EP4665980A1 - Radialkolbenverdichter - Google Patents

Radialkolbenverdichter

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Publication number
EP4665980A1
EP4665980A1 EP24704138.7A EP24704138A EP4665980A1 EP 4665980 A1 EP4665980 A1 EP 4665980A1 EP 24704138 A EP24704138 A EP 24704138A EP 4665980 A1 EP4665980 A1 EP 4665980A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
radial piston
piston compressor
piston
pistons
radial
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP24704138.7A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Ulf MÜLLER
Tim Müller
Joah Bromberger
Sören Franke
Sebastian Wappler
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ThyssenKrupp AG
Thyssenkrupp Dynamic Components GmbH
Original Assignee
ThyssenKrupp AG
Thyssenkrupp Dynamic Components GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ThyssenKrupp AG, Thyssenkrupp Dynamic Components GmbH filed Critical ThyssenKrupp AG
Publication of EP4665980A1 publication Critical patent/EP4665980A1/de
Pending legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/04—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B27/053—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement with an actuating element at the inner ends of the cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/04—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B27/0404—Details, component parts specially adapted for such pumps
    • F04B27/0409—Pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
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    • F04B27/04—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B27/0404—Details, component parts specially adapted for such pumps
    • F04B27/0442—Supporting and guiding means for the pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/04—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B27/053—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement with an actuating element at the inner ends of the cylinders
    • F04B27/0536—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement with an actuating element at the inner ends of the cylinders with two or more series radial piston-cylinder units
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/12—Casings; Cylinders; Cylinder heads; Fluid connections
    • F04B39/121—Casings

Definitions

  • the present invention relates to a radial piston compressor according to the preamble of claim 1.
  • a radial piston compressor is an element of fluid technology.
  • this compressor in contrast to an axial piston pump, at least one piston-working chamber combination is arranged radially and perpendicular to the drive shaft.
  • the delivery or lifting movement of the piston is usually caused by an eccentric shaft.
  • the radial piston compressor usually comprises several piston-working chamber combinations that extend in a star shape and radially from the drive shaft, in particular the eccentric shaft.
  • a piston-working chamber combination essentially comprises a working chamber, also called a cylinder, and a piston that is moved up and down in the working chamber.
  • the piston has a central geometric piston axis that corresponds to the direction of displacement of the piston.
  • the piston In a radial piston compressor with an eccentric shaft, the piston has a contact surface on its side facing the eccentric shaft, onto which the eccentric disk strikes or rests during rotation of the eccentric shaft.
  • the eccentric shaft has an axis of rotation around which the eccentric shaft is rotated. When the eccentric strikes the contact surface, the piston moves upwards and compresses a medium in the working chamber, thus increasing pressure and force.
  • a compact design is particularly advantageous when using radial piston compressors in motor vehicles.
  • the number of pistons could be increased to 7, for example. With the same delivery volume (as with 6 pistons), the piston diameter can be reduced. As the number of pistons increases, a collision problem occurs at the point of closest contact between adjacent pistons. To ensure that the flow rate is generated as evenly as possible - with minimal pressure pulsations - a piston count of at least five or more pistons is desirable. However, since the radial installation space of the entire radial piston compressor should remain as small as possible, the diameter of the eccentric through which the pistons perform their lifting function must also remain as small as possible. For a state-of-the-art piston with a continuous outer diameter, this restriction with the requirement for a larger piston diameter or an increase in the number of pistons cannot be implemented, since the pistons would then collide with one another in the position close to bottom dead center.
  • each piston comprises a piston base
  • each piston base is equipped with at least one circumferential bevel or two bevels, the bevel or bevels assuming a bevel angle in relation to the longitudinal axis of the piston, the bevel angle being set up in such a way that it enables the greatest possible guide length of the piston within the working space in the area of closest contact with the adjacent piston, an improved radial piston compressor, in particular a compact radial piston compressor, can be provided.
  • the core of the idea is to provide the bevel on the piston base with an "optimal" bevel angle, which leads to a uniformly minimal distance in the area of closest contact between adjacent pistons and thereby enables the greatest possible guide length of the piston(s).
  • the chamfer angle 3607 number of pistons/2.
  • An advantageous solution for the length and angle of the piston base, i.e. an optimal chamfer angle on the piston base, results in "Optimal chamfer angle 3607 number of pistons/2". If an optimal chamfer angle is implemented, the surfaces of the chamfers of adjacent pistons - in the narrowest section - are parallel to each other. This results in reliable piston guidance with a small radial installation space.
  • the longitudinal axes of the pistons lie in one plane.
  • additional edge rounding can be provided at the transition from the piston base chamfer to the piston base.
  • the present invention further relates to a radial piston compressor according to the preamble of claim 6 and/or 7.
  • the selection of a suitable number of pistons depends not only on the desired displacement volume (piston stroke, piston diameter, number of pistons), but also on other component groups with a “multiplicity” of individual components.
  • the housing screw connection is intended to axially clamp the design-related housing parts together so that no coolant is released into the environment under all operating conditions and test requirements. It must therefore fulfil a sealing function.
  • the required contact force through the screw connection must be large enough to withstand the pressure force that the Housing wants to push apart. It makes sense to place the screw connections in the bisector "between" the pistons or cylinders, individually or in pairs.
  • This means that the number of housing screw connections is linked to the number of pistons/cylinders (equal to or a multiple of the number of pistons) and the number of pole pairs. As the name suggests, it is an even-numbered size.
  • the radial piston compressor comprises a number of pistons, the drive device being designed as an electric machine comprising a number of pole pairs, the radial piston compressor comprising at least a two-part housing, the housing components of which are connected by a number of housing screw connections.
  • the radial piston compressor preferably comprises a housing and a housing cover, which are connected to one another by the housing screw connections.
  • the piston-working chamber combinations and the number of poles of the electrical machine are excitation components that influence the acoustic behavior of the radial piston compressor through excitation events such as pressure peaks in the working chamber, changes between the pole pairs, etc.
  • a further object of the present invention is to propose an improved radial piston compressor, in particular to propose a radial piston compressor which is designed to be quieter during operation with the same or similar performance data.
  • this object is achieved by a radial piston compressor with the characterizing features of claim 6 and/or 7.
  • a radial piston compressor with the characterizing features of claim 6 and/or 7.
  • a radial piston compressor can be provided that is designed to be quieter during operation with the same or similar performance data.
  • the radial piston compressor is an electrically driven radial piston compressor.
  • the drive device designed as an electric machine comprises a slot-pole pair combination, in particular permanently excited, separately excited or self-excited electric motors.
  • the piston-working chamber combinations are arranged evenly distributed over the circumference of the radial piston compressor, in particular that evenly distributed pistons of the radial piston compressor are present.
  • the housing screw connections are arranged individually or in pairs in the bisector between the piston axes.
  • the distance between the screws is as equal as possible, in particular the same, as seen on the circumference of the screw hole circle, in order to generate a uniform contact pressure on the surface seal (axially between the housing components).
  • the strength class of the screws (8.8; 10.9; 12.9 or others) can be varied.
  • housing screw connection screw head shape, screw shaft, expansion screws, stud bolts with nuts, etc.
  • type of housing screw connection screw head shape, screw shaft, expansion screws, stud bolts with nuts, etc.
  • the type and material of the magnets of the electric machine can be varied.
  • the type of electrical machine (optionally also asynchronous machine or separately excited synchronous machine)
  • the present invention further relates to a radial piston compressor according to the preamble of claim 19.
  • a further object of the present invention is to propose an improved radial piston compressor, in particular to propose a radial piston compressor which is designed to be quieter during operation with the same or similar performance data.
  • a radial piston compressor with the characterizing features of claim 19.
  • the invention proposes a suitable combination of number of pistons, diameter and stroke of the piston, in which the exciting force component from the pressure curves of the compression processes represents an optimum.
  • certain preferred combinations of number of pistons, diameter of the piston and stroke of the piston should lead to an optimal excitation function on the eccentric at selected operating points.
  • a specific stroke/diameter ratio with the associated number of pistons should be selected, adapted to the compression process.
  • Fig. 1 a radial piston compressor in a side sectional view
  • Fig. la a radial piston compressor in a sectional view
  • Fig. 2 is a schematic representation of a radial piston compressor, showing the pistons with larger diameter and small eccentric and the resulting collision;
  • Fig. 3a to 3e show a schematic representation of a radial piston compressor and details of a radial piston compressor, in particular a chamfer on the piston base;
  • Fig. 4 possible combinations of number of pistons, number of pole pairs of the electric machine and required number/dimension of housing screw connections;
  • Fig. 6 useful combination variants with seven and eight pistons
  • Figure 1 shows a radial piston compressor with piston designs, in particular a compact embodiment of a radial piston compressor, with six pistons 232 for use with the refrigerant CO2.
