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Bei
Verdrängerkompressoren,
welche Ansaug- und Auslassventile einsetzen, gibt es sowohl Ähnlichkeiten
als auch Unterschiede zwischen den zwei Typen von Ventilen. Normalerweise
wären die Ventile
von dem gleichen, allgemeinen Typ. Jedes Ventil wäre normalerweise
geschlossen und würde aufgrund
eines Druckunterschieds über
das Ventil in der Öffnungsrichtung öffnen. Das
Ventil kann aus einem Federmaterial sein und für seine eigene Schließvorspannung
sorgen, oder es können
separate Federn verwendet werden. Da das (die) Ansaugventil(e) in
die Kompressionskammer/den Kompressionszylinder öffnen, haben sie im allgemeinen
keine Ventilabstützungen,
um den Totraum zu minimieren, und somit ist eine Auslenkung des
Ventils physikalisch nicht begrenzt. Auslassventile haben normalerweise
eine Art von Ventilabstützung,
um so eine übermäßige Bewegung/Verbiegung
des Auslassventils zu vermeiden. Die Effekte des Totraums, einer
Leckage, etc. ignorierend wird eine gleiche Gasmenge in die Kompressionskammer
eingezogen und daraus ausgestoßen.
Der Ansaughub findet jedoch nominal über einen halben Zyklus statt,
wohingegen die Kompression und der Ausstoßhub zusammen nominal einen
halben Zyklus ausmachen. Im Fall des Ansaughubs öffnet das Ansaugventil, sobald
die Druckdifferenz über
das Ansaugventil bewirken kann, dass es sich abhebt. Typischerweise
ist der Druckunterschied, der benötigt wird, um das Ansaugventil
zu öffnen,
in der Größenordnung
von 15 bis 35% des nominalen Ansaugdrucks. Im Fall des Kompressionshubs
dauert die Kompression mit der begleitenden Volumenreduzierung/Dichtesteigerung
des komprimierten Gases an, bis der Druck des komprimierten Gases
ausreicht, den kombinierten Systemdruck, welcher auf das Auslassventil
wirkt, zusammen mit der Federvorspannung des Ventilelements und/oder separater
Federn zu überwinden.
Typischerweise ist der Druckunterschied, der benötigt wird, um das Auslassventil
zu öffnen,
in der Größenordnung
von 20 bis 40% des nominalen Ausstoßdrucks. Dementsprechend ist
die Massenströmungsrate
während
des Ausstoßhubs
viel größer.
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Von
der Auslegung her haben Ansaugventile eine viel geringere Schließvorspannung
als Auslassventile. Die geringe Schließvorspannung ist wesentlich
wegen der Tatsache, dass eine Ventilbetätigung durch die Kraft ausgelöst wird,
welche aus dem Druckunterschied über
das Ventil resultiert. Im Fall von Ansaugventilen tritt ein Öffnen im
allgemeinen bei Drücken
auf, die viel geringer sind als bei Auslassventilen. Daher können nur
geringe Druckunterschiede und somit Öffnungskräfte relativ zu den potentiellen
Druckunterschieden und Öffnungskräften für Auslassventile
erzeugt werden. Selbst eine geringe Steigerung des Druckunterschieds über das
Ansaugventil führt
zu einer großen,
prozentualen Steigerung im Druckunterschied über das Ventil. Im Gegensatz
dazu führt
eine gleiche Steigerung im Druckunterschied über das Auslassventil zu einer
viel geringeren, prozentualen Steigerung im Druckunterschied aufgrund
des wesentlich höheren,
nominellen Arbeitsdrucks.
