. 19 dargestellt ist und in dem in der Arbeitskammer kein Ansaugen und Abgeben mehr er folgt. Das Volumen und der Druck in der Arbeitskammer 50 än dern sich somit relativ zueinander entlang der Kurve a-b-a.

Aus dem Vorhergehenden ergibt sich, daß die Höhe des Druckes, der in jeder Arbeitskammer 50 während der Hin- und Herbewegung der Kolben 7 aufgebaut werden kann, aufgrund der Erzeugung eines Totvolumens in der Arbeitskammer 50 variiert.

Fig. 20 zeigt in einer graphischen Darstellung die Beziehung zwischen dem Druck in jeder Arbeitskammer 50 und dem Zyklus der Hin- und Herbewegung eines zugehörigen Kolbens 7. In Fig. 20 zeigt eine ausgezogene Kurve A einen Zustand, der der ausgezogenen Kurve A in Fig. 19 entspricht. In diesem Zustand wird kein Totvolumen am Ende des Kolbens 7 gebildet, so daß der Druck in der Arbeitskammer 50 auf den Wert des Ansaug druckes Ps unmittelbar nach Beginn der Rückbewegung des Kol bens 7 herabgesetzt wird. Eine strichpunktierte Linie B in Fig. 20 gibt einen Zustand wieder, der dem Zustand entspricht, der durch die strichpunktierte Kurve B in Fig. 19 dargestellt ist. In diesem Zustand wird ein gegebenes Totvolumen in der Arbeitskammer 50 erzeugt, so daß ein Restdruck aufgrund des Vorliegens des Totvolumens in der Arbeitskammer 50 herrscht. Der Druck in der Arbeitskammer 50 sinkt nämlich nicht auf die Höhe des Ansaugdruckes unmittelbar nach Beginn der Rückbe wegung des Kolbens 7 ab, vielmehr sinkt der Druck fortschrei tend von der Höhe des Auslaßdruckes auf die Höhe des Ansaug druckes Ps ab. Eine unterbrochene Kurve C in Fig. 20 zeigt einen Zustand, der dem Zustand entspricht, der durch die un terbrochene Kurve C in Fig. 19 dargestellt ist. In diesem Zu stand ist der Totraum auf einen größeren Wert angewachsen, so daß der Innendruck der Arbeitskammer 50 sich lediglich ent lang einer Kurve ändert, die einer Sinuskurve ähnlich ist, ohne auf einen Wert unter dem Ansaugdruck Ps abzusinken.

Eine strichpunktierte Kurve D in Fig. 20 zeigt einen Zustand, der dem Zustand entspricht, der durch die strichpunktierte Kurve D in Fig. 19 dargestellt ist. In diesem Fall ändert sich der Druck im wesentlichen entlang einer Sinuskurve, wie es im Fall des Zustandes der unterbrochenen Kurve C der Fall ist. Bei dem durch die strichpunktierte Kurve D in Fig. 20 darge stellten Zustand nimmt darüber hinaus die Amplitude der In nendruckänderung ab, der maximale Druck, der in der Arbeits kammer 50 erreicht wird, nimmt ab.

In Fig. 18 entspricht der Bereich zwischen den Punkten P und Q einem Übergangszustand, in dem die Beziehung zwischen dem Druck und dem Volumen im Zyklus sich von dem Zustand, der durch eine ausgezogene Kurve A dargestellt ist, in den Zu stand der unterbrochenen Linie C in Fig. 19 ändert. Aus Fig. 20 ist ersichtlich, daß in diesem Bereich eine Kraft am Kol ben in der ersten Arbeitskammer 50, um den Kolben 7 in Fig. 1 nach rechts zu drücken, aufgrund des Vorliegens des Rest druckes in der Arbeitskammer 50 liegt. Diese nach rechts drückende Kraft, die am Kolben 7 in der ersten Arbeitskammer 50 liegt, bewirkt, eine Zunahme des Kippwinkels der Taumel scheibe 10. Der Restdruck in der Arbeitskammer 50 bewirkt näm lich, daß der Kippwinkel der Taumelscheibe 10 zunimmt, so daß die Hublänge der Hin- und Herbewegung des Kolbens 7 erhöht wird. Das Verhalten des Kompressors in diesem Übergangsinter vall wird in dem Bereich beobachtet, der durch eine ausgezo gene Kurve PQ in Fig. 18 dargestellt ist. In diesem Bereich nimmt der Restdruck in der Arbeitskammer 50 mit steigendem Restdruck in der Arbeitskammer 60 zu. In diesem Bereich nimmt daher die zum Bewegen der Rolle 30 nach links in Fig. 1 erfor derliche Schubkraft mit einem Anstieg im Totvolumen zu.

