WO2006079525A1 - Axialkolbenverdichter - Google Patents

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WO2006079525A1
WO2006079525A1 PCT/EP2006/000646 EP2006000646W WO2006079525A1 WO 2006079525 A1 WO2006079525 A1 WO 2006079525A1 EP 2006000646 W EP2006000646 W EP 2006000646W WO 2006079525 A1 WO2006079525 A1 WO 2006079525A1
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compressor
suction
pressure
compressor according
control device
Prior art date
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PCT/EP2006/000646
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English (en)
French (fr)
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Otfried Schwarzkopf
Ullrich Hesse
Henrick Brandes
Oliver Tschismar
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Valeo Compressor Europe Gmbh
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Publication date
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Priority to US11/814,738 priority patent/US20080138212A1/en
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    • F04B2207/04—Settings
    • F04B2207/044—Settings of the rotational speed of the driving motor

Definitions

  • the invention relates to an axial piston compressor, in particular a compressor for the air conditioning system of a motor vehicle according to the preamble of claim 1.
  • An example of such an axial piston compressor is known from DE 197 49 727 A1.
  • This comprises a housing and arranged in the housing, driven by a drive shaft compressor unit for sucking and compressing a refrigerant.
  • the compressor unit is controlled substantially by the pressure P c in an engine chamber depending on the load or the rotational speed of the compressor, wherein also a suction pressure P V1 and a high pressure P V2 , which prevail on the suction or outlet side of the compressor influence take on the control of the compressor.
  • the regulation takes place via a change in the piston stroke of the compressor, which is determined by the deflection of a swash plate from a zero position.
  • Swing plate heard (including a moment due to the center of gravity, this proportion may be positive, for example, according to DE 195 14 748 C2, that is (+))
  • Pistons, sliding blocks or even an oscillating swash plate can belong.
  • the moment due to the rotating masses is generally effective over a wide range of tilt angles. Only in the range of very small tilt angle can be generated for example by an exposed center of gravity ( Steiner share in the calculation of the moment of deviation J y2 ) at the swash plate a aufregelndes moment. Furthermore, DE 195 14 748 C2 a course for the moment due to translationally moving masses indicated. This is, as already explained, effective.
  • EP 0 809 027 A1 discloses a compressor in which an attempt is made to compensate the delivery rate of the compressor by the dynamic behavior of the compressor engine, so that the delivery rate of the refrigerant or the refrigerant mass flow can be kept constant.
  • the flow rate at varying rotational speeds is excited to take advantage of the restoring torque of the swash plate, which counteracts their inclination due to dynamic forces on the co-rotating disc part.
  • DE 103 29 393 A1 which is assigned to the Applicant, further explains why the component mass should not be the preferred parameter in order to influence the control behavior of the engine as a result of speed fluctuations as desired.
  • the desired control behavior of the compressor is achieved according to DE 103 29 393 Al primarily not with the component mass of the swash plate in relation to the translationally moving masses, but taking into account the mass moment of inertia of the arrangement of the swash plate, which depends more on the geometry of the same their component mass.
  • a key idea within this application is to compensate or overcompensate for the moment due to translationally moving masses in the event of speed fluctuations or speed changes directly as a result of the rotating mass.
  • a compressor 101 of the type described is regulated.
  • Such a compressor provides a suction gas pressure level as well as a high pressure level during operation.
  • the refrigerant circuit has these pressure levels.
  • a certain pressure adjustment or a pressure adjustment takes place by means of a Expansionsotgans 103, which in turn reacts to changes in the operating state of the compressor and optionally intervene regulating.
  • a pressure is set, for example by control valves on the compressor, which is between the Sauggasdruckieri and the high pressure level.
  • the engine room pressure engages in the balance of forces and the moment balance on the swash plate such that the tilt angle of the swash plate can be adjusted.
  • the swashplate is adjusted to maximum tilt angle. If the engine room pressure is set significantly above the suction pressure, the swashplate is adjusted to a minimum tilt angle.
  • the regulation is effected by the possible volume flows between the individual chambers or pressure layers.
  • the reference numerals 102 represent a
  • Gas cooler / condenser, 104 an evaporator and 105 a controlled system.
  • a controlled system 105 dashed lines which has P V2 as the setpoint.
  • Such a controlled system is more common especially for the refrigerant CO 2 .
  • the model described here is simplified and to be regarded as exemplary.
  • a compressor with a compressor unit according to the preamble of claim 1 has an additional control and / or control device for the suction gas side refrigerant mass flow and / or the pressure on the suction side and / or the suction density.
  • an embodiment of the present invention is applied to an axial piston compressor, it being understood that this should by no means be construed restrictively, since a construction according to the invention may also be applied to a whole series of compressors of a different type. If the refrigerant flows into the cylinders of the axial piston compressor at a lower pressure level or a lower suction density, the compressor will have a tendency to be depleted, ie to reduce the piston stroke, at a constant pressure in the engine chamber. Accordingly, the limitation of the refrigerant mass flow or the suction pressure engages directly in the control of the compressor. In other words, a change in the volume flow leads in the main to a change in the pressure difference regulating the compressor and thus to a predetermined control characteristic.
  • the control device comprises a throttle point with an actuator.
  • the throttle point may be a throttle valve or a throttle valve.
  • a pressure reducer is conceivable.
  • the actuator controls the refrigerant mass flow or the suction pressure acting on the piston (P V1 *).
  • the actuator of the control device sets the refrigerant mass flow or the suction pressure as a function of the speed.
  • Speeds are an easily accessible controlled variable. A detection of rotational speeds, for example, by the generation of electrical impulses (induction principle) take place, but it is, for example, a direct, centrifugal force-dependent control conceivable. By a speed-dependent control are so opened various constructive embodiments of a compressor according to the invention, with low production costs offer an advantage here as well.
  • the throttle point preferably has a stop associated with the actuator for a position of minimum flow cross-section, wherein this is arranged such that even at very high rotational speeds of the compressor, a predetermined minimum refrigerant mass flow or suction pressure is ensured. This ensures in a simple manner that the compressor does not automatically completely de-regulate even at very high speeds due to the throttle point or the additional control device.
  • the actuator is in a simple and thus inexpensive to produce variant of a compressor according to the invention, a control piston, which may be present in particular in the form of a stepped piston.
  • control device for controlling or limiting the suction-gas-side refrigerant mass flow or the suction pressure or the suction density.
  • a control device generally has a structurally simple construction.
  • the control device comprises at least one inlet valve arranged on the suction gas side.
  • the control device may be integrated in the inlet valve (s).
  • the inlet valve is a pressure-controlled flap valve, which is formed in a structurally simple variant by a valve plate with through-throttle bore and a suction plate.
  • the suction lamella is preferably tongue-shaped.
  • the compressor according to the invention is a compressor with a piston, in particular an axial piston compressor which has a cylinder block and at least one, but in particular 5 to 9 pistons, which can be axially moved back and forth in bores provided in the cylinder block, then optionally one cylinder can be used Be associated intake valve, wherein the corresponding suction lamellae for the cylinder are integrated in a Sauglamellenplatine. This reduces the required number of items for a compressor according to the invention, which reduces the manufacturing cost.
  • the inlet valve associated with or facing the end of the or each cylinder chamber comprises in a further preferred embodiment, an annular extension which may be bevelled or flattened towards the attachment point of the suction plate.
  • the stroke of the suction plate can be effectively limited.
  • the ratio of piston diameter and piston stroke is about 0.4 to 1.5, in particular about 0.65 to 1.1.
  • the ratio of piston diameter and passage throttle bore in the valve plate is preferably in about 1.5 to 5, in particular 2.5 to 4.