  • Coupling elements 6 - also called swivel segments - can be provided between the eccentric bearing outer diameter and the piston base.
  • a radial piston compressor essentially comprises a drive device 1 and a compression device 2.
  • the drive device 1 can, for example, be an electric motor.
  • the compression device 2 comprises a drive shaft 21 with an eccentric 22, as well as piston-working chamber combinations 23-23"" arranged radially around the drive shaft.
  • the drive shaft 21 with the eccentric 22 can also be referred to as an eccentric shaft.
  • a piston-working chamber combination 23 essentially comprises a working chamber 231, also called a cylinder, and a piston 232, which is moved up and down in the working chamber 231.
  • the piston 232 has a central geometric piston axis A, which corresponds to the direction of displacement of the piston 232.
  • the piston 232 has a contact surface on its side facing the eccentric shaft, onto which the eccentric disk 22 strikes or rests during rotation of the eccentric shaft.
  • the eccentric shaft has an axis of rotation R, about which the eccentric shaft is rotated. When the eccentric strikes the contact surface, the piston moves upwards and a medium in the working chamber 231 is compressed, thus increasing pressure and force.
  • Fig. 2 schematically shows that a piston collision K can occur if two adjacent pistons are at a lower low point or in the vicinity of the lower low point and no suitable measures are taken against this.
  • the pistons 232 used here have a piston base 2321, i.e. a region of the piston 232 facing the drive shaft 21.
  • the piston base 2321 is equipped with a circumferential chamfer F or two chamfers, in particular a first chamfer Fl and a second chamfer F2, which assume or assume an angle, hereinafter referred to as chamfer angle a, to the longitudinal axis K of the piston.
  • the first chamfer Fl assumes a chamfer angle cti and the second chamfer F2 - in the case of two chamfers - a chamfer angle a 2 to the piston axis A.
  • the result is essentially a conical piston base.
  • the chamfer angle is referred to here as chamfer angle a.
  • the result is essentially two surfaces set at the corresponding angle.
  • the chamfer as such is preferably designed as a flat surface.
  • the chamfer angles ai and a 2 are preferably equal, so that in the following reference is made to a chamfer angle a as a representative.
  • an optimal chamfer angle a is provided on the piston base 2321, which allows the greatest possible guide length L of the piston within the cylinder bore 231 in the region of the closest contact between adjacent pistons 232.
  • the guide length L of the piston 232 is the section or length of the piston 232 with which the piston can be guided in the working space.
  • Optimal chamfer angle a 3607 number of pistons/2.
  • the number of pistons is the number of pistons of the radial piston compressor arranged next to each other in the circumferential direction. If an optimal chamfer angle a is implemented, the surfaces of the chamfers Fl, F2 of adjacent pistons are parallel to each other - in the narrowest section. This results in reliable piston guidance with a small radial installation space.
  • Fig. 3a and 3b show representations with a small chamfer Fl or F2 on the piston base 2321 with the larger guide length
  • Fig. 3c and 3d show the larger chamfer Fl or F2 on the piston base, which is designed so large that no collision occurs, but at the same time reduces the guide length with the same total piston length.
  • a chamfer angle a is shown in relation to the longitudinal axis K of a piston 232.
  • the longitudinal axes of the pistons i.e. their piston axes A, lie in one plane.
  • pistons/cylinders i.e. piston-working chamber combinations
  • pistons/cylinders are evenly distributed over the circumference, i.e. that the angle between adjacent piston axes A is the same for all.
  • additional edge roundings 2322 can be provided at the transition of the piston base chamfer Fl or F2 to the piston base 2321.
  • the size of the respective piston diameter/cylinder bore diameter, number of pistons and/or chamfer length at the piston base can vary.
  • Different chamfer lengths can also be provided on the piston base 2321 on both sides if the piston axis A is offset, in particular if the cylinder bores are offset such that the axes do not intersect or the opposing cylinders are not on the same axis, or if the piston base 2321 has a different chamfer in the section along the eccentric axis than in the cross section.
  • a radial piston compressor comprises a drive device 1 designed as an electric machine with a corresponding number of poles 3, i.e. a number of poles. Two poles are usually combined to form pole pairs.
  • the radial piston compressor also comprises screw connections 4.
  • the screw connections generally comprise a screw 41, a through hole 42 and a corresponding threaded hole 43 into which the screw 41 can be pushed through or screwed.
  • a housing 5 of the radial piston compressor which is made up of at least two parts, is connected to one another via the screw connection 4.
  • the housing preferably comprises a housing cover 51 and a body housing 52, which are connected to one another via the screw connections 4.
  • the housing screw connection 4 is intended to axially clamp the design-related housing parts 51, 52 together so that no coolant is released into the environment under all operating conditions and test requirements. It must therefore fulfill a sealing function.
  • the required contact force through the screw connection 4 must be so great that it counteracts the pressure force that tries to push the housing parts 51, 52 apart. It makes sense to place the screw connections 4 in the bisector "between" the pistons or cylinders, i.e. the piston-working chamber combinations 23, individually or in pairs.
  • the radial piston compressor also has a number of piston-working chamber combinations 23, and accordingly a corresponding number of pistons 232 or working chambers 231. Additionally or alternatively, it can be provided here that the radial piston compressor forms excitation components through the piston-working chamber combinations 23 and the poles 3 of the electric machine, wherein the excitation components are characterized by excitation events, such as pressure peaks in the working chamber 231 and a change between the pole pairs 3, which have an influence on the acoustic behavior of the radial piston compressor.
  • Fig. 4 possible combinations of number of pistons Z, number of pole pairs P of the drive device designed as an electric machine and required number V or dimension M of housing screw connections 4 are shown in a design path.
  • the forces to be withstood by the screw connection are significantly influenced by its inner diameter Di or the resulting pressurized area.
  • the number of pistons Z can be influenced by the required displacement volume HVol and the radial installation space.
  • the number of magnets or pole pairs P varies according to requirements, whereby a larger number of pole pairs P means a lower "ripple" i.e. smaller/less cogging torque but is more expensive.
  • the excitation events per revolution from the different excitation components are different.
  • the radial piston compressor described here is characterized in particular by the following features.
  • the drive device is designed as an electrical machine.
  • the housing screw connections 4 are arranged individually or in pairs in the bisector between the piston axes A.
  • a distance as equal as possible is provided between the screws 41 in order to generate a uniform contact pressure on the surface seal, in particular axially between the housing components 51, 52.
  • screw connections 4 that deviate from the standard, in particular size M7, or thread pitch, are conceivable.
  • housing screw connection 4 in particular screw head shape, screw shaft, expansion screws, stud bolts with nuts, etc., are conceivable.
  • the radial piston compressor outlined here is characterized in particular in that the radial piston compressor has a number of pistons 232, wherein the pistons 232 have a piston diameter D, wherein the pistons have a piston stroke H.
  • a cylinder pressure curve is shown schematically over the cylinder volume, in particular compression phases.
  • the selection of a suitable number of pistons Z depends not only on the desired delivery volume, in particular piston stroke H, piston diameter D, number of pistons Z, but also on its force excitation in interaction over the individual compressor stroke processes.
  • Each stroke movement of a radial piston compressor follows the two-stroke principle, which includes the intake phase, compression phase, discharge phase and expansion phase.
  • Fig. 11 shows a resulting real load from the superposition of the pressure curves of five and six pistons 232 schematically.
  • the optimum way to excite the system would be a superposition of pulses which, due to their length, shape and number of the exciting radial force components, form exactly a constant total force without superimposed amplitude.
  • the number of pistons must therefore be selected so that the compression processes of the individual pistons do not overlap but also do not overlap.
  • the resulting force amplitude is crucial for the excitation of the system. If you use small pistons with lower surface pressure forces for the same compressor displacement, you need a larger number of pistons. This in turn results in smaller resulting force amplitudes.
  • a resulting radial force F is shown schematically at an operating point for different piston numbers (numbers on the curves). Certain combinations of The number of pistons and the stroke/bore ratio lead to an almost complete cancellation of the exciting amplitude at selected operating points due to the shape, length and number.
  • a minimum of the exciting amplitude is shown for a combination of seven pistons, 16 mm piston diameter D and a stroke H of 8 mm. Despite the higher number of pistons, this minimum system excitation is not achieved by the system with 8 pistons.
  • the exciting force component from the pressure curves of the compression processes represents an optimum.
  • certain preferred combinations of the number of pistons Z, the piston diameter and the stroke H of the piston 232 should lead to an optimal excitation function on the eccentric 22 at selected operating points.