Aus dem Obigen ist ersichtlich, daß der Schub, der benötigt wird, um die Rolle 30 axial zu bewegen, durch den Innendruck der ersten Arbeitskammer 30 beeinflußt wird, wenn die Hubla ge aus der P₂ in Fig. 18 entsprechenden Lage auf die Lage des maximalen Hubs geändert wird. Der Schub zum maximalen Verset zen der Rolle 30 nimmt insbesondere fortschreitend ab, wenn sich die Rolle 30 in Fig. 1 nach links bewegt. Das hat zur Fol ge, daß eine nicht lineare Beziehung, wie sie in Fig. 18 dar gestellt ist, zwischen dem Hub der Rolle 30 und dem Schub be steht, der zum Versetzen oder Bewegen der Rolle 30 benötigt wird. Es ist ersichtlich, daß es eine derartige nicht lineare Beziehung unmöglich macht, die Verdrängung des Kompressors nur dadurch genau zu steuern, daß der Innendruck der Steuer druckkammer 200 gesteuert wird. Um die Verdrängung des Kom pressors linear zu steuern, ist es notwendig, daß eine Cha rakteristik erhalten wird, die in Fig. 18 durch eine ge strichelte Kurve Ps dargestellt ist. Die Rückstellfeder 900, die im Obigen in Verbindung mit Fig. 12 beschrieben wurde, dient dazu, eine derartige Charakteristik zu verwirklichen. Die Rückstellfeder 900 dient als Hilfslasteinrichtung, die die Rolle 30 in eine derartige Richtung drückt, daß die Ver drängung des Kompressors verringert wird, um die Nichtlineari tät der Charakteristik zu kompensieren, die in Fig. 18 darge stellt ist.

Die Rückstellfeder 900 ist so ausgelegt, daß sie im Bereich zwischen dem Punkt P₂ (siehe Fig. 18) des Hubes der Rolle, an dem der Schub maximal ist, und dem maximalen Hub der Rolle wirkt. Die Rückstellfeder 900 sollte eine Federkonstante ha ben, die groß genug ist, um die Abnahe des Schubs auf der rechten Seite des Punkte P₂ in Fig. 18 zu kompensieren.

Dabei sei angenommen, daß bei dem in Fig. 12 dargestellten Kompressor der Hub der Rolle 30, der den Kippwinkel der Taumelscheibe 10 am größten macht, gleich 0 mm ist, während der große Rollenhub, der den Kippwinkel der Taumelscheibe am kleinsten macht, gleich 10 mm ist. Wenn sich die Rolle 30 in der Lage des größten Hubes befindet, kann jeder Kolben 7 eine Hin- und Herbewegung über eine Hublänge von 20 mm ausführen. Es sei gleichfalls angenommen, daß der Kompressor eine maximale Verdrängung von 180 cm³ hat. Weiterhin wird angenommen, daß der Ansaugdruck 3 kg/cm² abs. beträgt, während der Abgabedruck zwischen 12 kg/cm² abs. und 18 kg/cm² abs. variiert. In diesem Fall tritt eine Umkehr der Kennkurve in Fig. 18 auf, wenn der Hub der Rolle 30 gleich 7 mm oder größer wird. Bei dem in Fig. 12 dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Rückstellfeder 900 daher derart ausgebildet, daß sie eine Kompression erzeugt, wenn der Hub der Rolle 30 7 mm überschreitet. Die Federkonstante dieser Feder 900 liegt beispielsweise bei 33 kg/mm².

Beim Betrieb eines Kompressors mit einer derartigen Rückstellfeder 900 ändert sich die Kennkurve entlang der Kurve OP in Fig. 18, wenn die Rolle 30 eine Hublage zwischen 0 und 7 mm hat, so daß der Hub der Rolle 30 mit dem Gegendruck ansteigt, der auf die Rolle 30 wirkt. In dem Bereich, in dem der Rollenhub 7 mm überschreitet, kann eine Versetzung der Rolle 30 nach rechts nicht bewirkt werden, es sei denn, daß eine Last an der Rückseite der Rolle liegt, die die Last der Rückstellfeder 900 überwindet. Die Abnahmetendenz des die Rolle antreibenden Schubs kann daher vernachlässigt werden und es kann eine lineare Beziehung zwischen dem Hub der Rolle und dem Schub aufgrund der zusätzlich vorgesehenen Rückstellfeder 900 erhalten werden.

Folglich ist die Nichtlinearität zwischen dem Hub der Rolle 30 und dem Antriebsschub, die dem Vorliegen des Totvolumens in der Arbeitskammer 50 zuzuschreiben ist, durch die Anordnung der Rückstellfeder 90 überwunden, wie es in Fig. 21 dargestellt ist.

Die obige Beschreibung der Arbeitsweise in Verbindung mit den Fig. 18 bis 21 basiert auf der Annahme, daß der Ansaugdruck Ps und der Abgabedruck Pd konstant sind. Wenn ein Kompressor jedoch als Kühlkompressor in der Praxis verwandt wird, treten Änderungen im Ansaugdruck Ps und im Abgabedruck Pd oder im Kompressionsverhältnis nach Maßgabe verschiedene Einflußfaktoren, beispielsweise der Arbeitsverhältnisse, unter denen der Kühlkreislauf arbeiten muß, der Umgebungslufttemperatur um den Kompressor herum, usw., auf.