  • the ratio of passage throttle bore in the valve plate and the stroke of the suction lamella is in a further preferred imple mentation form about 2 , 5 to 8, especially 3.7 to 6.7.
  • the ratio of piston stroke to the stroke of the suction plate can be about 10 to 30, in particular 14 to 24.
  • control device may also include a suction-side arranged aperture, which defines the refrigerant mass flow or suction pressure or the suction density accordingly.
  • the compressor according to the invention is a compressor which has a swashplate
  • the deflection angle of the swashplate which determines the piston stroke of the compressor, is largely determined by the interaction of the pressure P c in an engine compartment essentially accommodating the swashplate and the refrigerant mass flow determined on the suction side or the suction pressure P V i * on the other hand.
  • Another force acting on the piston is generated by the pressure P V2 on the high pressure side.
  • the control device can be actuated or controlled from outside the compressor. In particular, this is a magnet coil or the like. Device in question. Simple maintenance and a simple replacement of the control device for the control device is guaranteed.
  • the regulating and / or control device comprises a suction-gas-side oil separator having multifunctional significance. On the one hand, oil which is present in the suction gas is separated, on the other hand, pressure regulation or regulation of the refrigerant mass flow can thereby simultaneously take place.
  • control device is self-regulating and in particular dependent on the difference of the pressures on the outlet or high pressure side on the one hand and the inlet and suction side of the compressor on the other. This ensures a safe control of the compressor, taking into account the most important operating parameters.
  • a torque distribution of the rotational and the translationally movable or movable components of the compressor is so pronounced that an increase in the compressor speed ensures a substantially constant control characteristic (ie balanced moments).
  • Torque ratio causes the compressor to be neutral in relation to the speed, ie in particular not alsregelt.
  • a Abregeltul is supported if necessary by a corresponding control intervention for the pressure P c in the engine room, in particular, smaller control interventions on the adjustment or defined control tion / limitation of the suction pressure P V1 * can be done without significant power losses of the engine.
  • the regulating and / or control device can be arranged in a suction channel extending primarily in the cylinder head of the compressor.
  • the suction duct connects a suction gas inlet of the compressor with a suction chamber upstream of and upstream of the inlet openings of the individual cylinders.
  • the control device may further comprise means for measuring the Kälteschmas senstrom and / or the pressure in the suction duct (both sides of the throttle point and on one side of the throttle point) and / or the speed of the compressor and / or the motor driving and / or a Compressor output side pressure include.
  • the control device may further comprise means for measuring the Kälteschmas senstrom and / or the pressure in the suction duct (both sides of the throttle point and on one side of the throttle point) and / or the speed of the compressor and / or the motor driving and / or a Compressor output side pressure include.
  • the control device may further comprise means for measuring the Kälteschmas
  • the actuator of the control device optionally acts against the force of an elastic element, in particular against the force of a spring.
  • This allows a wide range of different control characteristics (depending on which characteristic has the elastic element) and at the same time represents an easy-to-implement automatic control of the actuator.
  • the force of the elastic element in particular by a set screw or the like Device adjustable. This ensures that with one and the same structure different control characteristics can be easily adjusted. Tolerances in the production of the elastic element or the properties of the elastic element can thus be easily compensated, since a fine adjustment of the characteristic of the elastic element is possible.
  • the actuator is arranged between the compressed gas and the suction gas side and is thus regulated by the application of the pressures on the one hand the compressed gas side and on the other hand, the suction gas side automatically (possibly against the action of the elastic element).
  • the regulating or control device comprises a throttle point with a constant cross section.
  • This throttle point can be present, for example, as the only regulating device in a compressor according to the invention or else in combination with a throttle point, which comprises an actuator.
  • the desired result can already be achieved by means of this simple structural measure.
  • the suction line and / or a connection between the compressor and an evaporator are part of the control device, wherein in particular in the case of a throttle point with a constant cross-section efficient control of the compressor by a corresponding design of the suction line and / or the connection between the compressor and the Evaporator can be achieved.
  • a particularly efficient variant of a compressor according to the invention is obtained when a pressure difference of about 1 bar at a compressor speed of about 600 U / min and / or of about 10 bar at about 8000 U / min is present on both sides of the control device.
  • the control device or throttle point preferably comprises a pipe having a pipe cross-section of about 8 mm to 10 mm, and this ensures a desired control characteristic in particular in the case of a throttle point with a constant cross-section.
  • CO 2 is used as the refrigerant.
  • a particularly efficient and with few control interventions concerning the pressure P c in the engine room ausumbleder compressor results when a moment due to the rotary moving components of the compressor is substantially equal to a moment due to the translationally moving components of the compressor ie when the compressor in behaves speed-neutral in its control behavior.
  • Fig. 1 shows a first preferred imple mentation form of an inventive
  • Fig. 2 is a schematic representation of the operation of a second preferred imple mentation of a compressor according to the invention
  • Figs. 10 to 13 are further examples of control characteristics of a compressor having a tendency to be up-regulated as the number of revolutions increases, and a compressor exhibiting a decelerating tendency;
  • Fig. 14 is a schematic detail view of a third preferred embodiment of a compressor according to the invention.
  • a first preferred embodiment of a compressor comprises a housing 1, a cylinder block 2 and a cylinder head 3.
  • pistons 4 are mounted axially movable back and forth.
  • the drive of the compressor via a pulley 5 by means of a drive shaft 6.
  • a compressor with variable piston stroke wherein the piston stroke is determined by a deflection angle of a swash plate 7.
  • the swash plate 7 is via sliding blocks 8 with the piston 4 in operative engagement and is rotationally driven by the drive shaft 6.
  • the deflection angle of the swash plate 7 can, as known from the prior art, by a pressure change in an engine chamber 8 ', in which substantially the swash plate is arranged, to be influenced.
  • the engine chamber 8 ' may be pressurized between a suction pressure, that is, a pressure prevailing at an inlet side of the compressor, and a high pressure, i. a pressure prevailing at an outlet side of the compressor, be applied.
  • a suction pressure that is, a pressure prevailing at an inlet side of the compressor
  • a high pressure i. a pressure prevailing at an outlet side of the compressor
  • the deflection angle of the swash plate 7 influencing variable is the torque distribution between the translationally movable components of the cylinder, such as the piston 4 or the sliding blocks 8, and the rotationally movable components of the compressor, such as the swash plate 7.
  • the compressor at high speeds has a rather abregelde tendency. This is especially desirable in modern compressors to avoid icing, especially at high speeds without a large number of control actions.
  • a suction gas channel 9 is arranged in the cylinder head 3, which connects a suction gas inlet 10 with a suction gas chamber 11, which is arranged upstream of the cylinders.
  • the compressed fluid or refrigerant is provided to the refrigerant circuit via a compressed gas or outlet chamber 12.
  • a control device is mounted to regulate the suction gas-side refrigerant mass flow and thus also the pressure on the suction side of the compressor.
  • This comprises a control piston 13, which may be formed as a stepped piston, alternatively to the illustrated embodiment, an elastic element in the form of a spring 14 and a set screw 15, which serves to adjust the bias of the spring 14.
  • the adjusting piston 13 is acted upon on its side of the outlet or pressure gas chamber 12 inclined side with the outlet or high pressure, while on the adjusting screw 15 inclined side, i.
  • the suction gas inlet 10 inclined side is acted upon by the suction or inlet pressure.
  • the actuator piston 13 is associated with a stop for a position minimum flow cross-section. This ensures that even at very high speeds of the compressor and a relatively high output pressure, a predetermined minimum refrigerant flow or suction pressure is ensured.
  • the control unit with the actuating piston 13, the spring 14 and the screw 15 is thus self-regulating, the control is done depending on the pressures at the outlet and the inlet or suction gas side.