  • specific stroke/diameter ratio H/D with corresponding number of pistons Z adapted to the compression process can be selected.

Landscapes

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Radialkolbenverdichter, umfassend eine Antriebseinrichtung (1) und eine Verdichtereinrichtung (2), wobei die Verdichtereinrichtung (2) eine Antriebswelle (21) mit einem Exzenter (22) umfasst, wobei sich mindestens eine, vorzugsweise mehrere, Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen (23-23´´´´´´´) radial von der Antriebswelle (21) erstrecken, wobei jede Kolben-Arbeitsraum-Kombination einen Arbeitsraum (231) und einen in dem Arbeitsraum verschiebbaren Kolben (232) umfasst, wobei der Kolben (232) eine Längsachse (A) umfasst, der sich insbesondere dadurch auszeichnet, dass jeder Kolben (232) einen Kolbenfuß (2321) umfasst, wobei jeder Kolbenfuß (2321) mit einer umlaufenden Fase (F) oder zwei Fasen (F1, F2) ausgestattet ist, wobei die Fase (F) bzw. die Fasen (F1, F2) einen Fasenwinkel (α bzw. α1, α2) in Bezug auf die Längsachse (A) des Kolbens (232) einnehmen, wobei der Fasenwinkel (α bzw. α1, α2) derart eingerichtet ist, dass er im Bereich des engsten Kontaktes zum benachbarten Kolben die größtmögliche Führungslänge (L) des Kolbens (232) innerhalb des Arbeitsraumes (231) ermöglicht, und/oder bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl (V), Polpaarzahl (3) der E-Maschine und Anzahl (V) inkl. der Dimensionen (M) der Verschraubungen (4) ausgewählt werden, bei denen zu erwarten ist, dass sie das akustische Verhalten des Gesamtsystems verbessern, und/oder die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten verschieden sind, und/oder eine geeignete Kombination aus Kolbenanzahl (Z), Durchmesser (D) und Hub (H) der Kolben (232) ausgewählt wird, bei der die anregende Kraftkomponente aus den Druckverläufen der Verdichtungsvorgänge ein Optimum darstellt.

Description

Radialkolbenverdichter
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Radialkolbenverdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Ein Radialkolbenverdichter ist ein Element der Fluidtechnik. Bei diesem Verdichter ist mindestens eine Kolben-Arbeitsraum-Kombination im Gegensatz zu einer Axialkolbenpumpe radial und senkrecht zur Antriebswelle angeordnet. Die Förder- bzw. Hubbewegung des Kolbens wird zumeist durch eine Exzenterwelle hervorgerufen. In der Regel umfasst der Radialkolbenverdichter mehrere Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen, die sich sternförmig und radial von der Antriebswelle, insbesondere Exzenterwelle, erstrecken.
Radialkolbenverdichter finden beispielsweise als Radialkolbenverdichter für Kühlmittel in Klimaanlagen von Kraftfahrzeugen, insbesondere auch in elektrisch angetriebenen Kraftfahrzeugen, Verwendung.
Eine Kolben-Arbeitsraum-Kombination umfasst im Wesentlichen einen Arbeitsraum, auch Zylinder genannt, und einen Kolben, der in dem Arbeitsraum auf und ab bewegt wird. Der Kolben weist eine mittige geometrische Kolbenachse auf, die mit der Verschieberichtung des Kolbens übereinstimmt. Bei einem Radialkolbenverdichter mit einer Exzenterwelle umfasst der Kolben auf seiner der Exzenterwelle zugewandten Seite eine Kontaktfläche, auf welche die Exzenterscheibe während der Drehung der Exzenterwelle auftrifft bzw. anliegt. Die Exzenterwelle weist eine Drehachse auf, um welche die Exzenterwelle gedreht wird. Mit dem Auftreffen des Exzenters auf die Kontaktfläche kommt es zu einer Kolbenaufwärtsbewegung und zur Verdichtung eines in dem Arbeitsraum befindlichen Mediums und somit zu einem Druck- und Kraftanstieg.
Insbesondere im Zusammenhang mit dem Einsatz des Radialkolbenverdichters im Kraftfahrzeug ist eine kompakte Bauweise von Vorteil.
Soll der radiale Bauraum des Radialkolbenverdichters weiter verringert werden, ohne die Förderleistung zu verringern, könnte die Kolbenanzahl beispielsweise auf 7 erhöht werden. Bei gleichem Fördervolumen (wie mit 6 Kolben) kann der Kolbendurchmesser verringert werden. Mit Erhöhung der Anzahl an Kolben kommt es im Punkt des engsten Kontaktes benachbarter Kolben zu einem Kollisionsproblem. Für eine möglichst gleichmäßige Erzeugung des Förderstromes - mit geringen Druckpulsationen - ist eine Kolbenanzahl mit mindestens fünf oder mehr Kolben anzustreben. Da der radiale Bauraum des gesamten Radialkolbenverdichters jedoch möglichst klein bleiben soll, muss der Durchmesser des Exzenters, durch den die Kolben ihre Hubfunktion erfahren, auch möglichst klein bleiben. Für einen Kolben nach dem Stand der Technik, der einen durchgehenden Außendurchmesser aufweist, ist diese Restriktion mit der Forderung nach einem gleichzeitig größeren Kolbendurchmesser oder einer Erhöhung der Kolbenanzahl nicht umsetzbar, da die Kolben dann in der Stellung nahe des unteren Totpunktes miteinander kollidieren würden.
Es sind Lösungen nach dem Stand der Technik bekannt, die der Kolbenkollision in der „kritischen Stellung“ durch eine Fase am Kolbenfuß entgegenwirken. Das Einbringen der Fase verringert jedoch gleichzeitig die Länge der Führung des Kolbens in der Zylinderbohrung. Um die Führungslänge wieder zu vergrößern müsste der Kolben und dementsprechend die Zylinderbohrung vergrößert werden, was wiederum zu einer Vergrößerung des radialen Bauraumes führt.
Hier setzt die vorliegende Erfindung an und macht es sich zur Aufgabe einen verbesserten Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, insbesondere einen Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, der bei gleichen oder ähnlichen Leistungsdaten kompakter ausgestaltet sein kann.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch einen Radialkolbenverdichter mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Dadurch, dass jeder Kolben einen Kolbenfuß umfasst, wobei jeder Kolbenfuß mit mindestens einer umlaufenden Fase oder zwei Fasen ausgestattet ist, wobei die Fase bzw. Fasen einen Fasenwinkel in Bezug auf die Längsachse des Kolbens einnehmen, wobei der Fasenwinkel derart eingerichtet ist, dass er im Bereich des engsten Kontaktes zum benachbarten Kolben die größtmögliche Führungslänge des Kolbens innerhalb des Arbeitsraumes ermöglicht, kann ein verbesserter Radialkolbenverdichter, insbesondere kompakter Radialkolbenverdichter, bereitgestellt werden. Kern der Idee ist, die Fase am Kolbenfuß mit einem „optimalen“ Fasenwinkel zu versehen, welcher im Bereich des engsten Kontaktes benachbarter Kolben zu einem gleichmäßig minimalem Abstand führt und dabei die größtmögliche Führungslänge des/der Kolben ermöglicht.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der vorgeschlagenen Erfindung ergeben sich insbesondere aus den Merkmalen der Unteransprüche. Die Gegenstände bzw. Merkmale der verschiedenen Ansprüche können grundsätzlich beliebig miteinander kombiniert werden. In einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass der Fasenwinkel = 3607Kolbenanzahl/2 entspricht. Eine vorteilhafte Lösung für Länge und Winkel der Kolbenfußfaße also ein optimaler Fasenwinkel am Kolbenfuß ergibt sich entsprechend zu «Optimaler Fasenwinkel = 3607Kolbenanzahl/2». Wird ein optimaler Fasenwinkel umgesetzt, sind die Flächen der Fasen benachbarter Kolben - im engsten Schnitt - parallel zueinander. Es ergibt sich eine sichere Kolbenführung bei gleichzeitig kleinem radialen Bauraum.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Längsachsen der Kolben in einer Ebene liegen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass auf den Umfang gleichverteilte Kolben/Zylinder vorgesehen sind.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass zusätzliche Kantenverrundung am Übergang der Kolbenfußfase zum Kolbenfuß vorgesehen sind.
Die vorliegende Erfindung betrifft ferner einen Radialkolbenverdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 6 und/oder 7.
Im Zusammenhang mit Radialkolbenverdichten sind weitere Nachteile bekannt geworden.