Der Ansaugdruck Ps und der Abgabedruck Pd liegen im allgemeinen beispielsweise bei etwa 2,5 kg/cm² abs. und bei 16 kg/cm² abs. jeweils, während der Kühlkreislauf mit geringer Last arbeitet. Wenn eine hohe thermische Last am Kühlkreislauf liegt, dann steigen der Ansaugdruck Ps und der Abgabedruck Pd oftmals auf Werte von 4 kg/cm² abs. und 26 kg/cm² abs. jeweils. Die Ansaug- und Abgabedrucke ändern sich somit mit einer Änderung in der thermischen Last, was zur Folge hat, daß sich auch das Kompressionsverhältnis ε ändert. Fig. 22 zeigt den Schub, der für ein axiales Versetzen der Rolle 30 unter der Bedingungen benötigt wird, daß sich der Abgabedruck Pd in verschiedener Weise ändert. Aus dieser Figur ist ersichtlich, daß der zum Versetzen der Rolle benötigte Schub mit steigendem Abgabedruck ansteigt. Insbesondere tritt eine große Änderung im Schub in der Anfangszeit auf, in der die Bildung des Totvolumens gerade begonnen hat, wie es in Fig. 22 dargestellt ist. Das beruht auf der Tatsache, daß der aufgrund des Vorliegens des Totvolumens erzeugte Druck die Rolle 30 über die Kolben 7 und die Taumelscheibe 10 nach hinten drückt. Wenn nämlich der Abgabedruck hoch ist, dann ist der in den Arbeitskammern 50 aufgrund des Vorliegens der Totvolumina herrschende Druck entsprechend hoch, so daß der zum axialen Versetzen der Rolle 30 benötigte Schub gleichfalls entsprechend zunimmt.

Aus Fig. 22 ist ersichtlich, daß kein Einfluß des Abgabedruckes in der Arbeitskammer 50 bleibt, wenn der Totraum einen bestimmten Wert überschritten hat. Wenn folglich die Rolle 30 über eine bestimmte Hublage hinaus versetzt ist, dann ändert sich der für eine weitere Versetzung der Rolle benötigte Schub unabhängig von einer Änderung im Abgabedruck nicht mehr. Das hat zur Folge, daß die in Fig. 7 dargestellte Beziehung zwischen dem Maß an Bewegung der Rolle 30 und der Verdrängung des Kompressors sich nach Maßgabe der Änderungen im Ansaugdruck Ps und im Abgabedruck Pd ändert, wie es in Fig. 22 dargestellt ist. In Fig. 23 zeigt eine ausgezogene Kurve den Sollbetrieb des Kompressors bei einem Kompressionsverhältnis ε von 5. Eine unterbrochene Linie und eine strichpunktierte Linie zeigen jeweils den Betrieb bei leichter und bei hoher Last und Kompressionsverhältnissen ε von 4 und 6 jeweils.

Wie im Fall von Fig. 22 zeigt Fig. 24 die Beziehung zwischen dem Rollenhubverhältnis und der Rollenlast. Insbesondere zeigt Fig. 24, wie sich die Rollenlast in Bezug auf eine Änderung des Kompressionsverhältnisses ändert. In Fig. 24 zeigt die ausgezogene Kurve k einen Zustand, in dem das Kompressionsverhältnis gleich 2 ist, während eine ausgezogene Kurve L einen Zustand wiedergibt, in dem das Kompressionsverhältnis gleich 4 ist. Eine ausgezogene Kurve M zeigt den Zustand, in dem das Kompressionsverhältnis gleich 7 ist.

Die Art der Änderung des Schubs an der Rolle ändert sich somit mit einer Änderung im Kompressionsverhältnis. Wenn eine Feder mit der in Fig. 21 dargestellten Charakteristik somit als Rückstellfeder 900 verwandt wird, kann die Linearität der Rollenlast bezogen auf den Rollenhub in Abhängigkeit vom Kompressionsverhältnis beeinträchtigt sein. Bei der in Fig. 21 dargestellten Charakteristik erzeugt insbesondere die Rückstellfeder 900 eine Schubkraft, wenn das Hubverhältnis gleich C₁ ist. Wenn das Kompressionsverhältnis gleich 2 (Kurve K in Fig. 24) oder gleich 4 (Kurve L in Fig. 24) ist, dann treten die Spitzenpunkte Pk und Pl der Rollenlast in Bereichen auf, in denen das Hubverhältnis vergleichsweise klein ist. In diesen Fällen ist daher eine Abnahme in dem zum Antreiben der Rolle benötigten Schub unvermeidlich, wie es in Fig. 25 dargestellt ist.

Dieser Effekt ist durch einen Teil K₁ einer ausgezogenen Kurve K dargestellt, die das Kompressionsverhältnis wiedergibt. Der Teil K₁ entspricht dem Bereich zwischen dem Hubverhältnis C₂, das dem Spitzenpunkt Pk entspricht, der bei einem Kompressionsverhältnis gleich 2 erhalten wird, und dem Hubverhältnis C₁, bei dem die Rückstellfeder 900 zu wirken beginnt.