  • the deflection angle of the swash plate 7 is determined by the interaction of the pressure in the engine compartment 8 'on the one hand and the refrigerant mass flow on the suction gas side or the suction pressure on the other hand, the suction pressure itself is in turn dependent on the output pressure of the compressor, so that a feedback control for the compressor is created.
  • the control device which in the schematic representation of FIG. 2 generally serves as a throttle point 17 is referred to, of course, by external control variables as well as by external devices, such as a magnetic coil, are regulated.
  • Fig. 2 it is shown that the throttle body 17 and the throttle (actuator) is controlled by an external signal 16.
  • This signal can be based on a measurement of the mass flow, the pressure on the high pressure side or a differential pressure between the suction gas duct and the high pressure side or a differential pressure in the suction gas channel, which results from the different pressures P V1 and P V1 * on the two sides of the throttle point 17 , to be generated.
  • Other parameters such as a speed, or even temperatures or the like. Sizes as the basis of the signal 16 are conceivable.
  • Fig. 2 is also a schematic representation of the refrigeration cycle in a h vs. , log p diagram (supercritical process, with CO 2 as refrigerant) shown in a representation at the throttle point ( ⁇ PV).
  • the torque distribution between the translationally moving masses of the compressor, such as the piston 4, and the rotationally moving masses, which include, for example, the swash plate 7, has a regulating effect on the compressor.
  • something closer to this moment ratio something closer to this moment ratio.
  • the moments of inertia and moments of deviation, as well as other variables influenced by the geometry and density of the materials, can easily be calculated by means of CAD.
  • J y2 -j a cos ⁇ sin ⁇ + J 3 cos ⁇ sin ⁇
  • M kjges m k R ⁇ Z j cosß
  • the (tilt) moment of the swashplate can be deliberately adjusted as a result of the associated deviation moment by various parameters (geometry, density distribution, mass, center of mass) such that
  • Fig. 4 shows the derivation of the underlying example of the engine of the swash plate design.
  • the tilting moment M sw is simplified as a result of the deviation moment J y2 of the swashplate relative to the translationally moved masses or the moment M K> ges produced thereby.
  • forces and moments of the pins or the gas force support or the like are not detected in the calculation scheme. These are of secondary importance.
  • FIGS. 5, 6 and 7 each show a calculation scheme according to the equations used. Furthermore, the moment equilibrium is displayed as the calculation result. For this purpose, a (tilting) characteristic is also presented (qualitatively), as it would result considering the gas forces.
  • the tilting characteristics of Figures 5, 6 and 7 arise when, in addition to the variation of speed and the engine room pressure in addition to the forces and moments described a certain suction pressure and a certain high pressure system are impressed. In this case, it is assumed that the suction pressure applied in front of the compressor and the high pressure applied to the compressor correspond approximately to the suction pressure and the high pressure in the compressor, ie, there is no throttling in the compressor.
  • FIG. 5 shows an engine with an adjusting behavior
  • FIG. 6 shows an engine with regulating behavior
  • M k ges is approximately equal to M sw , which leads to a speed-neutral control behavior of the compressor. If desired, M sw greater than M k ges can be selected, which leads to a behavior of the compressor at high speeds; however, it is by no means desirable that M k ges be greater than M S ⁇ V (increasing the speed of the compressor).
  • M k ges is approximately equal to M S ⁇ T .
  • the tilt angle of the swash plate is essentially only by varying the pressures P V1 (suction pressure), P V2 (high and outlet pressure), and the engine room pressure p c changed.
  • P V1 suction pressure
  • P V2 high and outlet pressure
  • the change normally occurs essentially only by the engine room pressure p c .
  • a throttle point is provided which is variable and engages quickly.
  • the compressor in such a way that the throttling engages directly as a function of the compressor speed (as in the second preferred embodiment, cf. FIG. 2).
  • the cross-section of the throttle point is a function of the compressor high-pressure P V2 , ie the throttling is controlled as a function of high pressure.
  • the pressure P V1 which prevails before the throttle point, approximately maintains its level (systems ei term s pressure level on the suction side), while the pressure P V i * after the throttle point decreases compared to P V1 .
  • the pressure P V2 now acts as a significant control variable (in addition to the suction pressure) on the throttling mechanism, that the cross-section of the throttle point is reduced.
  • thermodynamic quantities in front of the compressor and behind the compressor remain the same and the control element in the system does not intervene.
  • thermostatic expansion organ In addition to a thermostatic expansion organ, of course, differently operating and differently controlled expansion organs are conceivable.
  • the compressor regulates automatically, in addition to the engine room pressure P c, the intake pressure P V1 or the high pressure P V2 is regulating effect. Since P V1 and P V2 are also paused by the operating state of the system, where as a rule changes are not necessarily also desired when the compressor speed changes, a pressure P V1 * is brought about which acts as a gas force on the piston in the force or moment equilibrium of the swash plate can intervene.
  • the pressure P V1 * can be significantly smaller than P Y1 (by 5 to 15 bar). Since depending on the operating point such a throttling can be associated with significant losses, the throttle point or control device is variable in a wide range.
  • the throttle point which more or less narrows the Sauggas effetsquerrough depending on the position, in a preferred embodiment, three different workspaces:
  • the adjusting piston In a third position, the adjusting piston can fall into a stop when there is a minimal flow cross-section in the suction line. A minimum flow cross-section is maintained (operating position 3).
  • FIG. 9a shows the adjustable mass flows (qualitative representation) for a given pressure level P V1 and P V2 of the air-conditioning system, while FIG. showing pV diagram.
  • the envelope of the corresponding slope shows the delivered mass flow for maximum tilting tilt angle / maximum geometric displacement.
  • the desired mass flow of refrigerant such as m l5 m 2 or m 3, so upon further increase in speed does not increase the refrigerant mass flow is desired.
  • the horizontal curves for m 15 m 2 and m 3 shown in the diagram each correspond to a certain engine room pressure , which is approximately constant. In the area of horizontal lines, the effect of the intake-gas-side throttle point comes into play as speed increases. While on the envelope the throttle-side throttle is in position 1 (no throttling) in operation s, in operation range 2 the throttle angle is reduced with increasing speed.
  • the mass flow can be kept constant.
  • the operating state for the pressures on the high-pressure side and on the suction side of the system and for the intake state at the compressor inlet with P V1 , t vi and P V2 is fixed and is in the operating state
  • the speed n 2 at a refrigerant mass flow in, before, so is the throttle point in the operating state 2 ie the intake cross-section of the suction line is reduced in the region of the throttle point relative to the initial state (operating state 1).
  • a suction pressure P V i * has been set, which is smaller than the pressure P V1 as a result of the throttling.
  • the control behavior is particularly characterized in that, contrary to the prior art where, in a constant operating state of the system described by P V1, vi t, Py 2 each engine chamber pressure P c is exactly one Schwenkusionnkippwinkel is associated (see. Fig. 5, wherein exceptions Range very high speeds or very small tilt angle (maxima) occur, for a engine room pressure P c multiple Schwenkusionnkippwinkel are conceivable.
  • P c is a manipulated variable, but also the pressure P V1 *.
  • the pressure difference P V1 * -P c can reach negative values.
  • the prior art must be based on P C -P V1 .
  • the pressure P c here is always greater than the pressure P V1 .
  • the control range is also larger ( ⁇ p).
  • an external actuation of an actuating piston or a throttle device can also be effected (by a magnetic coil or the like, see FIG.
  • Such a device must be "communicated” as a signal, the mass flow increase, for example by detecting a suction-side or high-pressure side pressure difference (orifice / orifice (variable or non-variable)) on the suction or high pressure side of the compressor).