Bei einem elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter ist die Auswahl einer geeigneten Kolbenanzahl nicht nur vom gewünschten Fördervolumen (Kolbenhub, Kolbendurchmesser, Kolbenanzahl) abhängig, sondern auch von weiteren Komponentengruppen mit einer „Vielzahl“ von Einzelkomponenten.
Diese sind durch die Geometrie/Bauart des Elektromotors bestimmt, beispielsweise Anzahl an Spulen/Wicklungen; Anzahl an Polpaaren, Anzahl an Magneten. Beispielsweise acht Polpaare, es sind jedoch immer ein geradzahliges Vielfaches von zwei.
Eine weitere Größe mit einer Vielzahl von Einzelkomponenten ist die Gehäuseverschraubung. Die Gehäuseverschraubung soll die bauartbedingten Gehäuseteile axial miteinander verspannen, sodass unter allen Betriebsbedingungen und Testanforderungen kein Kältemittel an die Umgebung abgegeben wird. Sie muss also eine Dichtfunktion erfüllen. Die erforderliche Anpresskraft durch die Verschraubung muss dabei so groß sein, dass sie der Druckkraft, die die Gehäuse auseinander drücken will, entgegenwirkt. Sinnvollerweise werden die Verschraubungen in der Winkelhalbierenden „zwischen“ den Kolben bzw. Zylindern, einzeln oder paarweise, platziert. Im Beispiel eines Radialkolbenverdichters mit 7 Kolben sind 2x7=14 Schrauben M6xl00 angeordnet, um die Aufgabe zu erfüllen. 7x Schrauben M8 erreichen nicht die erforderliche Anpresskraft, 7x Schrauben MIO erreichen zwar die erforderliche Anpresskraft, erhöhen aber den radialen Bauraum enorm. D.h., die Anzahl an Gehäuseverschraubungen ist gekoppelt an die Anzahl an Kolben/Zylindern (gleich oder ein Vielfaches der Kolbenanzahl), und die Anzahl der Polpaare. Wie der Name schon sagt, handelt es sich um eine geradzahlige Größe.
Es ist also vorgesehen, dass der Radialkolbenverdichter eine Anzahl von Kolben umfasst, wobei die Antriebseinrichtung als elektrische Maschine ausgestaltet ist, umfassend eine Anzahl von Polpaaren, wobei der Radialkolbenverdichter ein mindestens zweiteiliges Gehäuse umfasst, deren Gehäusekomponenten durch eine Anzahl von Gehäuseverschraubungen verbunden sind. Vorzugweise umfasst der Radialkolbenverdichter ein Gehäuse und einen Gehäusedeckel, die mit den Gehäuseverschraubungen miteinander verbunden sind.
Bei den Kolben-Arbeitsraumkombinationen und der Polzahl der elektrischen Maschin, handelt es sich um Anregungskomponenten, die durch Anregungsevents, wie beispielsweise Druckspitzen im Arbeitsraum, Wechsel zwischen den Polpaaren, etc. Einfluss auf das akustische Verhalten des Radialkolbenverdichters haben.
Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung liegt darin, einen verbesserten Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, insbesondere einen Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, der bei gleichen oder ähnlichen Leistungsdaten geräuschärmer während des Betriebes ausgestaltet ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch einen Radialkolbenverdichter mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 6 und/oder 7 gelöst. Dadurch, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl, Polpaarzahl der E-Maschine und Anzahl inkl. der Dimensionen der Gehäuseverschraubungen ausgewählt werden, bei denen zu erwarten ist, dass sie das akustische Verhalten des Gesamtsystems verbessern. Kern der Idee ist hierbei, eine geeignete Kombination aus Kolbenanzahl, Anzahl an Gehäuseverschraubungen sowie Polpaarzahlen zu definieren, die bezüglich der akustischen Auswirkungen bzw. des akustischen Abstrahlverhaltens des gesamten Verdichters günstig sind. Neu ist insbesondere, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl, Polpaarzahl der E-Maschine und Anzahl inkl. der Dimensionen der Gehäuseverschraubungen definiert werden, bei denen zu erwarten ist, dass sie das akustische Verhalten des Gesamtsystems verbessern.
Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten verschieden sind, kann ein Radialkolbenverdichter bereitgestellt werden, der bei gleichen oder ähnlichen Leistungsdaten geräuschärmer während des Betriebes ausgestaltet ist. Mit anderen Worten, sollten, zur Vermeidung von akustischen Auffälligkeiten, die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten (beispielsweise Druckverläufe bei 7 Kolben = 7x pro Umdrehung; Anregung aus elektrischem Antrieb - Polpaarzahl 8= 8x pro Umdrehung) möglichst verschieden sein.
Hierdurch kann eine Verringerung der akustischen Auswirkungen (Schalldruckpegel) des Gesamtsystems und damit zu einem verbesserten akustischen Verhalten im Fahrzeug erreicht werden.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der vorgeschlagenen Erfindung ergeben sich insbesondere aus den Merkmalen der Unteransprüche. Die Gegenstände bzw. Merkmale der verschiedenen Ansprüche können grundsätzlich beliebig miteinander kombiniert werden.
In einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass es sich bei der dem Radialkolbenverdichter um einen elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter handelt.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die als elektrische Maschine ausgestaltete Antriebseinrichtung eine Nut-Polpaar-Kombination umfasst, es sich insbesondere um permantenteregte, fremderregte oder selbsterregte Elektromotoren handelt.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen gleichverteilt über den Umfang des Radialkolbenverdichters angeordnet sind, insbesondere gleichverteilte Kolben des Radialkolbenverdichters vorhanden sind. In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Anordnung der Gehäuseverschraubungen einzeln oder paarweise in der Winkelhalbierenden zwischen den Kolbenachsen vorgesehen sind.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass ein möglichst gleicher, insbesondere gleicher, Abstand, auf den Umfang des Schraubenlochkreises gesehen der Schrauben untereinander, vorgesehen ist, um eine gleichmäßige Anpresskraft auf die Flächendichtung (axial zwischen den Gehäusebauteilen) zu erzeugen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass weitere Kombinationen von Kolbenanzahl, Polpaarzahl und/oder Schraubenanzahl verwendet werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass von der Norm abweichende Verschraubungen (Größe M7, oder Gewindesteigung) verwendet werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Festigkeitsklasse der Schrauben (8.8; 10.9; 12.9 o.a.) variiert werden können.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Art der Gehäuseverschraubung (Schraubenkopfform, Schraubenschaft, Dehnschrauben, Stehbolzen mit Mutter. . .) variiert werden kann.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass Art und Material der Magnete der E-Maschine variiert werden können.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Art der elektrischen Maschine (wahlweiße auch Asynchronmaschine oder fremderregte Synchronmaschine)
Die vorliegende Erfindung betrifft ferner einen Radialkolbenverdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 19.
Im Zusammenhang mit Radialkolbenverdichten sind weitere Nachteile bekannt geworden. Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung liegt darin, einen verbesserten Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, insbesondere einen Radialkolbenverdichter vorzuschlagen, der bei gleichen oder ähnlichen Leistungsdaten geräuschärmer während des Betriebes ausgestaltet ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch einen Radialkolbenverdichter mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 19 gelöst. Es ist erfindungsgemäß vorgesehen, eine geeignete Kombination aus Kolbenanzahl, Durchmesser und Hub des Kolbens vorzuschlagen, bei der die anregende Kraftkomponente aus den Druckverläufen der Verdichtungsvorgänge ein Optimum darstellt. Mit anderen Worten ist vorgesehen, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl, Durchmesser Kolben und Hub des Kolbens in ausgewählten Betriebspunkten zu einer optimalen Anregungsfunktion am Exzenter führen sollen. Es sollte ein spezifisches Hub-/Durchmesserverhältnis mit zugehöriger Kolbenanzahl angepasst auf den Verdichtungsprozess ausgewählt werden.
Hierdurch wird eine Verringerung der akustischen Auswirkungen, insbesondere des Schalldruckpegels, des Gesamtsystems erreicht und damit zu einem verbesserten akustischen Verhalten im Fahrzeug beigetragen. Es ergibt sich insbesondere auch eine höhere Lagerlebensdauer des Exzenterlagers und/oder eine geringere Drehmomentschwankungen des Verdichters und damit bessere Regelbarkeit.