Der negative Gradient der Rollenschubbelastung tritt auch dann auf, wenn der Spitzenwert Pm der Rollenschubbelastung an einem Punkt C₄ (siehe Fig. 24) auftritt, der in dem Bereich liegt, in dem das Hubverhältnis über dem Wert C₁ liegt, an dem die Rückstellfeder 900 wirksam wird, wie es dann der Fall ist, wenn das Kompressionsverhältnis beispielsweise gleich 7 ist, wie es durch eine ausgezogene Kurve M in Fig. 24 dargestellt ist. Dieser Zustand ist durch einen Teil M₁ der Kurve M in Fig. 25 gezeigt. Wenn nämlich das Kompressionsverhältnis gleich 7 ist, dann tritt der Spitzenpunkt Pm dort auf, wo das Hubverhältnis größer als C₁ ist. Wenn der negative Gradient der Rollenlast in der durch die Kurve O in Fig. 24 dargestellten Weise größer als der positive Gradient der Charakteristik der Rückstellfeder ist, die in Fig. 21 dargestellt ist, dann tritt ein Unterschied als negativer Gradient der Kurve auf, die in Fig. 25 dargestellt ist.

Es hat sich bestätigt, daß aus den oben beschriebenen Gründen eine einfache Korrelation zwischen dem Hubverhältnis und der Rollenlast alleine durch das Anordnen der Rückstellfeder 900 nicht erhalten werden kann.

Es hat sich gleichfalls herausgestellt, daß einer der kritischen Faktoren für die Erzielung einer einfachen Korrelation zwischen dem Hubverhältnis und der Rollenlast der Gradient der Kurve ist, die die Rollenlast in dem Bereich wiedergibt, in dem das Hubverhältnis über dem Wert liegt, an dem das Maximum oder der Spitzenwert auftritt. Es ließ sich jedoch bestätigen, daß der Gradient der Rollenlastkurve im oben erwähnten Bereich des Hubverhältnisses mit steigendem Hubverhältnis größer wird.

Wie es im obigen beschrieben wurde, gibt die ausgezogene Kurve O in Fig. 24 die Änderung der Rollenbelastung wieder, die dann erhalten wird, wenn das Kompressionsverhältnis gleich 7 ist. Es versteht sich, daß diese Kurve einen größeren Gradienten als die Rollenlastkurve P in Fig. 24 hat, die die Charakteristik wiedergibt, die dann erhalten wird, wenn das Kompressionsverhältnis gleich 6 ist. Es ist gleichfalls ersichtlich, daß beide ausgezogene Kurven O und P größere Gradienten als die Kennkurven der Rollenlast haben, die dann erhalten wird, wenn das Kompressionsverhältnis gleich 5 ist.

Fig. 24 zeigt Beispiele von Gradienten der Kennkurven, die in drei Fällen, nämlich bei Kompressionsverhältnissen von 7, 4 und 2, erhalten werden. Tatsächlich ändert sich das Kompressionsverhältnis jedoch ohne Sprünge. Die Punkte der größten Gradientenwerte wurden für eine Vielzahl von Kompressionsverhältniswerten gemessen und bezüglich der Hubverhältnisse (Abszisse) aufgetragen, an denen derartige maximale Gradienten erhalten wurden, wodurch die ausgezogene Kurve F erhalten wurde, die in Fig. 26 dargestellt ist.

Die Probleme oder Schwierigkeiten, die im obigen beschrieben wurden, können von einem weiteren Ausführungsbeispiel der Erfindung überwunden werden, das eine Hilfslasteinrichtung verwendet, die eine Last an die Rolle so legen kann, daß eine Bewegung der Rolle zm Ende der maximalen Versetzung unterdrückt wird.

Bei diesem Ausführungsbeispiel wird eine Lasteinrichtung mit einer nicht linearen Lastcharakteristik als Hilfslasteinrichtung verwandt. Die Lastcharakteristik der Hilfslasteinrichtung ist nämlich so bestimmt, daß die Hilfslasteinrichtung eine größere Last liefert, wenn die Rolle sich näher an der Position der maximalen Versetzung befindet, als wenn sie näher an der Position der kleinsten Versetzung angeordnet ist.

Diese Hilfslasteinrichtung stellt eine Beziehung zwischen dem Rollenhub und dem zum Beaufschlagen der Rolle benötigten Schub sicher, die sich fortlaufend ändert, ohne von der Erzeugung eines negativen Gradienten in der Kennkurve begleitet zu werden. Dieses Ausführungsbeispiel erlaubt folglich eine fortlaufende Änderung der Verdrängung des Kompressors, indem die an der Rolle liegende Last geändert wird.

Dieses Ausführungsbeispiel, das als eine Weiterentwicklung des in Fig. 12 dargestellten Ausführungsbeispiels angesehen werden kann, verwendet ein Rollenelement 30 und zugehörige Bauteile, die in Fig. 16 in einer Schnittansicht dargestellt sind.