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Die Öffnungskraft
F auf ein Ventil ist gegeben durch die Gleichung F
= P·Awobei
P der Druckunterschied über
das Ventil und A die Ventilfläche,
auf die P wirkt, ist. Es wird angemerkt, dass die Richtung, in die
der Druckunterschied wirkt, sich während eines gesamten Zyklus ändert, so dass
der Druckunterschied während
eines Teils des Zyklus für
eine Ventilschließvorspannung
sorgt. Wenn A konstant gehalten wird, ist klar, dass eine Änderung
in F proportional zu einer Änderung
in P ist oder, genauer, die prozentuale Änderung in F ist proportional
zu der prozentualen Änderung
in P. Bei einem beispielsweise angenommenen Arbeitszustand, bei
dem der Ansaugdruck 20 psia (137,88 kPa) und der Ausstoßdruck 300
psia (2,068 MPa) ist, wird der Zylinder bei einem typischen Überdruckwert
von 35% auf 405 psia (2,792 MPa) ansteigen, bevor das Auslassventil öffnet. Im
Gegensatz dazu wird bei einem typischen Unterdruckwert von 30% der
Zylinderdruck auf 14 psia (96,5 kPa) sinken, bevor das Ansaugventil öffnet. Wenn
der zum Öffnen
beider Ventile benötigte
Druckunterschied um 10 psia (68,9 kPa) gesteigert wird, steigt der
Ausstoß-Überdruckwert
auf 38% von 35%, während
der Ansaug-Unterdruckwert auf 80% von 30% steigt. Somit können wir
erwarten, dass die Öffnungskraft
auf das Ansaugventil um 167% steigt.
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Insbesondere
aufgrund der Wirkungen des Totraums würde die Druckunterschiedsänderung über das
Ansaugventil nicht sehr schnell steigen, da die Vorrichtung anfänglich aufgrund
des komprimierten Gases aus dem Totraum belastet ist und dann als eine
Vakuumpumpe wirkt, bis das Ansaugventil öffnet. Spezifisch ist das Einströmen von
Gas in den Zylinder typischerweise dazu ausgelegt, während der letzten
95% des kombinierten Expansions- und Ansaughubs aufzutreten. Im
Gegensatz dazu wächst der
Kompressionskammerdruck schnell, wenn der Kompressionshub abgeschlossen
wird, und der Druck kann fortfahren, während des Ausstoßhubs anzusteigen,
wenn der Volumenfluss, welcher den Zylinder verlässt, nicht mit der Reduzierungsrate beim
Kompressionskammervolumen übereinstimmt. Typischerweise
tritt die Ausströmung
von Gas aus dem Zylinder während
der letzten 40% des kombinierten Kompressions- und Ausstoßhubs auf.
Jede wesentliche Änderung
in einer oder mehrerer dieser Beziehungen kann zu Betriebsproblemen
bezogen auf die Ventile führen.
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Ein
weiterer, verkomplizierender Faktor erwächst aus der Tatsache, dass
bei typischen Betriebsbedingungen ein Schmierungsfluid (Öl) alle
internen Oberflächen
eines Kompressors beschichtet, einschließlich der Ansaug- und Auslassventile
und Ventilsitze. Die zugehörigen
Probleme hinsichtlich des Verbesserns der Ausstoßeffizienz bezogen auf die
Auslassventile wurden in US-Patent Nr. 4 580 604 behandelt. Im Falle
eines Auslassventils muss der Zylinderdruck den auf das Auslassventil
wirkenden Systemdruck, die Federvorspannung auf das Ventil und ein
Anhaften des Ventils an dem Sitz überwinden. Dementsprechend
stellt das Anhaften des Auslassventils an dem Sitz einen Überdruck
und somit einen Effizienzverlust dar.
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Ein
typischer, sich hin und her bewegender Kompressor hat eine Ventilplatte
mit einem integralen Ansauganschluss und einem Ansaugventilsitz. Wenn
er in der geschlossenen Position ist, ist der zwischen dem Ansaugventil
und seinem Sitz befindliche Ölfilm
sehr dünn,
in der Größenordnung
von wenigen Molekül durchmessern.
Dies liegt zum Teil an der Tatsache, dass Kompressionskammerdruck
auf das Ansaugventil wirkt und für
eine Schließvorspannung
auf das Ansaugventil sorgt. Bei normalem Betrieb ist die auf das
Ansaugventil ausgeübte Öffnungskraft
durch eine Druckdifferenz über
das Ventil bereitgestellt, welche erzeugt wird, wenn der Kolben sich
während
des Saughubs weg von dem Ventil bewegt. Typischerweise muss die Öffnungskraft
groß genug
sein, um den Widerstand zum Öffnen,
welcher durch die Ventilmasse (Trägheit) und eine Feder oder andere
Vorspannkräfte
bewirkt wird, zu überwinden. Die
Kraft muss auch ausreichend genug sein, um den zwischen dem Ventil
und dem Sitz eingeschlossenen Ölfilm
zu dehnen und abzuscheren. Faktoren, welche die Kraft beeinflussen,
welche nötig
ist, um den Schmierfilm zu dehnen und abzuscheren, schließen ein:
die Viskosität
des Schmierfilms, die Dicke des Ölfilms,
die intermolekularen Anziehungskräfte zwischen den Schmiermittelmolekülen, die
Konstruktionsmaterialien des Ansaugventils und/oder des Ventilsitzes,
und die Rate an ausgasendem Kühlmittel.