  • the third preferred embodiment it is a compressor which has no control device but a control device for the suction pressure. This results in that the compressor described is structurally very simple and therefore cost-effective to manufacture. It should be noted at this point that the control device of the third preferred embodiment may be implemented together with a regulator for the suction pressure in a compressor. Alternatively, however, a construction is conceivable which has only one control device.
  • the third preferred embodiment comprises, like the other preferred embodiments, a plurality of pistons 4, which are mounted in the cylinder block 2 back and forth.
  • the third preferred embodiment at the inlet side for the suction gas in the cylinder chamber on a valve plate 18 with a suction plate attached thereto 21 on.
  • the suction plate 21 is tongue-shaped and serves to control the Sauggaseinlasses.
  • the suction lamella 21 closes a through-flow bore 19, while the suction lamella 21 moves downwards during suction of the suction gas (due to the negative pressure prevailing in the cylinder) by a stroke t (indicated by arrows 20) and to be sucked in Refrigerant or the suction gas through the passage throttle bore 19 granted inlet to the cylinder.
  • the passage throttle bore 19 has a diameter d. Due to the geometry of the intake valve, that is to say in particular due to the diameter d of the passage throttle bore 19 and the compressor geometry, over a wide operating range of the compressor according to the invention a desired lowering of the pressure P V1 * occurs. This can be achieved, for example (in the case of a compressor with refrigerant CO 2 ) with the following parameters for the compressor geometry:
  • the stroke t of the suction plate 21 is between 0.9 and 1.2 mm, while the valve plate 18 has a bore (through-throttle bore), the diameter d is between 4.5 and 6 mm.
  • the values for the piston diameter are approximately 15 to 18 mm and the piston stroke is approximately 17 to 22 mm.
  • the maximum displacement per cylinder is 3 ccm to 6 cc.
  • the energetically favorable variables describing the geometry of the compressor are a ratio of piston diameter and piston stroke of about 0.65 to 1.1, a ratio of piston diameter and passage throttle bore in the valve plate of about 2.5 to 4, a ratio of passage throttle bore in the valve plate and stroke of the suction lamella of about 3.7 to 6.7 and a It should be noted at this point that these values reflect the optimum geometry for operation with CO 2 as a refrigerant, but that, depending on design requirements, also values from 0.4 to 1 , 5 for the piston diameter to piston stroke ratio and values from 1.5 to 5 for the piston diameter and throat ratio, and 2.5 to 8 for the ratio of throat and stroke of the suction fin and values of about 10 to 30 for the ratio of piston stroke to the lift of the suction plate are energetically favorable.
  • the through-flow bore 19 on the suction side is therefore used on the suction side as a throttle point or as a control device and designed specifically in conjunction with the other parameters regulating the compressor.
  • a construction is very effective in compressors, which are already torque optimized, ie, which have an optimal ratio between the moments due to the rotational masses and due to the translationally moving masses.
  • the inflowing gas flows through a suction chamber, which is mounted in the cylinder head 2, with the pressure P V1 and is then introduced via the inlet valve, which has, for example, the configuration described above, in the cylinder bore, where due to the Saugventil configuration of the pressure P VJ * which ensures optimum control behavior of the compressor.
  • the throttling of the suction pressure or the refrigerant flow generates a Abregel bin, which results not primarily from a reduction in the suction density, but from the direct use of the resulting pressure difference across the throttle for Hubvolumenver too.
  • By adjusting the throttle results in an adjustment of the resulting pressure at the throttle pressure difference and thus an adjustment of the stroke volume.
  • a change in the volume flow leads to a change in the resulting pressure difference and thus to a readjustment of the stroke volume.

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Abstract

Verdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeugs, mit einem Gehäuse (1) und einer in dem Gehäuse (1) angeordneten, über eine Antriebswelle angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels, wobei die Verdichtereinheit durch den in einer im wesentlichen durch das Gehäuse (1) begrenzten Triebwerkskammer vorherrschenden Druck (Pc) geregelt ist, wobei eine zusätzliche Regel- (17) und/oder Steuereinrichtung für den sauggasseitigen Kältemittelmassenstrom und/oder den Saugdruck und/oder die Saugdichte aufweist.

Description

„ Axialkolb enverdichter "
B e s c h r e i b u n g
Die Erfindung betrifft einen Axialkolbenverdichter, insbesondere einen Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Ein Beispiel für einen derartigen Axialkolbenverdichter ist ans der DE 197 49 727 Al bekannt. Dieser umfaßt ein Gehäuse und eine in dem Gehäuse angeordnete, über eine Antriebswelle angetriebene Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels. Die Verdichtereinheit wird im wesentlichen durch den Druck Pc in einer Triebwerkskammer jeweils abhängig von der Last bzw. der Drehzahl des Verdichters geregelt, wobei auch ein Saugdruck PV1 und ein Hochdruck PV2, welche an der Saug- bzw. Auslaßseite des Verdichters vorherrschen Einfluß auf die Regelung des Verdichters nehmen. Die Regelung erfolgt über eine Änderung des Kolbenhubs des Verdichters, welcher von der Auslenkung einer Schwenkscheibe aus einer Null-Position bestimmt ist.
Bei einem solchen Axialkolbenverdichter kommt es jedoch dazu, daß aufgrund der im Verdichter vorherrschenden Kräfteverhältnisse, insbesondere aufgrund von Fliehkräften, der Verdichter bei hohen Drehzahlen eine aufregelnde Tendenz aufweist, d.h. daß der Verdichter eine Tendenz hin zu einem größeren Kolbenhub und somit zu einem höheren Druck auf der Hochdruckseite aufweist.
In der DE 195 14 748 C2 werden die grundsätzlich bei allen nach dem Stand der Technik existierenden Verdichtern der Schwenkscheiben-Bauart an der Schwenkscheibe wirksamen Kippmomente erläutert, die maßgeblich zum Kipp- bzw. Schwenkverhalten der Schwenkscheibe beitragen. Das in der besagten Druckschrift beschriebene Kippverhalten des Verdichters kann als exemplarisch für Verdichter der Schwenkscheiben-Bauart angesehen werden. Im allgemeinen sind es die folgenden Momente, die im Zentrum der Kippbewegung der Schwenkscheibe Einfluß auf das Kippen der Schwenkscheibe haben. In Klammern ist die Richtung des Momentes angegeben, wobei (-) abregelnd, d.h. in Richtung des Minimalhubs, und (+) aufregelnd, d.h. in Richtung des Maximalhubs der Kolben bedeutet. Im wesentlichen spielen folgende Momente eine Rolle:
Moment infolge der Gaskräfte in den Zylinderräumen (+) - Moment infolge der Gaskräfte aus dem Triebwerksraum (-)
Moment infolge einer Rückstellfeder (-) bzw.
Moment infolge einer Aufstellfeder (+)
Moment infolge der rotierenden Massen (-), wobei hierzu beispielsweise die
Schwenkscheibe gehört (inklusive eines Moments infolge der Schwerpunktlage, wobei dieser Anteil beispielsweise gemäß der DE 195 14 748 C2 positiv, d.h. (+) sein kann)
Moment infolge der translatorisch bewegten Massen (+), wozu beispielsweise
Kolben, Gleitsteine oder auch eine oszillierende Taumelscheibe gehören können.
Wie der oben stehenden Auflistung entnommen werden kann, ist das Moment infolge der rotierenden Massen, das in der Folge als Msw bezeichnet wird, im allgemeinen über einen weitgehenden Kippewinkelbereich abregelnd wirksam. Lediglich im Bereich sehr kleiner Kippwinkel kann zum Beispiel durch eine exponierte Schwerpunktslage (Steineranteil bei der Berechnung des Deviationsmomentes Jy2) bei der Schwenkscheibe ein aufregelndes Moment erzeugt werden. Weiterhin ist in der DE 195 14 748 C2 ein Verlauf für das Moment aufgrund translatorisch bewegter Massen angegeben. Dieses ist, wie bereits erläutert, aufregelnd wirksam.