Eine Halteplatte 901 ist am hinteren Ende eines Schiebeteils 40 a angeordnet und eine Federeinrichtung 900 als Hilfslasteinrichtung ist so angeordnet, daß sie zwischen der Halteplatte 901 und dem hinteren Ende der Welle 1 a wirkt. Die Charakteristik der Federeinrichtung 900 ist unter Berücksichtigung der Folgen der Ergebnisse bestimmt, die in Verbindung mit den Fig. 18 bis 26 beschrieben wurden. Die Federeinrichtung 900 hat somit eine derartige nicht lineare Federcharakteristik, daß die Federkonstante K fortschreitend mit steigendem Hubverhältnis zunimmt.

Fig. 16 zeigt einen Zustand, in dem die Rolle 30 vollständig in Fig. 12 nach links versetzt ist, d. h. einen Zustand, in dem die Verdrängung des Kompressors am kleinsten ist.

Wie es in Fig. 16 dargestellt ist, bleibt dann, wenn die Rolle 30 in eine Lage versetzt ist, die der kleinsten Verdrängung des Kompressors entspricht, ein bestimmter Zwischenraum 1 zwischen einem Ende 901 der Federeinrichtung 900 und dem hinteren Ende 911 der Welle 1 a. Wenn daher die Rolle 30 zum Ende der kleinsten Verdrängung bewegt wird, erzeugt die Federeinrichtung 900 keine Kraft, wenn das Maß an Bewegung der Rolle unter einem bestimmten Wert liegt. Wie es wiederum in Fig. 25 dargestellt ist, beginnt die Federlast F fortschreitend zuzunehmen, wenn das Hubverhältnis der Rolle auf über 50% ansteigt. Diese Rollenposition ist diejenige Position, in der das Ende 910 der Eder 900 in einen Kontakt mit dem hinteren Ende 11 der Welle 1 a gebracht ist. Aus Fig. 26 ist ersichtlich, daß die Federlast F bei diesem Ausführungsbeispiel nichtlinear, im wesentlichen konform mit dem Gradienten der Änderung der Kurve K zunimmt, die die Federkonstante wiedergibt.

Die Federeinrichtung 900 hat bei diesem Ausführungsbeispiel eine derartige Charakteristik, daß die Federlast F, die durch diese Einrichtung erzeugt wird, im wesentlichen dem Gradienten der Lastkurve K entspricht, so daß die Rolle 30 immer einer Änderung im Innendruck der Steuerdruckkammer 200 entsprechend bewegt werden kann, und zwar unabhängig vom Kompressionsverhältnis. Das heißt mit anderen Worten, daß der unerwünschte negative Gradient der Rollenlast/Rollenhubkurve, beispielsweise der Kurven M₁ und K₁ in Fig. 25, der dann erhalten wird, wenn eine Rückstellfeder 900 mit linearer Charakteristik verwandt wird, bei diesem Ausführungsbeispiel ausgeschlossen werden kann.

Fig. 27 zeigt die Beziehung zwischen dem Rollenhubverhältnis und der Rollenlast, die bei einem Kompressor beobachtet wird, der eine Federeinrichtung mit nichtlinearer Charakteristik verwendert, die in Verbindung mit Fig. 16 beschrieben wurde. Aus Fig. 27 ist ersichtlich, daß die Rollenlast, die benötigt wird, um die Rolle zu versetzen, in einfacher Weise mit dem Hubverhältnis ansteigt, und zwar unabhängig vom Kompressionsverhältnis. Dieses Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kompressors ermöglicht es daher, die Rolle 30 in Fig. 12 nach rechts fehlerfrei entsprechend einem Anstieg im Innendruck der Steuerdruckkammer 200 zu versetzen, so daß die Verdrängung des Kompressors genau und bestimmt dadurch gesteuert werden kann, daß der Druck in der Steuerdruckkammer 200 über das Steuerventil erhöht oder herabgesetzt wird.

Im obigen wurde anhand von Fig. 16 lediglich ein bevorzugte Ausführungsbeispiel beschrieben, das in verschiedener Weise abgewandelt werden kann.

Obwohl beispielsweise die Feder 900, die als Hilfslasteinrichtung dient, ein einziges Federelement mit einer nicht linearen Federchara 05717 00070 552 001000280000000200012000285910560600040 0002003902156 00004 05598kteristik ist, kann die nichtlineare Federcharakteristik der Federeinrichtung 900 auch durch zwei Federn 905 und 906 verwirklicht werden, die in Reihe angeordnet sind und verschiedene Federcharakteristiken haben. Eine derartige Abwandlungsform ist in Fig. 28 dargestellt. Die erste Feder 905 ist an ihrem einen Ende durch das hintere Ende 911 der Welle 1 b gehalten, während ihr anderes Ende durch einen Federhalter 914 gehalten ist, der im Gleitteil 40 angeordnet ist. Die zweite Feder 906 ist mit ihrem einen Ende durch den Federhalter 914 gehalten, während das andere Ende dieser Feder 906 auf die Halteplatte 901 wirkt.