Weitere Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden deutlich anhand der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele unter Bezugnahme auf die beiliegenden Abbildungen. Darin zeigen
Fig. 1 ein Radialkolbenverdichter in einer seitlichen geschnittenen Ansicht;
Fig. la ein Radialkolbenverdichter in einer geschnittenen Ansicht;
Fig. 2 eine schematische Darstellung eines Radialkolbenverdichters, zur Darstellung der Kolben mit größerem Durchmesser und kleinem Exzenter und der hieraus resultierenden Kollision;
Fig. 3a bis 3e eine schematische Darstellung eines Radialkolbenverdichters und Details eines Radialkolbenverdichters, insbesondere Fase am Kolbenfuß;
Fig. 4 mögliche Kombinationen von Kolbenanzahl, Polpaarzahl der E-Maschine und erforderliche Anzahl/Dimension an Gehäuseverschraubungen;
Fig. 5 sinnvolle Kombinationsvarianten mit der Kolbenanzahl „5“;
Fig. 6 sinnvolle Kombinationsvarianten mit sieben und acht Kolben;
Fig. 7 sinnvolle Kombinationsvarianten mit neun Kolben;
Fig. 8 Zylinderdruckverlauf über Zylindervolumen - Verdichtungsphasen,
Fig. 9 Druckverlauf je Kolben;
Fig. 10 überlagerte Kolbendruckverläufe eines Fünf-Kolben Radialkolbenkompressors;
Fig. 11 resultierende Radiallast aus der Überlagerung der Druckverläufe von 5 und 6 Kolben;
Fig. 12 resultierende Radialkraft in einem Betriebspunkt für verschiedene Kolbenzahlen;
Fig.13 Prinzip-Darstellung Exzenterlagerlasten bei verschiedenen Betriebsbedingungen.
Folgende Bezugszeichen werden in den Abbildungen verwendet:
A Kolbenachse
R Drehachse
F Fase
Fl erste Fase
F2 zweite Fase a Fasenwinkel
Antriebswinkel AW
L Führungslänge Z Zylinderanzahl / Kolbenanzahl
V Anzahl an Verschraubungen P Anzahl Polpaare
M Dimension der Verschraubung
D Kolbendurchmesser
H Kolbenhub
K Kolbenkollision
1 Antriebseinrichtung
2 Verdichtungseinrichtung
3 Pol
4 Verschraubung
5 Gehäuse
6 Koppelglied / Schwenksegment
21 Antriebswelle
22 Exzenter
23-23”” Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen
41 Schraube
42 Durchgangsbohrung
43 Gewindebohrung
51 Gehäusedeckel
52 Rumpfgehäuse
231 Arbeitsraum (Zylinderbohrung)
232 Kolben
2321 Kolbenfuß
2322 Kantenverrundung Dabei gelten Merkmale und Details, die im Zusammenhang mit einem Verfahren beschrieben sind selbstverständlich auch im Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Vorrichtung und umgekehrt, sodass bezüglich der Offenbarung zu den einzelnen Erfindungsaspekten stets wechselseitig Bezug genommen wird bzw. werden kann. Außerdem kann ein ggf. beschriebenes erfindungsgemäßes Verfahren mit der erfindungsgemäßen Vorrichtung durchgeführt werden.
Die hierin verwendete Terminologie dient nur zum Zweck des Beschreibens bestimmter Ausführungsformen und soll die Offenbarung nicht beschränken. Wie hierin verwendet, sollen die Singularformen „ein/eine" und „der/die/das" auch die Pluralformen enthalten, sofern der Kontext dies nicht anderweitig klar erkennen lässt. Es wird zudem klar sein, dass die Ausdrücke „weist auf" und/oder „aufweisend", wenn in dieser Beschreibung verwendet, das Vorhandensein der genannten Merkmale, ganzen Zahlen, Schritte, Operationen, Elemente und/oder Bauteile spezifizieren, aber nicht das Vorhandensein oder den Zusatz von einem/einer oder mehreren anderen Merkmalen, ganzen Zahlen, Schritten, Operationen, Elementen, Bauteilen und/oder Gruppen derselben ausschließen. Wie hierin verwendet, enthält der Ausdruck „und/oder" jedes beliebige und alle Kombinationen von einem oder mehreren der assoziierten, aufgelisteten Elemente.
Zunächst wird auf die Fig. 1 und la Bezug genommen.
Figur 1 zeigt einen Radialkolbenverdichter mit Kolbenausführungen, insbesondere eine kompakte Ausführungsform eines Radialkolbenverdichters, mit sechs Kolben 232 für die Anwendung mit dem Kältemittel CO2. Es können Koppelglieder 6 - auch Schwenksegmente genannt - zwischen Exzenterlageraußendurchmesser und Kolbenfuß vorgesehen sein.
Ein Radialkolbenverdichter umfasst im Wesentlichen eine Antriebseinrichtung 1 und eine Verdichtungseinrichtung 2.
Bei der Antriebseinrichtung 1 kann es sich beispielsweise um einen Elektromotor handeln.
Die Verdichtungseinrichtung 2 umfasst eine Antriebswelle 21 mit einem Exzenter 22, sowie radial um die Antriebswelle angeordnete Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen 23-23””. Die Antriebswelle 21 mit dem Exzenter 22 kann auch als Exzenterwelle angesprochen werden. Eine Kolben-Arbeitsraum-Kombination 23 umfasst im Wesentlichen einen Arbeitsraum 231, auch Zylinder genannt, und einen Kolben 232, der in dem Arbeitsraum 231 auf und ab bewegt wird. Der Kolben 232 weist eine mittige geometrische Kolbenachse A auf, die mit der Verschieberichtung des Kolbens 232 übereinstimmt. Bei einem Radialkolbenverdichter mit einer Exzenterwelle 21, 22 umfasst der Kolben 232 auf seiner der Exzenterwelle zugewandten Seite eine Kontaktfläche, auf welche die Exzenterscheibe 22 während der Drehung der Exzenterwelle auftrifft bzw. anliegt. Die Exzenterwelle weist eine Drehachse R auf, um welche die Exzenterwelle gedreht wird. Mit dem Auftreffen des Exzenters auf die Kontaktfläche kommt es zu einer Kolbenaufwärtsbewegung und zur Verdichtung eines in dem Arbeitsraum 231 befindlichen Mediums und somit zu einem Druck- und Kraftanstieg.
Nachfolgend wird insbesondere auf die Fig. 2 Bezug genommen.
In der Fig. 2 ist schematisch dargestellt, dass es zu einer Kolbenkollision K kommen kann, wenn sich zwei benachbarte Kolben in einem unteren Tiefpunkt bzw. in der Nähe des unteren Tiefpunktes befinden und keine geeigneten Maßnahmen hiergegen ergriffen werden.
Nachfolgend wird insbesondere auf die Fig. 3a bis 3e Bezug genommen.
Die hier verwendeten Kolben 232 weisen einen Kolbenfuß 2321, also einen der Antriebswelle 21 zugewandten Bereich des Kolbens 232, auf. Der Kolbenfuß 2321 ist mit einer umlaufenden Fase F oder zwei Fasen, insbesondere einer ersten Fase Fl und einer zweiten Fase F2, ausgestattet, die einen Winkel, nachfolgend als Fasenwinkel a bezeichnet, zur Längsachse K des Kolbens einnimmt bzw. einnehmen. Entsprechend nimmt die erste Fase Fl einen Fasenwinkel cti und die zweite Fase F2 - im Falle zweier Fasen - einen Fasenwinkel a2 zur Kolbenachse A ein.
Im Falle einer umlaufenden Fase ergibt sich im Wesentlichen ein konusförmiger Kolbenfuß. Der Fasenwinkel ist hier entsprechend als Fasenwinkel a bezeichnet. Im Fall der zwei Fasen ergeben sich im Wesentlichen zwei im entsprechenden Winkel angestellte Flächen.
Die Fase als solches ist vorzugsweise als ebene Fläche ausgestaltet. Die Fasenwinkel ai und a2 sind vorzugsweise gleich, so dass nachfolgend stellvertretend auf einen Fasenwinkel a Bezug genommen wird. Erfindungsgemäß ist ein optimaler Fasenwinkel a am Kolbenfuß 2321 vorgesehen, der im Bereich des engsten Kontaktes benachbarter Kolben 232 eine größtmögliche Führungslänge L des Kolbens innerhalb der Zylinderbohrung 231 erlaubt.
Die Führungslänge L des Kolbens 232 ist derjenige Abschnitt bzw. diejenige Länge des Kolbens 232 mit welcher der Kolben in dem Arbeitsraum geführt werden kann.
Die beste Lösung für Länge und Winkel der Kolbenfußfase Fl, F2 also ein optimaler Fasenwinkel a am Kolbenfuß 2321, ergibt sich entsprechend zu «Optimaler Fasenwinkel a = 3607Kolbenanzahl/2». Die Kolbenanzahl ist entsprechend die Anzahl der in Umfangsrichtung nebeneinander angeordneten Kolben des Radialkolbenverdichters. Wird ein optimaler Fasenwinkel a umgesetzt, sind die Flächen der Fasen Fl, F2 benachbarter Kolben - im engsten Schnitt - parallel zueinander. Es ergibt sich eine sichere Kolbenführung bei gleichzeitig kleinem radialen Bauraum.