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Bei
herkömmlichen
Kühlmittel-Kompressor-Anwendungen,
welche mineralbasierte (MO) oder Alkylbenzen-Schmiermittel (AB)
einsetzen, ist der durch die Schmiermittel bewirkte Öffnungswiderstand
vernachlässigbar,
wie durch den relativ kleinen Druckunterschied angedeutet, der notwendig
ist, um ein Öffnen
des Ventils zu veranlassen. Dies liegt größtenteils an der Tatsache,
dass MO- und AB-Schmiermittel
eine relativ geringe Viskosität,
geringe intermolekulare Kräfte
und gute Lösbarkeit
mit Kühlmitteln über den
gesamten Bereich von Betriebsbedingungen aufweisen.
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Neuere,
ozonfreundliche Kühlmittel-Kompressoranwendungen
verwenden Polyolester-Schmiermittel (POE). Verglichen mit MO- oder AB-Schmiermitteln
können
POE-Schmiermittel extrem hohe Schmiermittelviskosität und schlechte Lösbarkeit
mit HFC-Kühlmitteln
wie R134a, R404A und R507 aufweisen, insbesondere unter geringen Betriebsdrücken und/oder
-temperaturen. Die relativ hohe Viskosität von POEs kann ein wesentliches
Ansteigen der Kraft bewirken, welche notwendig ist, um den zwischen
dem Ventil und dem Sitz eingeschlossenen Ölfilm zu dehnen und abzuscheren.
Außerdem
sind POE-Schmiermittel sehr polare Materialien und haben somit eine
starke, mo lekulare Anziehung auf polare, eisenbasierte Materialien,
welche typischerweise verwendet werden, um Ventile und Ventilsitze
herzustellen. Die wechselseitige Anziehung der Konstruktionsmaterialien
und des POE steigert die zum Trennen des Ventils von dem Ventilsitz
notwendige Kraft weiter.
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Um
die zum Trennen des Ansaugventils von seinem Ventilsitz notwendige
Kraftsteigerung zu erzeugen, muss der Druckunterschied über das
Ventil erhöht
werden mit einer begleitenden Verzögerung in der Ventilöffnungszeit.
Wenn das Ansaugventil schließlich öffnet, tut
es dies mit einer sehr hohen Geschwindigkeit. Diesen Zustand ferner
verschlimmernd ist die Steigerung der Volumenflussrate des in den
Zylinder eintretenden Ansauggases, welche aus der Verzögerung der Öffnung des
Ansaugventils resultiert. Diese Steigerung der Volumenflussrate
des Ansauggases bewirkt eine Steigerung der Geschwindigkeit des
Ansauggases, welche wiederum die auf das Ansaugventil ausgeübte Öffnungskraft
und somit die Geschwindigkeit, mit der das Ventil öffnet, steigert.
Die gesteigerte Öffnungsgeschwindigkeit
des Ansaugventils, welche aus den kombinierten Wirkungen eines höheren Druckunterschieds
an dem Ventil aufgrund des verzögerten Öffnens und
der höheren, volumetrischen
Flussrate, welche auf das Ansaugventil trifft, resultiert, bewirkt,
dass das Ansaugventil sich weiter als beabsichtigt in die Zylinderbohrung verlagert.
Ohne die Unterstützung
einer Ventilabstützung,
wie sie bei einem Auslassventil vorhanden wäre, muss eine Ventilbetriebsbelastung
als Ergebnis der Steigerung der Ventilverlagerung anwachsen. Wenn
die Betriebsbelastung die offenbare Ermüdungsfestigkeit des Ventils überschreitet,
wird dann ein Ventilversagen auftreten.