Weiterhin von Interesse ist die Momentensumme, die beim Gegenstand der DE 195 14 748 C2 für den gesamten Kipp winkelb er eich der Schwenkscheibe für ein aufregelndes Verhalten des Verdichters verantwortlich ist, da die translatorisch bewegten Massen in einem weiten Kipp winkelb er eich das Regelverhalten dominieren.
In bezug auf den Stand der Technik, insbesondere gemäß der DE 195 14 748 C2, ist es dabei nachteilig, daß bei Erhöhung des Fördervolumens infolge einer Drehzahlerhöhung eine zusätzliche Erhöhung des Fördervolumens infolge eines vergrößerten Schwenkschei- benkippwinkels hinzukommt. Dies muß durch entsprechende Regeleingriffe kompensiert werden, was aufwendig ist, die Effizienz des Aritriebsmotors vermindert und somit den Kraftstoffverbrauch erhöht.
Aus der EP 0 809 027 Al ist ein Verdichter bekannt, bei dem versucht wird, die Förder- menge des Verdichters durch das dynamische Verhalten des Verdichtertriebwerks zu kompensieren, so daß die Fördermenge des Kältemittels bzw. der Kältemittelmassenstrom konstant gehalten werden kann. Für eine Konstantregelung der Fördermenge bei wechselnden Drehgeschwindigkeiten wird angeregt, das rückstellende Drehmoment der Taumelscheibe auszunutzen, das ihrer Schrägstellung aufgrund dynamischer Kräfte am mitdrehenden Scheibenteil entgegenwirkt.
Aus der DE 198 39 914 Al sind Maßnahmen bekannt, wie ein derartiges Regelverhalten, d.h. also zumindest eine teilweise Kompensation der Fördermenge erreicht werden kann. Es wird vorgeschlagen, die Bauteilmasse der Schwenkscheibe im Hinblick auf die trans- latorisch bewegten Massen so zu dimensionieren, daß die Fliehkräfte der Schwenkscheibe das Regelverhalten der Schwenkscheibe beeinflussen. Gemäß der DE 198 39 914 Al wird angeregt, daß die rotierende Masse der Schwenkscheibe bzw. des schwenkbaren Anteils der Schwenkscheibe größer ist als die gemeinsame Masse aller Kolben, so daß die beim Drehen der Schwenkscheibe auftretenden Fliehkräfte ausreichen, um der Schwenkbewe- gung der Schwenkscheibe bewußt regelnd entgegenzuwirken und damit den Kolbenhub und somit die Fördermenge zu beeinflussen, insbesondere zu verringern bzw. zu begrenzen.
Aus der DE 103 29 393 Al, welche auf die Anmelderin zurückgeht, wird weiterhin dar- gelegt, warum die Bauteilmasse nicht der bevorzugte Parameter sein sollte, um das Regelverhalten des Triebswerks infolge von Drehzahlschwankungen wie gewünscht zu beeinflussen. Das gewünschte Regelverhalten des Verdichters wird gemäß der DE 103 29 393 Al primär nicht mit der Bauteilmasse der Schwenkscheibe in Relation zu den translatorisch bewegten Massen erreicht, sondern unter Berücksichtigung des Massenträgheits- momentes der Anordnung der Schwenkscheibe, welches mehr von der Geometrie derselben abhängt als von ihrer Bauteilmasse. Ein Kerngedanke innerhalb dieser Anmeldung ist es, bei Drehzahlschwankungen oder Drehzahländerungen das Moment infolge translatorisch bewegter Massen direkt durch das Moment infolge rotierender Massen zu kompensieren oder auch zu überkompensieren. Bei neuartigen Verdichtern ist es nämlich er- wünscht, die Häufigkeit und die Intensität von Regeleingriffen auf ein niedriges Niveau zu reduzieren. An dieser Stelle sei auf die EP 0 809 027 Al zurückgekommen, in weichet das Ziel vorgegeben wird, eine Konstantregelung der Fördermenge zu erreichen. Es läßt sich jedoch einfach nachweisen, daß allein durch das an der Schwenkscheibe angreifende Aufstellmoment ein entsprechendes Abregein nicht möglich ist. Das Fördervolumen verhält sich direkt proportional zu der Drehzahl, d.h. also, daß wenn sich die Drehzahl verdoppelt, sich auch das Fördervolumen verdoppelt. Für das Kippmoment der Schwenkscheibe, welches durch das relevante Deviationsmoment ausgelöst wird, gilt jedoch die folgende Gleichung: Msw = Jyz ω2. Da die Drehzahl quadratisch das Kippmoment beeinflußt, ist das Ziel einer Konstantregelung der Fördermenge allein durch die Konstruktion oder Dimensionierung einer entsprechenden Schwenkscheibe nicht zu erreichen.
Die bereits vorstehend diskutierten Gegenstände der DE 198 39 914 Al sowie der
DE 103 29 393 Al zeigen Lösungsansätze und Konstruktionen für das in der
EP 0 809 027 Al formulierte Ziel. Tendenziell läßt sich bei Drehzahlschwankungen, beispielsweise also bei einer Erhöhung der Drehzahl an der Verdichterwelle der Kippwinkel der Schwenkscheibe entweder vergrößern (beispielsweise gemäß DE 195 14 748), was unerwünscht ist, oder aber gemäß der DE 198 39 914, DE 103 29 393 oder EP 0 809 027 Al verkleinern, wobei anzumerken ist, daß auch eine Verkleinerung bzw. eine tendenzielle Verkleinerung des Kippwinkels bzw. Auslenk- winkeis der Schwenkscheibe nur bedingt sinnvoll ist. Auf jeden Fall ist das gewünschte Ziel nur durch eine aufwendige Konstruktion, welche insbesondere hinsichtlich einer Rücksichtnahme auf Momentenverteilungen auch hochpräzise ausgewogen sein muß, möglich. Dies führt zu einer relativ teuren Herstellung von Verdichtern gemäß dem Stand der Technik.
In der (unveröffentlichten), auf die Erfinderin zurückgehenden Patentanmeldung DE 103 47 709 wird vorgeschlagen, die wirksamen Momente infolge der Massenkräfte, bzw. die Momente infolge der Deviationsmomente, so abzustimmen, daß sich der Auslenkwinkel der Schwenkscheibe bei wechselnden Drehzahlen weitgehend nicht ändert. Beim Gegenstand der DE 103 47 709 wurde erkannt, daß ein derartiges Regelverhalten ein optimales Triebwerksverhalten darstellt, um so den Massenstrom eines Kältemittelverdichters optimal regeln zu können.