In den Fig. 3 sind hierzu einige Beispiele ausgeführt, insbesondere Fig. 3a und 3b zeigen Darstellungen mit einer kleinen Fase Fl bzw. F2 am Kolbenfuß 2321 mit der größeren Führungslänge und Fig. 3c und 3d zeigen die größere Fase Fl bzw. F2 am Kolbenfuß, die so groß ausgeführt ist, dass keine Kollision stattfindet, gleichzeitig aber die Führungslänge bei gleicher Gesamtkolbenlänge verringert.
In der Fig. 3e ist ein Fasenwinkel a in Relation zur Längsachse K eines Kolbens 232 dargestellt.
Es ist ferner vorzugsweise vorgesehen, dass die Längsachsen der Kolben, also deren Kolbenachsen A, in einer Ebene liegen.
Es ist ferner vorzugsweise vorgesehen, dass auf den Umfang gleichverteilte Kolben/Zylinder, also Kolben-Arbeitsraumkombinationen vorgesehen sind, d.h. dass der Winkel zwischen benachbarten Kolbenachsen A für alle gleich ist.
Es sind ferner vorzugsweise geringe Bauraumanforderungen vorgesehen, die die Kollisionsgefahr benachbarter Kolben hervorruft.
Es können vorzugsweise zusätzliche Kantenverrundungen 2322 am Übergang der Kolbenfußfase Fl bzw. F2 zum Kolbenfuß 2321 vorgesehen sein. Es können vorzugsweise die Größe der jeweiligen Kolbendurchmesser / Zylinderbohrungsdurchmesser, Kolbenanzahl und/oder Fasenlänge am Kolbenfuß variieren.
Es können auch unterschiedliche Fasenlängen am Kolbenfuß 2321 auf beiden Seiten bei Schränkung der Kolbenachse A vorgesehen sein, insbesondere also bei Versatz der Zylinderbohrungen derart, dass die Achsen sich nicht schneiden bzw. die einander gegenüberliegenden Zylinder nicht auf einer Achse liegen, oder wenn der Kolbenfuß 2321 im Schnitt längs der Exzenterachse eine andere Fase aufweist, als im Querschnitt.
Nachfolgend wird auf die Figuren 4 bis 7 Bezug genommen.
Es kann hinsichtlich der grundsätzlichen Merkmale des Radialkolbenverdichters auf die Fig. 1 und la sowie die diesbezügliche Beschreibung verwiesen werden.
Ein Radialkolbenverdichter umfasst dabei eine als elektrische Maschine ausgestaltete Antriebseinrichtung 1 mit einer entsprechenden Anzahl von Polen 3, sprich einer Polzahl. Jeweils zwei Pole sind üblicherweise zu Polpaaren zusammengefasst. Zudem umfasst der Radialkolbenverdichter Verschraubungen 4. Die Verschraubungen umfassen in der Regel eine Schraube 41, eine Durchgangsbohrung 42 und eine entsprechende Gewindebohrung 43, in welche die Schraube 41 durchgesteckt bzw. eingeschraubt werden kann. Über die Verschraubung 4 wird ein mindestens zweiteiliges Gehäuse 5 des Radialkolbenverdichters miteinander verbunden. Vorzugsweise umfasst das Gehäuse einen Gehäusedeckel 51 und ein Rumpfgehäuse 52, welches über die Verschraubungen 4 miteinander verbunden werden.
Die Gehäuseverschraubung 4 soll die bauartbedingten Gehäuseteile 51, 52 axial miteinander verspannen, sodass unter allen Betriebsbedingungen und Testanforderungen kein Kältemittel an die Umgebung abgegeben wird. Sie muss also eine Dichtfunktion erfüllen. Die erforderliche Anpresskraft durch die Verschraubung 4 muss dabei so groß sein, dass sie der Druckkraft, die die Gehäuseteile 51, 52 auseinander drücken will, entgegenwirkt. Sinnvollerweise werden die Verschraubungen 4 in der Winkelhalbierenden „zwischen“ den Kolben bzw. Zylindern, also den Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen 23, einzeln oder paarweise, platziert.
Auch weist der Radialkolbenverdichter eine Anzahl von Kolben-Arbeitsraumkombinationen 23, dementsprechend eine entsprechende Anzahl von Kolben 232 bzw. Arbeitsräumen 231 auf. Zusätzlich oder alternativ kann hier vorgesehen sein, dass der Radialkolbenverdichter durch die Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen 23 und die Pole 3 der elektrischen Maschine Anregungskomponenten ausbildet, wobei sich die Anregungskomponenten durch Anregungsevents, wie Druckspitzen im Arbeitsraum 231 und einen Wechsel zwischen den Polpaaren 3 auszeichnen, die einen Einfluss auf das akustische Verhalten des Radialkolbenverdichters haben.
Nachfolgend, insbesondere in den Fig. 4 bis 7, werden vorteilhafte Kombinationen von Zylinderanzahl Z, Anzahl P an Polpaaren, Anzahl V und Dimensionen M an Gehäuseverschraubungen aufgeführt und erläutert. Grundsätzlich sind für das Kriterium „Akustik“ Varianten zu bevorzugen, bei denen das „kgV“ möglichst groß ist.
Das kgV ergibt sich als Produkt aus Kolbenanzahl bzw. Zylinderanzahl Z und der Anzahl P der Polpaare der als elektrische Maschine ausgestalteten Antriebseinrichtung, insbesondere bei Primzahlen. Bei 6 Schrauben und 8 Polpaaren ist das kleinste gemeinsame Vielfache (kgV), nicht 6x8=48 sondern 24 (4x6=24 und 3x8=24).
Dem entgegen steht, dass einige dieser Varianten eine große Anzahl von Bauteilen hat (Kolben; Polpaare) und somit seitens der Herstellkosten eher nicht zu bevorzugen sind.
In der Fig. 4 sind mögliche Kombinationen von Kolbenzahl Z, Polpaarzahl P der als elektrischen Maschine ausgestalteten Antriebseinrichtung und erforderliche Anzahl V bzw. Dimension M von Gehäuseverschraubungen 4 in einem Auslegungspfad dargestellt. Mit seinem inneren Durchmesser Di bzw. der resultierenden druckbeaufschlagten Fläche, werden die von der Verschraubung zu ertragenden Kräfte maßgeblich beeinflusst. Die Kolbenanzahl Z kann durch das erforderliche Hubvolumen HVol und den radialen Bauraum beeinflusst sein. Die Anzahl der Magnete bzw. der Polpaare P variiert nach Anforderung, wobei eine größere Polpaarzahl P ein geringeres „Ripple“ also kleinere/ weniger Rastmoment bedeutet jedoch teurer ist.
In der Fig. 5 soll gezeigt werden, dass mit der Polpaarzahl P=8 (Kombination „1“) mit einer geringen Anzahl an Bauteilen eine akzeptables „kgV“ von 40 erreicht werden kann. Mit P=12 Polpaaren (Kombination „2“) liegt das „kgV“ bei 60.
Die Fig. 6 soll zeigen, dass mit sieben Kolben jede der ausgewählten Polpaarzahlen P (8, 10, 12) ein großes „kgV“ erzielt werden kann. Mit acht Kolben ist nur die Kombination von 10 Polpaaren noch akzeptabel. Mit Polpaarzahl P=12 ergibt sich ein „kgV“ von 24, d.h. dass bei jeder 2. Umdrehung des Verdichters eine „zeitgleiche“ Anregung aus dem Kolbentrieb und der elektrischen Maschine erfolgen würde, was eine „schlechte“ Akustik erwarten lässt.
Die Fig. 7 soll zeigen, dass mit neun Kolben und einer Polpaarzahl von P=8 oder 10 ein großes „kgV“ erzielt wird. Diese Kombination bedingt allerdings auch eine hohe Anzahl von Bauteilen für das Gesamtsystem.
Erfindungsgemäß ist hier vorgesehen, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl bzw. Zylinderanzahl Z, Polpaarzahl P der E-Maschine und Anzahl V inkl. der Dimensionen M der Gehäuseverschraubungen ausgewählt werden, bei denen zu erwarten ist, dass sie das akustische Verhalten des Gesamtsystems verbessern.
Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten verschieden sind.