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Ein
Kompressor mit den Merkmalen des Oberbegriffs von Anspruch 1 ist
in US-A-4 580 605 offenbart.
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Es
ist eine Aufgabe dieser Erfindung, eine Adhäsion des Ansaugventils an dem
Ventilsitz zu reduzieren.
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Es
ist eine weitere Aufgabe dieser Erfindung, die Betriebsbelastung
an einem Ansaugventil zu reduzieren.
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Es
ist eine weitere Aufgabe dieser Erfindung, ein Öffnen eines Ansaugventils zu
vereinfachen. Diese Aufgaben und andere, wie sie hierin im Anschluss ersichtlich
werden, werden durch die vorliegende Erfindung gelöst.
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Die
vorliegende Erfindung reduziert die Druckkraft, welche benötigt wird,
um das Ansaugventil zu öffnen,
durch Unterstützen
einer Dehnung des zwischen dem Ansaugventil und dem Ventilsitz eingeschlossenen Ölfilms.
Auf diese Weise werden nachfolgende Probleme, verbunden mit hoher
Ventilgeschwindigkeit, hoher Volumenflussrate, hoher Ansauggasgeschwindigkeit
und hoher Ventilbelastung, vermieden. In der Tat kann durch Reduzieren
der Kontaktfläche
zwischen dem Ventil und dem Ventilsitz eine vorteilhafte Reduzierung
bei der zum Öffnen des
Ventils benötigten
Druckkraft erreicht werden, zusammen mit einer nachfolgenden Reduzierung
bei der Betriebsbelastung.
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Die
vorliegende Erfindung sieht einen wie in Anspruch 1 beanspruchten
Kompressor vor.
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Experimente
haben gezeigt, dass es kritisch ist, das Verhältnis von Ventilsitzfläche zu Ventilanschlussfläche im Bereich
von 3% bis 33% zu halten, wobei eine physikalische Dimension von
0,003 Inch (0,762 mm) ein unterer Grenzwert ist. Die Ventilsitzfläche wird
als die Fläche
eigentlichen Kontakts plus die Fläche, wo die Elemente so nahe
sind, dass ein Ölfilm
zwischen ihnen existiert, angesehen. Dementsprechend würde ein
Linienkontakt zwischen einem flachen Ventilelement und einem verrundeten
Sitz als eine Fläche
aufweisend angesehen, aufgrund des Vorhandenseins eines Ölfilms angrenzend
an den Linienkontakt. Der Minimalwert ist notwendig, um für eine ausreichende
Abdichtfläche
dazwischen zu sorgen, wodurch eine Kompressionseffizienz durch Verhindern
von Gasleckage entlang dem Ansaugventil während des Kompressionshubs
aufrechterhalten wird. Die untere Grenze des Sitzflächen/Anschlussflächen-Verhältnisses
ist auch notwendig, um eine übermäßige Abnutzung
an dem Ventil/Sitz-Interface zu
verhindern. Eine maximale Kraft pro Einheitsfläche wird auf diese Weise an
dem Ventilsitz für
den für einen
typischen Kompressor erwarteten Bereich von Betriebsbedingungen
begründet.
Die obere Grenze des Sitzbrei ten/Anschlussflächen-Verhältnisses wird benötigt, um
die Kontaktfläche
des Ventil/Sitz-Interface zu begrenzen. Wiederum haben Experimente deutlich
gemacht, dass für
Verhältnisse
oberhalb von 33% die zum Öffnen
des Ventils benötigte
Druckkraft zu einer Ventilgeschwindigkeit und nachfolgend zu einer
Belastung führt,
welche die offenbare Ermüdungsfestigkeit
des Ventilmaterials übersteigen.
Somit kann sich ein Ventilversagen aus Verhältnissen oberhalb des oberen
Grenzwerts für
das Sitzflächen/Anschlussflächen-Verhältnis ergeben.
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Eine
Kantengeometrie sowohl des Innen- als auch des Außendurchmessers
hat einen minimalen Effekt auf die zum Öffnen des Ventils erforderliche Druckkraft.