In Fig. 15 ist schematisch dargestellt, wie ein Verdichter 101 der beschriebenen Bauart geregelt wird. Ein solcher Verdichter stellt im Betrieb ein Sauggasdruckniveau sowie ein Hochdruckniveau bereit. Ebenso weist auch der Kältemittelkreislauf diese Drucklagen auf. Eine gewisse Druckanpassung bzw. eine Druckeinstellung erfolgt mittels eines Expansionsotgans 103, welches wiederum auf Änderungen des Betriebszustands des Verdichters reagiert und gegebenenfalls regelnd eingreift. Im Verdichtertriebwerksraum wird beispielsweise durch Regelventile am Verdichter ein Druck eingestellt, der zwischen dem Sauggasdruckniveau und dem Hochdruckniveau liegt. Der Triebswerksraumdruck greift in das Kräftegleichgewicht bzw. das Momenten-Gleichgewicht an der Schwenkscheibe derart ein, daß der Kippwinkel der Schwenkscheibe verstellt werden kann. Wird der Triebwerksraumdruck geringfügig über dem Saugdruck eingestellt, so wird die Schwenkscheibe auf maximalen Kippwinkel verstellt. Wird der Triebwerksraumdruck deutlich über dem Saugdruck eingestellt, so wird die Schwenkscheibe auf minimalen Kippwinkel verstellt. Die Regelung erfolgt durch die möglichen Volumenströme zwischen den einzelnen Kammern bzw. Drucklagen. Im Weiteren stellen die Bezugszeichen 102 einen
Gaskühler /Verflüssiger, 104 einen Verdampfer und 105 eine Regelstrecke dar. Alternativ zu der durch die durchgezogene Linie gekennzeichneten Regelstrecke zwischen dem Gaskühler /Verflüssiger 103 und dem Druckniveau PV1, in der PV1 als Sollwert gewählt ist, ist eine zweite Alternative für eine Regelstrecke 105 gestrichelt eingezeichnet, welche PV2 als Sollwert aufweist. Eine derartige Regelstrecke ist insbesondere für das Kältemittel CO2 gängiger. Das beschriebene Modell ist hier vereinfacht dargestellt und als beispielhaft anzusehen.
Da sich beim Betrieb des Verdichters bzw. dem Betrieb des Fahrzeugs nahezu permanent die Drehzahl des Verdichtertriebwerks bzw. des Fahrzeugmotors ändert, sind bei Verdichtern nach dem Stand der Technik permanent Regeleingriffe notwendig, um z. B. eine konstante Förderleistung des Verdichters sicherzustellen oder den Sollwert zu halten. Da der Triebwerksraum ein vergleichsweise großes Volumen aufweist, ist die Regelung durch eine entsprechende Anpassung des Triebwerksraumdrucks träge und es kommt zu starkem Üb er schwingen. Demnach ist eine konstante Förderleistung des Verdichters nur unter schwierigen Umständen zu erzielen. Ebenso vermindern die Regeleingriffe die Leistung des Fahrzeugs bzw. konsumieren Leistung des antreibenden Motors.
Ausgehend von dem vorstehend diskutierten Stand der Technik ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Verdichter (insbesondere, aber nicht ausschließlich, einen Schwenkscheibenverdichter mit veränderlichem Kolbenhub) für die Anwendung in Fahrzeugklimaanlagen bereitzustellen, der eine im Vergleich zum Stand der Technik deutlich verbesserte Regelgeschwindigkeit aufweist und den Kältemittelmassenstrom in weiten Drehzahlbereichen ohne erheblichen Leistungs Verlust konstant halten kann. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch einen Verdichter mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst, wobei vorteilhafte Weiterentwicklungen und Details der Erfindung in den Unteransprüchen beschrieben sind.
Ein wesentlicher Punkt der vorliegenden Erfindung ist es also, daß ein Verdichter mit einer Verdichtereinheit gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 eine zusätzliche Regel- und/oder Steuereinrichtung für den sauggas seitigen Kältemittelmassenstrom und/oder den Druck an der Saugseite und/oder die Saugdichte aufweist. Durch eine derartige konstruktive Maßnahme ist neben einer Drosselung des Kältemittelmassen- Stroms ein Abregeleffekt (der den Großteil des Gesamteffekts ausmacht) bedingt, der sich aus der Nutzung der durch die Drosselung bedingten Druckdifferenz zwischen Druckseite bzw. dem an der Auslaßseite anliegenden Druck (P V2) und Saugseite bzw. dem auf den Kolben einwirkenden Druckniveau PV1* ergibt. Zur Illustration sei eine erfindungs- gerαäße Konstruktion nachstehend auf einen Axialkolbenverdichter angewandt betrachtet, wobei angemerkt sei, daß dies keineswegs einschränkend ausgelegt werden darf, da eine erfindungsgemäße Konstruktion auf eine ganze Reihe von Verdichtern einer anderen Bauart ebenfalls angewandt werden kann. Strömt das Kältemittel mit einem geringeren Druckniveau bzw. einer geringeren Saugdichte in die Zylinder des Axialkolbenverdichters ein, so weist der Verdichter bei einem gleichbleibenden Druck in der Triebwerkskammer die Tendenz auf, abzuregein, d.h. also den Kolbenhub zu verkleinern. Demnach greift die Begrenzung des Kältemittelmassenstroms bzw. des Saugdrucks direkt in die Regelung des Verdichters ein. In anderen Worten ausgedrückt, führt eine Veränderung des Volumenstroms in der Hauptsache zu einer Änderung der den Verdichter regelnden Druckdifferenz und damit zu einer vorbestimmten Regelcharakteristik.
In einer bevorzugten Aus führungs form eines erfindungsgemäßen Verdichters umfaßt die Regeleinrichtung eine Drosselstelle mit einem Stellglied. Insbesondere kann es sich bei der Drosselstelle um ein Drosselventil oder eine Drosselklappe handeln. Weiterhin ist auch ein Druckminderer denkbar. Das Stellglied sorgt für die Regelung des Kältemittel- massenstroms bzw. des Saugdrucks der auf den Kolben einwirkt (P V1*). Eine derartige
Maßnahme ist konstruktiv leicht umsetzbar und gewährleistet geringe Herstellungskosten.
Optional stellt das Stellglied der Regeleinrichtung den Kältemittelmassenstrom bzw. den Saugdruck drehzahlabhängig ein. Drehzahlen sind eine leicht zugängliche Regelgröße. Eine Detektierung von Drehzahlen kann beispielsweise durch die Erzeugung elektrischer Impulse (Induktionsprinzip) erfolgen, es ist beispielsweise jedoch auch eine direkte, fliehkraftabhängige Regelung denkbar. Durch eine drehzahlabhängige Regelung sind damit vielfältige konstruktive Ausgestaltungen eines erfindungsgemäßen Verdichters erschlossen, wobei auch hier niedrige Herstellungskosten einen Vorteil bieten.
Die Drosselstelle weist vorzugsweise einen dem Stellglied zugeordneten Anschlag für eine Stellung minimalen Strömungsquerschnitts auf, wobei dieser derart angeordnet ist, daß auch bei sehr hohen Drehzahlen des Verdichters ein vorbestimmter minimaler Kältemittelmassenstrom bzw. Saugdruck gewährleistet ist. Damit ist auf einfache Art und Weise sichergestellt, daß der Verdichter auch bei sehr hohen Drehzahlen nicht aufgrund der Drosselstelle bzw. der zusätzlichen Regeleinrichtung automatisch vollständig abregelt.
Das Stellglied ist in einer einfachen und damit kostengünstig zu produzierenden Variante eines erfindungsgemäßen Verdichters ein Stellkolben, welcher insbesondere in Form eines Stufenkolbens vorliegen kann.
Alternativ oder zusätzlich zu der beschriebenen Regeleinrichtung ist die besagte Steuereinrichtung für eine Steuerung bzw. eine Begrenzung des sauggasseitigen Kältemittelmassenstroms bzw. des Saugdrucks bzw. die Saugdichte vorgesehen. Eine Steuereinrichtung weist in der Regel einen konstruktiv einfachen Aufbau auf. In einer bevorzugten Ausführungsform umfaßt die Steuereinrichtung wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Ein- laßventil. Die Steuereinrichtung kann in dem bzw. den Einlaßventil(en) integriert sein. Bevorzugt ist das Einlaßventil ein druckgesteuertes Lamellenventil, das in einer konstruktiv einfachen Variante durch eine Ventilplatte mit Durchgangsdrosselbohrung und eine Sauglamelle gebildet ist. Die Sauglamelle ist vorzugsweise zungenförmig ausgebildet.