Hierdurch kann ein Radialkolbenverdichter bereitgestellt werden, der bei gleichen oder ähnlichen Leistungsdaten geräuschärmer während des Betriebes ausgestaltet ist. Mit anderen Worten, sollten, zur Vermeidung von akustischen Auffälligkeiten, die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten (beispielsweise Druckverläufe bei sieben Kolben = 7x pro Umdrehung; Anregung aus elektrischem Antrieb - Polpaarzahl 8= 8x pro Umdrehung) möglichst verschieden sein.
Der hier beschriebene Radialkolbenverdichter zeichnet sich insbesondere durch folgende Merkmale aus.
Es handelt sich vorzugsweise um einen elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter, sprich die Antriebseinrichtung ist als elektrische Maschine ausgestaltet.
Es handelt sich vorzugsweise um eine elektrische Maschine mit einer Nut-Polpaar-Kombination wahlweiße permantenteregte, fremderregte oder selbsterregte Elektromotoren.
Es sind vorzugsweise gleichverteilte Kolben bzw. Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen für den Radialkolbenverdichter vorgesehen. Es ist vorzugsweise eine Anordnung der Gehäuseverschraubungen 4 einzeln oder paarweise in der Winkelhalbierenden zwischen den Kolbenachsen A vorgesehen.
Es ist vorzugsweise ein möglichst gleicher Abstand, vorzugsweise gleicher Abstand, auf den Umfang des Schraubenlochkreises gesehen, der Schrauben 41 untereinander vorgesehen, um eine gleichmäßige Anpresskraft auf die Flächendichtung, insbesondere axial zwischen den Gehäusebauteilen 51, 52 zu erzeugen.
Es sind insbesondere Variationen bzw. weitere Kombinationen von Kolbenanzahl Z, Polpaarzahl P und/oder Schraubenanzahl V denkbar.
Es sind insbesondere von der Norm abweichende Verschraubungen 4, insbesondere Größe M7, oder Gewindesteigung, denkbar.
Es sind insbesondere Variationen hinsichtlich der Festigkeitsklasse der Schrauben 41, beispielsweise Festigkeitsklasse 8.8; 10.9; 12.9 o.a., denkbar.
Es sind insbesondere Variationen hinsichtlich der Art der Gehäuseverschraubung 4, insbesondere Schraubenkopfform, Schraubenschaft, Dehnschrauben, Stehbolzen mit Mutter, etc., denkbar.
Es sind Variationen hinsichtlich Art und Material der Magnete der E-Maschine denkbar.
Es sind Variationen hinsichtlich der Art der elektrischen Maschine, insbesondere wahlweiße auch Asynchronmaschine oder fremderregte Synchronmaschine, denkbar.
Nachfolgend wird auf die Fig. 8 bis 13d Bezug genommen.
Es kann hinsichtlich der grundsätzlichen Merkmale des Radialkolbenverdichters auf die Fig. 1 und la sowie die diesbezügliche Beschreibung verwiesen werden.
Der hier skizzierte Radialkolbenverdichter zeichnet sich insbesondere dadurch aus, dass der Radialkolbenverdichter eine Anzahl von Kolben 232 aufweist, wobei die Kolben 232 einen Kolbendurchmesser D aufweisen, wobei die Kolben einen Kolbenhub H aufweisen. In der Fig. 8 ist ein Zylinderdruckverlauf über dem Zylindervolumen, insbesondere Verdichtungsphasen, schematisch dargestellt. Bei einem elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter ist die Auswahl einer geeigneten Kolbenanzahl Z nicht nur vom gewünschten Fördervolumen, insbesondere Kolbenhub H, Kolbendurchmesser D, Kolbenanzahl Z, abhängig, sondern auch von dessen Kraftanregungen im Zusammenspiel über die einzelnen Verdichterhubvorgänge. Jede Hubbewegung eines Radialkolbenverdichters folgt dem Zweitaktprinzip zu der Ansaugphase, Kompressionsphase, Ausstoßphase und Expansionsphase gehören.
In der Fig. 9 ist ein Druckverlauf je Kolben dargestellt. Während der Kompressionsphase, Ausstoßphase und Expansionsphase wirkt eine Druckkraft auf den Kolben, welche über die Zeit oder den Winkel/Antriebswinkel AW oder das Zylindervolumen ZV des Verdichtungsvorgangs als Zylinderdruckverlauf ZD darstellbar ist.
In der Fig. 10 sind überlagerte Kolbendruckverläufe eines 5 Kolben Radialkompressors schematisch dargestellt. Ähnlich der Anregungsfunktion eines Verbrennungsmotors überlagern sich die Zylinderdruckverläufe ZD, was zu einer anregenden Kraftkomponente F auf den Exzenter 22 des Radialkolbenverdichters führt.
In der Fig. 11 ist eine resultierende Reallast aus der Überlagerung der Druckverläufe von fünf und sechs Kolben 232 schematisch dargestellt. Bei einem Zylinder 231 gibt es einen dauerhaften Impuls einmal mal pro Umdrehung. Bei zwei Zylindern erfolgt ein Impuls zweimal pro Umdrehung usw. Optimal für die Anregung des Systems wäre eine Überlagerung von Impulsen welche aufgrund ihrer Länge, Form und der Anzahl die anregenden radialen Kraftkomponenten exakt eine konstante Summenkraft ohne überlagerte Amplitude bilden. Daher ist die Anzahl an Kolben, so zu wählen, dass sich die Verdichtungsvorgänge der einzelnen Kolben nicht überlagern aber auch nicht überschneiden. Da es aber egal bei welcher Kombination je nach Drucklage immer zu einer Überschneidung und zu keiner Überschneidung der Druckverläufe kommen kann, ist die sich daraus ergebende Kraftamplitude entscheidend für die Anregung des Systems. Nimmt man bei gleichem Hubvolumen des Kompressors kleine Kolben mit geringeren Flächendruckkräften, benötigt man eine größere Anzahl an Kolben. Diese haben wiederum kleinere resultierende Kraftamplituden zur Folge.
In der Fig. 12 ist eine resultierende Radialkraft F in einem Betriebspunkt für verschiedene Kolbenzahlen (Ziffern an den Kurven) schematisch dargestellt. Bestimmte Kombinationen aus Kolbenzahl und Hub/Bohrungsverhältnis führen bei ausgewählten Betriebspunkten aufgrund der Form, Länge und Anzahl zu einer fast vollständigen Auslöschung der anregenden Amplitude. In Fig. 12 ist beispielsweiße für eine Kombination aus sieben Kolben, 16 mm Kolbendurchmesser D und einem Hub H von 8 mm ein Minimum der anregenden Amplitude dargestellt. Trotz höherer Kolbenanzahl wird diese minimale Systemanregung nicht vom System mit 8 Kolben erreicht.
In den Fig. 13a bis 13d sind Exzenterlagerlasten bei unterschiedlichen Betriebsbedingungen und Kolbenzahlen aufgetragen. In den Fig. 13a bis 13d sind die Belastung auf den Exzentertrieb bei unterschiedlichen Drehzahlen, Druckverhältnissen und Kolbenzahlen gezeigt. Basis hierfür ist das gleiche Hubvolumen des Kompressors variiert über die Anzahl an Kolben und den Kolbendurchmesser D bei gleichem Hub H. Deutlich zu erkennen ist, dass ab sieben Kolben eine deutliche Minderung der radialen Belastungen auf den Exzenter stattfindet im Vergleich zu den Varianten mit fünf oder sechs Kolben. Die anregenden Kräfte und dessen Amplituden sinken stark ab, was zu einem besseren NVH-Verhalten (spür-und hörbarem Schwingungsverhalten) führt und damit zu höherer Akzeptanz beim Endkunden. Ein Radialkolbenkompressor mit mindestens sieben Kolben, günstigenfalls auch acht oder neun Kolben stellt in diesem Fall ein anregungsgünstiges System dar.
Weiterhin sinkt aufgrund der geringeren Amplituden die Lagerbelastung am Exzentertrieb. Das ermöglicht entweder den Einbau eines kleineren Lagers oder eine höhere Lebensdauer des Exzenterlagers.
Besonders bei niedrigen Druckverhältnissen zeigt sich, dass sieben Kolben durch die günstige Überlagerung der Zylinderdruckverläufe ein Optimum darstellt. Das begünstigt den Betrieb des Kompressors bei niedrigem Druckverhältnis, da rein mechanisch mit einer daraus resultierenden niedrigen Drehmomentschwankung zu rechnen ist. Die elektrische Maschine hat aufgrund der geringen Drehmomentschwankung des Verdichters besser Regelungsmöglichkeiten und wird weniger stark angeregt.