Anders ausgedrückt,
kommt es kaum darauf an, ob die Kantengeometrie aus einer verrundeten,
abgeschrägten
oder rechteckigen Schulter besteht. Experimente haben jedoch gezeigt,
dass es wünschenswert
ist, entweder eine verrundete oder eine Geometrie mit einer abgeschrägten Kante
sowohl für
den Innen- als auch den Außendurchmesser des
Ventilsitzes vorzusehen. Diese besonderen geometrischen Konfigurationen
neigen dazu, eine größere, effektive
Kontaktfläche
für das
Ventil vorzusehen, wenn es schließt, wodurch die Auftreffkraft
pro Einheitsfläche
reduziert wird und die Abnutzung an dem Ventil/Sitz-Interface reduziert
wird. Daher ist es vorzuziehen, den Übergang von der abdichtenden
(flachen) Oberfläche
durch Einsatz einer Radiuskante oder einer Abschrägung zu
glätten.
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Grundsätzlich ist
der Ventilsitz eines Ansaugventils gestaltet durch Verrunden oder
Abschrägen,
um die Kontaktfläche
und den zugeordneten Ölfilm
zwischen dem Ventil und dem Ventilsitz zu reduzieren. Eine Fluidtasche
wird mit der Kompressionskammer über
eine begrenzte Passage verbunden, so dass komprimiertes Gas nominal
bei Ausstoßdruck bei
Beginn des Ansaughubs in der Fluidtasche ist und für eine Öffnungsvorspannung
auf das Ventil sorgt.
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1 ist eine Schnittansicht
eines Bereichs eines hin und her bewegenden Kompressors, welche Merkmale
der vorliegenden Erfindung veranschaulicht;
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2 ist eine teilweise weggeschnittene
Ansicht, welche entlang dem Schnitt 2-2 aus 1 aufgenommen ist;
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3 ist eine Schnittansicht
eines Bereichs aus 1,
welche die Ansaugventilstruktur zeigt;
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4 ist eine Schnittansicht
einer ersten, modifizierten Ansaugventilstruktur;
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5 ist eine Schnittansicht
einer Ansaugventilstruktur in Übereinstimmung
mit der Erfindung; und
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6 ist eine Axialansicht
der Sitzstruktur aus 5.
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In 1 und 2 kennzeichnet das Bezugszeichen 10 im
allgemeinen einen hin und her bewegenden Kompressor. Wie herkömmlich bekannt,
hat der Kompressor 10 ein Ansaugventil 20 und
ein Auslassventil 50, welche als Blattventile veranschaulicht sind,
sowie einen Kolben 42, welcher sich in einer Bohrung 40-3 befindet.
Das Auslassventil 50 hat eine Abstützung 51, welche die
Bewegung des Ventils 50 begrenzt, und ist normalerweise
dazu ausgelegt, die auf das Ventil 50 aufgebrachte Öffnungskraft über dessen
gesamte Öffnungsbewegung
abzubauen. Im Fall des Ansaugventils 20 wirken dessen Spitzen
mit Ventilanschlägen
zusammen, welche durch Vorsprünge 40-1 in
Ausnehmungen 40-2 in einem Kurbelgehäuse 40 definiert sind.
Die Vorsprünge 40-1 werden
nach einer Öffnungsbewegung
in der Größenordnung
von 0,1 Inch (2,54 mm) kontaktiert, um den Totraum minimieren, mit
einer weiteren Öffnungsbewegung
durch Biegen des Ventils 20 wie in 1 gestrichelt gezeichnet dargestellt.
Spezifisch ausgedrückt
ist eine anfängliche
Bewegung des Ventils 20 diejenige eines frei tragenden
Trägers,
bis die Spitzen 20-1 mit den Vorsprüngen 40-1 zusammenwirken,
und dann ist eine Biegung wie bei einem an beiden Enden gehaltenen
Träger
ausgebildet. Wie in 1 gestrichelt
gezeichnet dargestellt, bewegt sich das Ventil 20 in Bohrung 40-3.