Handelt es sich bei dem erfindungsgemäßen Verdichter um einen Verdichter mit Kolben, insbesondere einen Axialkolbenverdichter, welcher einen Zylinderblock und wenigstens einen, insbesondere aber 5 bis 9 Kolben aufweist, welche in im Zylinderblock vorgesehenen Bohrungen axial hin- und herbewegbar sind, kann optional jedem Zylinder ein Einlaßventil zugeordnet sein, wobei die entsprechenden Sauglamellen für die Zylinder in ei- ner Sauglamellenplatine integriert sind. Dadurch verringert sich die benötigte Anzahl der Einzelteile für einen erfindungsgemäßen Verdichter, was die Herstellungskosten senkt. Das dem Einlaßventil zugeordnete bzw. zugewandte Ende des bzw. jedes Zylinderraums umfaßt in einer weiteren bevorzugten Ausführungsform eine ringförmige Erweiterung, die zur Befestigungsstelle der Sauglamelle hin abgeschrägt bzw. abgeflacht sein kann. Dadurch kann der Hub der Sauglamelle effektiv begrenzt werden. Wiederum unter der Voraussetzung, daß es sich um einen Verdichter handelt, welcher Kolben umfaßt, ist es vorteilhaft, wenn das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub in etwa 0,4 bis 1,5, insbesondere in etwa 0,65 bis 1,1 beträgt. Das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte beträgt vorzugs- weise in etwa 1,5 bis 5, insbesondere 2,5 bis 4. Das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und dem Hub der Sauglamelle beträgt in einer weiteren bevorzugten Aus führungs form etwa 2,5 bis 8, insbesondere 3,7 bis 6,7. Das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle kann in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24 betragen. Die vorstehend beschriebenen Verhältnisse, d.h. also die geometrischen Eigen- schaften des vorstehend beschriebenen Verdichters sind energetisch insbesondere für
Verdichter mit CO2 als Kältemittel günstig. Alternativ oder zusätzlich kann die Steuereinrichtung auch eine sauggasseitig angeordnete Blende umfassen, welche den Kältemittelmassenstrom bzw. Saugdruck bzw. die Saugdichte entsprechend definiert.
Handelt es sich bei dem erfindungsgemäßen Verdichter um einen Verdichter, welcher eine Schwenkscheibe aufweist, so ist der Auslenkwinkel der Schwenkscheibe, welche den Kolbenhub des Verdichters bestimmt, weitestgehend durch die Interaktion des Drucks Pc in einem im wesentlichen die Schwenkscheibe aufnehmenden Triebwerksraum einerseits und des Kältemittelmassenstroms auf der Saugseite bzw. des Saugdrucks PVi* andererseits bestimmt. Eine weitere am Kolben angreifende Kraft wird durch den Druck PV2 an der Hochdruckseite erzeugt. Durch eine Regelung des Drucks im Triebwerksraum einerseits und eine Regelung bzw. Steuerung des Saugdrucks PV1* andererseits kann somit eine ideale Regelung des Kolbenhubs verwirklicht werden, wobei für „größere" Regeleingriffe eine Änderung des Drucks in der Triebwerkskammer bzw. im Triebwerksraum zu bevor- zugen ist, während eine Feinabstimmung durch eine schnelle Regelung bzw. die durch die Steuereinrichtung definierte Begrenzung des Saugdrucks erfolgen kann. Wie bereits ausgeführt, ist die Regelung bzw. Steuerung des Saugdrucks mit einer deutlich geringeren Last für den Motor verbunden als die Regelung des Drucks in der Triebwerkskammer, so daß schnelle kleine Regeleingriffe ohne größere Leistungsverluste durchführbar sind bzw. erst gar nicht nötig werden.
Die Regeleinrichtung kann von außerhalb des Verdichters betätigbar bzw. ansteuerbar sein. Insbesondere kommt hierfür eine Magnetspule oder dgl. Vorrichtung in Frage. Eine einfache Wartung und ein einfacher Austausch der Betätigungseinrichtung für die Regeleinrichtung ist damit gewährleistet. Bei einer konstruktiv einfachen und demnach bevorzugten Aus führungs form umfaßt die Regel- und/oder Steuereinrichtung einen sauggasseitigen Olabscheider, der multifunktionale Bedeutung aufweist. Einerseits wird Öl, welches im Sauggas vorhanden ist, abgeschieden, andererseits kann dadurch gleichzeitig einen Druckregulierung bzw. eine Regu- lierung des Kältemittelmassenstroms erfolgen.
In einer Variante eines erfindungsgemäßen Verdichters ist die Regeleinrichtung selbstregulierend und insbesondere abhängig von der Differenz der Drücke an der Auslaß- bzw. Hochdruckseite einerseits und der Einlaß- bzw. Saugseite des Verdichters andererseits. Damit wird unter Berücksichtigung der wichtigsten Betriebsparameter eine sichere Regelung des Verdichters gewährleistet.
Vorzugsweise ist, insbesondere im Falle eines Verdichters der Schwenkscheiben-Bauart, eine Momentenverteilung der rotatorisch und der translatorisch bewegten bzw. bewegba- ren Bauteile des Verdichters derart ausgeprägt, daß bei einer Erhöhung der Verdichterdrehzahl eine im Wesentlichen konstante Regelcharakteristik gewährleistet ist (d. h. ausgeglichene Momente). Wiederum am Beispiel eines Schwenkscheibenverdichters erläutert, heißt dies, daß der Kippwinkel der Schwenkscheibe im wesentlichen gleich bleibt oder abnimmt. Somit sind in einer günstigen Merkmalskombination eines erfindungsgemäßen Verdichters (wiederum am Beispiel des Schwenkscheibenverdichters erläutert) drei
Mechanismen gegeben, die die Regelung des Verdichters beeinflussen, nämlich einerseits der Kältemittelmassenstrom an der Sauggasseite bzw. der Saugdruck PV1*, welcher erfindungsgemäß Steuer- bzw. regelbar ist , sowie der Druck in der Triebwerkskammer und die Momentenverteilung der Komponenten des Verdichters. Dies bedeutet, daß aufgrund der Bauweise der Schwenkscheibe bzw. der Kolben die Momentenverteilung bzw. das
Momentenverhältnis bewirkt, daß der Verdichter sich in Bezug auf die Drehzahl neutral verhält, d. h. insbesondere nicht aufregelt. Eine Abregeltätigkeit wird bei Bedarf durch einen entsprechenden Regeleingriff für den Druck Pc im Triebwerksraum unterstützt, wobei insbesondere kleinere Regeleingriffe über die Justierung bzw. definierte Steue- rung/Begrenzung des Saugdrucks PV1* ohne nennenswerte Leistungsverluste des Motors erfolgen können.
Die Regel- und/oder Steuereinrichtung kann in einem sich vornehmlich im Zylinderkopf des Verdichters erstreckenden Sauggaskanal angeordnet sein. Der Sauggaskanal verbindet einen Sauggaseinlaß des Verdichters mit einer Sauggaskammer, die den Einlaßöffnungen der einzelnen Zylinder vorgeschaltet bzw. vor diesen angeordnet ist. Die Regeleinrichtung kann des weiteren Mittel zum Messen des Kältemittelmas senstroms und/oder des Drucks im Sauggaskanal (sowohl beidseitig der Drosselstelle als auch nur auf einer Seite der Drosselstelle) und/oder der Drehzahl des Verdichters und/oder des diesen antreibenden Motors und/oder eines Verdichterausgangs seitigen Druckes umfas- sen. Je nach der konkreten Bauart des Verdichters ist somit eine Regelung desselben auf Basis einer leicht zugänglichen Größe möglich.