Die Federeinrichtung, die aus zwei Federn 905 und 906 besteht, zeigt eine zusammengesetzte Federkonstante, wie sie in Fig. 29 dargestellt ist. In dieser Figur zeigt eine ausgezogene Kurve H die Federkonstante der ersten Feder 905, während eine ausgezogene Linie I die Federkonstante der zweiten Feder 906 wiedergibt. Die zusammengesetzte Federkonstante aus den Federkonstanten von beiden Federn ist durch eine ausgezogene Linie J in Fig. 29 dargestellt. Eine gestrichelte Kurve G in Fig. 29 zeigt die Federkonstante der nichtlinearen Federeinrichtung, die im obigen in Verbindung mit Fig. 16 beschrieben wurde. Aus Fig. 29 ist ersichtlich , daß eine Federeinrichtung, die aus zwei Federn 905 und 906 besteht, die in Reihe angeordnet sind, eine nichtlineare Charakteristik hat, die ähnlich derjenigen Charakteristik ist, die das in Fig. 16 dargestellten Ausführungsbeispiel hat, so daß eine genaue und stabile Steuerung der Rolle sichergestellt ist.

Die Reihenanordnung von zwei Federn, wie sie in Fig. 28 dargestellt ist, hat den folgenden Vorteil: Die Federn 905 und 906 sind immer in Eingriff mit der Welle 1 b, dem Federhalter 914 und der Halteplatte 901 gehalten, und zwar unabhängig von einer Änderung in der Lage der Rolle 30, so daß diese Federn 905 und 906 daran gehindert sind, sich frei im Gleitteil 40 zu drehen. Bei dem in Fig. 16 dargestellten Ausführungsbeispiel bleibt ein Zwischenraum 1 zwischen der Feder 900 und dem hinteren Ende 911 der Welle, wenn sich die Rolle in dem Bereich befindet, der einer kleinen Verdrängung des Kompressors entspricht. Die Feder 900 neigt daher dazu, sich im Gleitteil 40 zu drehen: Eine derartige Drehung der Feder 900 kann zu einer bedenklichen Änderung in der Position des Federkontaktes führen, was eine leichte Änderung in der Federcharakteristik zur Folge haben kann. Da bei der in Fig. 28 dargestellten Abwandlungsform die Federn 905 und 906 immer mit den jeweiligen Halteelementen in Kontakt gehalten sind, besteht ein Zwischenraum, wie der Zwischenraum 1 bei der in Fig. 16 dargestellten Anordnung, nicht. Die Federn 905 und 906 werden daher wirksam daran gehindert, sich im Gleitteil 40 zu drehen. Bei der in Fig. 28 dargestellten Abwandlungsform kann daher die Federlast genau bestimmt werden, die von den Federn 905 und 906 erzeugt wird.

Fig. 30 zeigte eine Abwandlungsform der in Fig. 28 dargestellten Ausbildung. Bei dieser Abwandlungsform ist keine Haltenut im hinteren Ende 911 der Welle 1 c ausgebildet. Das Ende der ersten Feder 905 a steht daher nur mit der flachen Stirnfläche des hinteren Endes 911 der Welle in Berührung.

Fig. 31 zeigt eine weitere Abwandlungsform, bei der die erste Feder 905 b koaxial zur zweiten Feder 906 b angeordnet ist und teilweise in diese zweite Feder 906 b hineinverläuft. Diese Federn 905 b und 906 b liefern zusammen eine nichtlineare Federcharakteristik, wie es bei der Ausbildung der Fall ist, die in Fig. 28 dargestellt ist.

Es versteht sich weierhin, daß die Federn 905 b und 906 b nicht immer im Gleitteil 40 angeordnet sein müssen. Fig. 32 zeigt beispielsweise eine alternative Ausbildung, bei der die erste Feder 905 c in der Saugkammer 74 angeordnet ist.

Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung sowie eine Taumelscheibe 10, die schwenkbar oder pendelnd von einer Welle 40 gehalten ist, und mit einer Rolle 30 zum Ändern des Kippwinkels der Traumscheibe 10 und gleichfalls der Lage des Mittelpunktes der Taumelscheibe 10, um dadurch die Verdrängung des Kompressors zu variieren. Der Kompressor weist ein Steuerventil 400 auf, das einen einer Steuerdruckkammer 200 hinter der Rolle 30 zu liefernden Steuerdruck zwischen dem Pegel des niedrigen Druckes von der Niederdruckseite des Kompressors und dem Pegel des hohen Druckes von der Hochdruckseite des Kompressors festlegt.