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Wie
oben diskutiert, neigen die POE-Schmiermittel dazu, eine Adhäsion zwischen dem
Ventil 20 und dem in der Ventilplatte 30 ausgebildeten
Ventilsitz 30-1 zu bewirken. Ohne die Adhäsionsreduzierung
der vorliegenden Erfindung würde das
Ventil 20 bei einem höheren
Druckunterschied öffnen
und dazu neigen, auf die Vorsprünge
oder Anschläge 40-1 mit
einer höheren
Geschwindigkeit aufzutreffen, so dass eine Verbiegung in die Bohrung 40-3 vereinfacht
wird, welche, wenn sie mit der auftreffenden Strömung aus der Ansaugpassage 30-2 gekoppelt
wird, eine Verbiegung des Ventils 20 über ihre Formänderungsfestigkeit
hinaus bewirken kann und/oder das Ventil so weit in die Bohrung 40-3 treiben
kann, dass die Spitzen 20-1 von dem Vorsprung oder den
Anschlägen 40-1 abrutschen.
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Sich
nun auf 3 beziehend,
wird angemerkt, dass der Sitz 30-1 derart konfiguriert
ist, dass er in dem nicht-kontakterzeugenden Bereich unterstützt ist.
Wie veranschaulicht, hat der Sitz 30-1 eine sphärische Oberfläche, er
kann aber auch eine kleine, abgeflachte Fläche oder einen trapezoiden
Querschnitt aufweisen. Der Hauptgesichtspunkt ist, die Position
und dadurch die Breite des Ölfilms 60 zu
begrenzen. Genauer muss der Bereich des Sitzes 30-1, welcher
das Ventil 20 berührt
oder in enger Nähe
zu dem Ventil 20 ist, um so einen Ölfilm 60 dazwischen aufrecht
zu erhalten, eine Querschnittsfläche
aufweisen, die 3% bis 33% der durch die Innenkante oder die Grenze
des Ölfilms 60 definierten
Fläche
ist, wobei der Punkt 30-4 zu der Kante einer Ebene korrespondieren
kann. Das Verhältnis
von 3% bis 33% sind die Grenzwerte mit dem Kompromiss zwischen Abnutzung
und Adhäsionskraft,
wobei sich der bevorzugte Bereich bei 13% bis 25% befindet. Wie
ersichtlich sein sollte, wird der Ölfilm um so einfacher unterbrochen,
je kleiner der Ölfilm
ist, mit der Konsequenz des früheren Öffnens in
dem Ansaughub bei einem geringeren Druckunterschied, einem weniger
heftigen Öffnen
und einer langsameren Strömung.
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4 zeigt einen modifizierten
Ventilsitz 130-1, welcher einen größeren Ölfilm hat, da sich der gekrümmte Bereich
des Sitzes 130-1 nur über
90° erstreckt
mit einer Ebene, welche einen Bereich des Sitzes bildet. Wenn das
Verhältnis
der Fläche
des Ölfilms 160 zu
der Fläche,
bei der die Ansaugpassage 130-2 auf den Ölfilm 160 trifft,
Punkt 130-4, innerhalb des Bereichs von 3% bis 33% ist,
arbeitet das Ventil 120 wie oben beschrieben.
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Die
in den 1 bis 4 gezeigten Anordnungen fallen
nicht in den Bereich der Erfindung, sondern sind zu Erklärungszwecken
bestimmter Aspekte der Erfindung eingefügt.
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Bezugnehmend
nun auf die 5 und 6 wird angemerkt, dass der
Ventilsitz in Übereinstimmung mit
der Erfindung in der Form zweier radial beabstandeter, ringförmiger Sitze 230-1a und 230-1b ist.
Eine ringförmige
Kammer 232 ist somit durch die Sitze 230-1a und 230-1b und
das Ventil 220 ausgebildet. Eine begrenzte Kommunikation
zwischen der Kammer 232 und der Bohrung 240-3 ist
während
des Kompressionshubs und des Ausstoßhubs über eine oder mehrere radiale
Passagen 233 möglich.
Die radialen Passagen 233 sind derart bemessen, dass sie durch
den Ölfilm
nicht überbrückt/blockiert
werden, aber die Strömung
an dem Übergang
zwischen dem Ausstoßhub
und dem Ansaughub beschränken,
so dass Fluiddruck in der Kammer 232 auf das Ventil 220 wirkt,
um dazu zu tendieren, es am Beginn des Ansaughubs absetzen zu lassen.