Es ist erfindungsgemäß vorgesehen, eine geeignete Kombination aus Kolbenanzahl Z, Kolbendurchmesser D und Hub H des Kolbens vorzuschlagen, bei der die anregende Kraftkomponente aus den Druckverläufen der Verdichtungsvorgänge ein Optimum darstellt. Mit anderen Worten ist vorgesehen, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl Z, Kolbendurchmesser und Hub H des Kolbens 232 in ausgewählten Betriebspunkten zu einer optimalen Anregungsfunktion am Exzenter 22 führen sollen. Es sollte ein spezifisches Hub-/Durchmesserverhältnis H/D mit zugehöriger Kolbenanzahl Z angepasst auf den Verdichtungsprozess ausgewählt werden.
Hierdurch wird eine Verringerung der akustischen Auswirkungen, insbesondere des Schalldruckpegels, des Gesamtsystems erreicht und damit zu einem verbesserten akustischen Verhalten im Fahrzeug beigetragen. Es ergibt sich insbesondere auch eine höhere Lagerlebensdauer des Exzenters bzw. eines auf der Exzenterscheibe angeordneten Lagers, insbesondere Rollenlagers und/oder eine geringere Drehmomentschwankungen des Verdichters und damit bessere Regelbarkeit.
Bevorzugt handelt es sich bei dem Radialkolbenverdichter um einen elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter im Zweitaktbetrieb. Als Antriebseinrichtung kommt bevorzugt eine elektrische Maschine zum Einsatz. Es sind ferner gleichverteilte Kolben 232 für den Radialkolbenverdichter bevorzugt vorgesehen.
Es sind ferner vorzugsweise weitere Kombinationen von Kolbenanzahl/Durchmesser zu Kolbenanzahl denkbar. Auch sind andere Kältemittel außer CO2 als Fluid für den Radialkolbenverdichter denkbar.
Ein bevorzugtes Einsatzgebiet der hier vorgeschlagenen Radialkolbenverdichter liegt im Bereich von Klimaanlagen in Kraftfahrzeugen. Entsprechend ist der Radialkolbenverdichter bevorzugt zum Verdichten eines Kältemittels bzw. Fluids, wie beispielsweise CO2 eingerichtet. Es sind aber auch andere Einsatzzwecke bzw. Fluide denkbar.

Claims

Ansprüche
1. Radialkolbenverdichter, umfassend
- eine Antriebseinrichtung (1) und eine Verdichtereinrichtung (2), wobei
- die Verdichtereinrichtung (2) eine Antriebswelle (21) mit einem Exzenter (22) umfasst, wobei
- sich mindestens eine, vorzugsweise mehrere, Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen (23- 23 ) radial von der Antriebswelle (21) erstrecken, wobei
- jede Kolben-Arbeitsraum-Kombination einen Arbeitsraum (231) und einen in dem Arbeitsraum verschiebbaren Kolben (232) umfasst, wobei der Kolben (232) eine Längsachse (A) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass
- jeder Kolben (232) einen Kolbenfuß (2321) umfasst, wobei jeder Kolbenfuß (2321) mit einer umlaufenden Fase (F) oder zwei Fasen (Fl, F2) ausgestattet ist, wobei
- die umlaufende Fase (F) bzw. die Fasen (Fl, F2) einen Fasenwinkel (a bzw. ai, a2) in Bezug auf die Längsachse (A) des Kolbens (232) einnehmen, wobei der Fasenwinkel (a bzw. ai, a2) derart eingerichtet ist, dass er im Bereich des engsten Kontaktes zum benachbarten Kolben die größtmögliche Führungslänge (L) des Kolbens (232) innerhalb des Arbeitsraumes (231) ermöglicht.
2. Radialkolbenverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Fasenwinkel (ai bzw. a2) = 3607Kolbenanzahl (Z) / 2 entspricht.
3. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Längsachsen (A) der Kolben (232) in einer Ebene liegen.
4. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass auf den Umfang gleichverteilte Kolben/Zylinder (231, 232) vorgesehen sind.
5. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzliche Kantenverrundungen (2322) am Übergang der Fase (F) zum Kolbenfuß (2321) vorgesehen sind.
6. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1, wobei
- der Radialkolbenverdichter eine Anzahl (V) von Kolben (232) umfasst, wobei
- die Antriebseinrichtung (1) als elektrische Maschine ausgestaltet ist, umfassend eine Anzahl von Polpaaren (3), wobei
- der Radialkolbenverdichter ein mindestens zweiteiliges Gehäuse (51, 52) umfasst, deren Gehäusekomponenten durch eine Anzahl von Verschraubungen (4) verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, dass bestimmte zu bevorzugende Kombinationen aus Kolbenanzahl (V), Polpaarzahl (3) der E-Maschine und Anzahl (V) inkl. der Dimensionen (M) der Verschraubungen (4) ausgewählt werden, bei denen zu erwarten ist, dass sie das akustische Verhalten des Gesamtsystems verbessern.
7. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1, wobei
- der Radialkolbenverdichter durch die Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen (23) und die Polpaare (3) der elektrischen Maschine Anregungskomponenten ausbildet, wobei sich die Anregungskomponenten durch Anregungsevents, wie Druckspitzen im Arbeitsraum (231) und einen Wechsel zwischen den Polpaaren (3) auszeichnen, die einen Einfluss auf das akustische Verhalten des Radialkolbenverdichters haben, dadurch gekennzeichnet, dass die Anregungsevents pro Umdrehung aus den verschiedenen Anregungskomponenten verschieden sind.
8. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es sich bei der dem Radialkolbenverdichter um einen elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter handelt.
9. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die als elektrische Maschine ausgestaltete Antriebseinrichtung (1) eine Nut-Polpaar-Kombination umfasst, es sich insbesondere um einen permantenteregten, fremderregten oder selbsterregten Elektromotor handelt.
10. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolben-Arbeitsraum-Kombinationen (23) gleichverteilt über den Umfang des Radialkolbenverdichters angeordnet sind, insbesondere gleichverteilte Kolben (232) des Radialkolbenverdichters vorhanden sind.
11. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Anordnung der Verschraubungen (4) einzeln oder paarweise in der Winkelhalbierenden zwischen den Kolbenachsen (A) vorgesehen sind.
12. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein möglichst gleicher, insbesondere gleicher, Abstand, auf den Umfang des Schraubenlochkreises gesehen der Verschraubungen (4) untereinander, vorgesehen ist, um eine gleichmäßige Anpresskraft auf die Flächendichtung, insbesondere axial zwischen den Gehäusebauteilen, zu erzeugen.
13. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass weitere Kombinationen von Kolbenanzahl (Z), Polpaarzahl (P) und/oder Anzahl (V) der Verschraubungen (V) verwendet werden.
14. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass von der Norm abweichende Verschraubungen (4), insbesondere Größe 7, oder Gewindesteigung, verwendet werden.
15. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Festigkeitsklasse der Schrauben (41), insbesondere Festigkeitsklasse 8.8; 10.9; 12.9 o.a., variiert werden können.
16. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Art der Verschraubung, insbesondere Schraubenkopfform, Schraubenschaft, Dehnschrauben, Stehbolzen mit Mutter, etc., variiert werden kann.
17. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass Art und Material der Magnete der E-Maschine variieren werden können.
18. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Art der elektrischen Maschine variieren kann, insbesondere kann die elektrische Maschine wahlweiße als Asynchronmaschine oder fremderregte Synchronmaschine ausgestaltet sein.
19. Radialkolbenverdichter nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1, wobei
- der Radialkolbenverdichter eine Anzahl (Z) von Kolben (232) aufweist, wobei
- die Kolben (232) einen Kolbendurchmesser (D) aufweisen, wobei
- die Kolben (232) einen Kolbenhub aufweisen, dadurch gekennzeichnet, dass eine geeignete Kombination aus Kolbenanzahl (Z), Durchmesser (D) und Hub (H) der Kolben (232) ausgewählt wird, bei der die anregende Kraftkomponente aus den Druckverläufen der Verdichtungsvorgänge ein Optimum darstellt.
20. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es sich bei dem Radialkolbenverdichter um einen elektrisch angetriebenen Radialkolbenverdichter im Zweitaktbetrieb handelt.
21. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass als Antriebseinrichtung eine elektrische Maschine zum Einsatz gelangt.
22. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass gleichverteilte Kolben (232) für den Radialkolbenverdichter vorgesehen sind.
23. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass weitere Kombinationen von Kolbenanzahl/Durchmesser (Z/D) zu Kolbenanzahl (Z) denkbar sind.
24. Radialkolbenverdichter gemäß mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass andere Kältemittel außer CO2 als Fluid für den Radialkolbenverdichter denkbar sind.
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