Claims

1. Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung, gekennzeichnet durch einen Zylinderblock (5, 6) mit darin gebildeten Zylinderkammern (64), eine Welle (40), die drehbar durch den Zylinderblock (5, 6) verläuft und vom Zylinderblock (5, 6) drehbar gehalten ist, eine Taumelscheibe (10), die schwenkbar mit der Welle (40) verbunden und zusammen mit der Welle (40) drehbar ist, Kolben (7), die gleitend verschiebbar in den Zylinderkammern (64) aufgenommen sind und sich in den Zylinderkammern (64) auf die Pendelbewegungen der Taumelscheibe (10) ansprechend hin und herbewegen können, Arbeitskammern (50, 60), die zwischen den beiden Enden der Kolben (7) und den benachbarten Wänden der Zylinderkammern (64) begrenzt sind und ein Fluid einsaugen und ausgeben können, eine Halteeinrichtung (405), die koaxial mit der Welle (40) angeordnet ist und schwenkbar die Mitte der Taumelscheibe (10) hält, eine Rolle (30), die bewirkt, daß sich die Halteeinrichtung (405) in axialer Richtung der Welle (40) bewegt, eine Steuerdruckkammer (200), die auf derjenigen Seite der Rolle (30) ausgebildet ist, die der Halteeinrichtung (405) gegenüberliegt, und die die Rolle (30) nach Maßgabe des darin aufgebauten Druckes beaufschlagen kann, und ein Steuerventil (400) zum Steuern des Signaldruckes, der der Steuerdruckkammer (200) geliefert wird, wobei das Steuerventil (400) einen Niederdruckeinlaßkanal (97), der mit dem Niederdruckteil des Kompressors in Verbindung steht, einen Hochdruckeinlaßkanal (96), der mit dem Hochdruckteil des Kompressors in Verbindung steht, einen Signaldruckkanal (98), der mit der Steuerdruckkammer (200) verbunden ist, ein Steuerventilelement (403), das den in den Signaldruckkanal (98) einzuführenden Druck zwischen dem Pegel des niedrigen Druckes vom Niederdruckeinlaßkanal (97) und den Pegel des hohen Druckes vom Hochdruckeinlaßkanal (96) steuern kann, eine Membran (412), die sich nach Maßgabe einer Änderung im Druck auf der Niederdruckseite des Kompressors verformen kann, eine Verbindungseinichtung (413), die die Verformung der Membran (412) auf das Steuerventilelement (403) überträgt, und eine Solenoideinrichtung (420) aufweist, die auf derjenigen Seite der Membran (412) angeordnet ist, die der Verbindungseinrichtung (413) gegenüberliegt, und die auf eine Änderung in einer elektromagnetischen Kraft ansprechend die Verformungskraft ändern kann, die an der Membran (412) liegt.

2. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (400) den Signaldruck zwischen dem Pegel des Ansaugdruckes und dem Pegel des Abgabedruckes des Kompressors umschalten kann, so daß dann, wenn das Steuerventil (400) eine Einführung des Abgabedruckes in die Steuerventilkammer (200) erlaubt, die Rolle (30) die Halteeinrichtung (405) in eine Richtung betätigt, in der der Kippwinkel der Taumelscheibe (10) zunimmt, während dann, wenn das Steuerventil (400) es erlaubt, daß der Ansaugdruck in die Steuerdruckkammer (200) eingeführt wird, die Halteeinrichtung (405) und die Rolle (30) in eine Richtung zum Verringern des Kippwinkels der Taumelscheibe (10) versetzt werden, und wobei in den Arbeitskammern (60), die auf einer Seite der Kolben (7) ausgebildet sind, die Kolben (7) eine Hubbewegung ausführen können, um ein Ansaugen, Komprimieren und Abgeben des Fluids unabhängig von einer Änderung im Kippwinkel der Taumelscheibe (10) zu bewirken, während in den Arbeitskammern (50), die auf der anderen Seite der Kolben (7) ausgebildet sind, Totvolumina nach Maßgabe der Änderungen im Kippwinkel der Taumelscheibe (10) erzeugt werden.

3. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (400) eine Vorspannungsfedereinrichtung (417) aufweist, die die Membran (412) gegen die Verbindungseinrichtung (413) drückt.

4. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventilelement (403) ein Kugelventil ist, das eine Verbindung zwischen dem Niederdruckeinlaßkanal (97) und dem Signaldruckkanal (98) und eine Verbindung zwischen dem Hochdruckeinlaßkanal (96) und dem Signaldruckkanal (98) herstellen und unterbrechen kann.

5. Kompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (400) ein Halteelement (406), das auf derjenigen Seite des Steuerventilelementes (403) vorgesehen ist, die der Verbindungseinrichtung (413) gegenüberliegt, und eine Haltefeder (407) aufweist, die hinter dem Halteelement (406) vorgesehen ist, so daß das Halteelement (406) durch die Haltefeder (407) in einen Kontakt mit dem Steuerventilelement (403) gedrückt wird, und dadurch das Steuerventilelement (403) festgehalten wird.

6. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (400) so aufgebaut ist, daß der Hochdruckeinlaßkanal (96) und der Signaldruckkanal (98) miteinander über eine Öffnung in Verbindung stehen, während das Steuerventilelement (403) so angeordnet ist, daß es wahlweise eine Verbindung des Niederdruckeinlaßkanals (97) und des Signaldruckkanals (98) miteinander erlaubt.

7. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (400) so ausgebildet ist, daß der Niederdruckeinlaßkanal (97) und der Signaldruckkanal (98) immer miteinander in Verbindung stehen, während das Steuerventilelement (403) so angeordnet ist, daß es wahlweise eine Verbindung des Hochdruckeinlaßkanals (96) und des Signaldruckkanals (98) miteinander erlaubt.

8. Kompressor nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Solenoideinrichtung (420) so ausgebildet ist, daß sie dann, wenn sie erregt ist, an die Membran (412) eine Kraft legt, die in dieselbe Richtung wie die Kraft der Vorspannfeder (417) wirkt.

9. Kompressor nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Solenoideinrichtung so ausgebildet ist, daß sie dann, wenn sie erregt ist, eine Kraft an die Membran (412) legt, die in eine Richtung entgegen der Richtung der Kraft der Vorspannfeder (417) wirkt.

10. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Solenoideinrichtung (420) die elektromagnetische Kraft nach Maßgabe eines Signals von einer Steuerung (500) ändern kan.

11. Kompressor nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerung ein elektrisches Signal nach Maßgabe eines Signals erzeugt, das von einer Sensoreinrichtung (501-503) kommt, die die Höhe der thermischen Belastung am Kühlkreislauf wahrnehmen kann.

12. Kompressor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Sensoreinrichtung (501-503) einen Sensor (502), der die Temperatur der Luft am Luftauslaß eines Verdampfers einer Kühlanlage wahrnehmen kann, und einen Sensor (503) aufweist, der die Raumlufttemperatur wahrnimmt.

13. Kompressor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Sensoreinrichtung (501-503) einen Beschleunigungssensor (501) enthält, und daß die Steuerung (500) wahlweise das elektrische Signal der Solenoideinrichtung (420) nach Maßgabe eines Signals vom Beschleunigungssensor (501) liefert.

14. Kompressor nach Anspruch 1 gekennzeichnet durch eine Hilfslasteinrichtung (900) zum Unterdrücken der Bewegung der Rolle (30) in eine Richtung zum Maximieren der Verdrängung des Kompressors, wobei der Unterdrückungseffekt der Hilfslasteinrichtung (900) nichtlinear zunimmt, wenn sich die Rolle (30) der Position zum Maximieren der Verdrängung des Kompressors nähert.

15. Kompressor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Hilfslasteinrichtung (900) eine Federeinrichtung aufweist, die an ihren beiden Enden festgehalten ist und eine nichtlineare Federcharakteristik hat, wobei die Federeinrichtung so angeordnet ist, daß die Kraft zum Unterdrücken der Bewegung der Rolle (30) von einem Ende der Federeinrichtung übertragen wird.

16. Kompressor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Hilfslasteinrichtung (900) mehrere Federelemente (905, 906, 905ab, 906ab) aufweist, die in Reihe angeordnet sind.

17. Taumelscheibenkompressor mit variabler Verdrängung gekennzeichnet durch einen Zylinderblock (5, 6) mit darin gebildeten Zylinderkammern (64), eine Welle (40), die drehbar durch den Zylinderblock (5, 6) verläuft und vom Zylinderblock (5, 6) drehbar gehalten ist, eine Taumelscheibe (10), die schwenkbar mit der Welle (40) verbunden und zusammen mit der Welle (40) drehbar ist, Kolben (7), die gleitend verschiebbar in den Zylinderkammern (64) aufgenommen sind und sich in den Zylinderkammern (64) auf die Pendelbewegungen der Taumelscheibe (10) ansprechend hin- und herbewegen können, Arbeitskammern (50, 60), die zwischen den beiden Enden der Kolben (7) und den benachbarten Wänden der Zylinderkammern (64) begrenzt sind und ein Fluid einsaugen und ausgeben können, eine Steuerdruckkammer (200), eine Steuereinrichtung (500), die auf den Druck in der Steuerdruckkammer (200) anspricht und den Kippwinkel der Taumelscheibe (10) ändert, sowie den Mittelpunkt der Taumelscheibe (10) längs der Achse der Welle (40) verschiebt, so daß der obere Totpunkt eines Endes jedes Kolbens (7) im wesentlichen konstant ist, und ein Steuerventil (400) zum Steuern des Signaldruckes, der der Steuerdruckkammer (200) geliefert wird, wobei das Steuerventil (400) einen ersten Druckeinlaßkanal (97) für einen niedrigen Druck, einen zweiten Druckeinlaßkanal (96) für einen hohen Druck, einen Signaldruckkanal (98), der mit der Steuerdruckkammer (200) verbunden ist, ein Steuerventilelement (403), das so arbeitet, daß es den in den Steuerdruckkanal (98) einzuführenden Druck zwischen einem ersten Druckpegel, der mit dem niedrigen Druck in Beziehung steht, und einem zweiten Druckpegel steuert, der mit dem hohen Druck in Beziehung steht, eine Membran (412), die sich nach Maßgabe einer Änderung im Druck verformen kann, der mit dem niedrigen Druck in Beziehung steht, eine Einrichtung (413) zum Übertragen der Verformung der Membran (412) auf das Steuerventilelement (403) und eine Solenoideinrichtung (420) aufweist, die so arbeitet, daß sie die Verformungskraft ändert, die an der Membran (412) liegt.