Das Stellglied der Regeleinrichtung wirkt optional gegen die Kraft eines elastischen Elementes, insbesondere gegen die Kraft einer Feder. Dies ermöglicht einen weiten Bereich verschiedener Regelcharakteristiken (je nachdem, welche Charakteristik das elastische Element aufweist) und stellt gleichzeitig eine einfach zu realisierende selbsttätige Regelung des Stellgliedes dar. In einer bevorzugten Aus führungs form hiervon ist die Kraft des elastischen Elements insbesondere durch eine Stellschraube oder dgl. Vorrichtung einstellbar. Dadurch wird gewährleistet, daß mit ein und demselben Aufbau verschiedene Regelcharakteristiken einfach eingestellt werden können. Auch Toleranzen bei der Herstellung des elastischen Elements bzw. der Eigenschaften des elastischen Elements können somit leicht ausgeglichen werden, da eine Feineinstellung der Charakteristik des elastischen Elements möglich ist.
In einer konstruktiv besonders einfach realisierbaren Bauform ist das Stellglied zwischen Druckgas- und Sauggasseite angeordnet und wird damit durch die Beaufschlagung mit den Drücken einerseits der Druckgasseite und andererseits der Sauggasseite selbsttätig (ggf. gegen die Wirkung des elastischen Elements) geregelt.
In einer weiteren bevorzugten Aus führungs form umfasst die Regel- bzw. Steuereinrichtung eine Drosselstelle mit konstantem Querschnitt. Diese Drosselstelle kann beispielsweise als einzige regelnde Einrichtung bei einem erfindungsgemäßen Verdichter vorliegen oder aber auch in Kombination mit einer Drosselstelle, welche ein Stellglied umfasst. Insbesondere bei Verdichtern mit einem hohen Arbeitsdruck also beispielsweise Ver- dichtem, welche CO2 als Kältemittel verwenden, kann bereits durch diese einfache konstruktive Maßnahme der gewünschte Erfolg erzielt werden. Optional sind die Saugleitung und/oder eine Verbindung zwischen dem Verdichter und einem Verdampfer ein Bestandteil der Regeleinrichtung, wobei insbesondere im Fall einer Drosselstelle mit konstantem Querschnitt eine effiziente Regelung des Verdichters durch eine entsprechende Auslegung der Saugleitung und/oder der Verbindung zwischen dem Verdichter und dem Verdampfer erzielt werden kann. Eine besonders effiziente Variante eines erfindungsgemäßen Verdichters ergibt sich, wenn an beiden Seiten der Regeleinrichtung eine Druckdifferenz von etwa 1 bar bei einer Verdichterdrehzahl von etwa 600 U/min und/oder von etwa 10 bar bei etwa 8000 U/min vorliegt. Die Regeleinrichtung bzw. Drosselstelle umfasst vorzugsweise eine Rohrleitung mit einem Rohrquerschnitt von etwa 8 mm bis 10 mm, wobei dies insbesondere im Falle einer Drosselstelle mit konstantem Querschnitt eine gewünschte Regelcharakteristik sicherstellt. Wie bereits vorstehend erwähnt findet in einer besonderen Bauform eines erfindungsgemäßen Verdichters CO2 als Kältemittel Verwendung.
Ein besonders effizient und mit wenigen Regeleingriffen betreffend den Druck Pc im Triebwerksraum auskommender Verdichter ergibt sich, wenn ein Moment infolge der rotatorischen bewegten Bauteile des Verdichters im wesentlichen gleich groß ist wie ein Moment aufgrund der translatorisch bewegten Bauteile des Verdichters d. h. wenn sich der Verdichter in seinem Regelverhalten drehzahlneutral verhält.
Die Erfindung wird nachfolgend in Hinsicht auf weitere Vorteile und Merkmale beispielhaft und unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben. Die Zeichnungen zeigen in:
Fig. 1 eine erste bevorzugte Aus führungs form eines erfindungsgemäßen
Verdichters in einer Schnittansicht;
Fig. 2 eine schematische Darstellung der Funktionsweise einer zweiten bevorzugten Aus führungs form eines erfindungsgemäßen Verdichters;
Fig.3 Darstellung eines für die Berechnung der Momentenverhältnisse maßgeblichen Koordinatensystems;
Fig. 4 Schnitt- und Explosionsdarstellung eines Schwenkscheibenmechanismus;
Fig. 5 bis Fig. 7 die Regelcharakteristik eines Verdichters für verschiedene
Momentenverteilungen der translatorisch und rotatorisch bewegbaren Komponenten des Verdichters;
Fig.8 einen Kolben eines Verdichters der ersten oder zweiten bevorzugten
Aus führungs form mit den auf ihn einwirkenden Druckverhältnissen; Fig.9a bis 9c ein Massenstrom-Diagramm, ein p-V-Diagramm und eine Regelcharakteristik eines erfindungsgemäßen Verdichters;
Fig. 10 bis 13 weitere Beispiele für Regelcharakteristiken eines Verdichters, der bei zunehmender Drehzahl eine aufregelnde Tendenz aufweist, und eines Verdichters, der eine abregelnde Tendenz zeigt; und
Fig. 14 eine schematische Detaildarstellung einer dritten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters.
Aus Fig. 1 ist ersichtlich, daß eine erste bevorzugte Aus führungs form eines erfindungsgemäßen Verdichters ein Gehäuse 1, einen Zylinderblock 2 und einen Zylinderkopf 3 umfaßt. Im Zylinderblock 2 sind Kolben 4 axial hin- und herbewegbar gelagert. Der Antrieb des Verdichters erfolgt über eine Riemenscheibe 5 mittels einer Antriebswelle 6. Bei dem vorliegenden Verdichter handelt es sich um einen Verdichter mit variablem Kolbenhub, wobei der Kolbenhub durch einen Auslenkwinkel einer Schwenkscheibe 7 bestimmt ist. Die Schwenkscheibe 7 steht über Gleitsteine 8 mit den Kolben 4 in Wirkeingriff und wird von der Antriebswelle 6 drehangetrieben. Der Auslenkwinkel der Schwenkscheibe 7 kann, wie aus dem Stand der Technik bekannt, durch eine Druckänderung in einer Triebwerks- kammer 8', in welcher im wesentlichen die Schwenkscheibe angeordnet ist, beeinflußt werden. Die Triebwerkskammer 8' kann mit Drücken zwischen einem Saugdruck, also einem an einer Einlaßseite des Verdichters vorherrschenden Druck, und einem Hochdruck, d.h. einem an einer Auslaßseite des Verdichters vorherrschenden Druck, beaufschlagt werden. Je nach dem in der Triebwerkskammer 8' vorherrschenden Druck bzw. je nach der Differenz der Drücke an der Saugseite und in der Triebwerks kammer ergibt sich ein vorbestimmter Auslenkwinkel für die Schwenkscheibe und somit ein vorbestimmter Druck an der Auslaßseite des Verdichters.
Eine zweite, den Auslenkwinkel der Schwenkscheibe 7 beeinflussende Größe ist die Momentenverteilung zwischen den translatorisch beweglichen Bauteilen des Zylinders, wie beispielsweise den Kolben 4 oder den Gleitsteinen 8, und den rotatorisch bewegbaren Bauteilen des Verdichters, wie beispielsweise der Schwenkscheibe 7. Hier kann durch eine entsprechende Masse bzw. Momentenverteilung erreicht werden, daß der Verdichter bei hohen Drehzahlen eine eher abregelnde Tendenz aufweist. Dies ist gerade bei modernen Verdichtern gewünscht, um ohne eine große Anzahl von Regeleingriffen ein Vereisen insbesondere bei hohen Drehzahlen vermeiden zu können. Auf die genaue konstruktive Ausgestaltung bezüglich der Momente sei nach einer kurzen Erläuterung der weiteren wichtigen Merkmale des erfindungsgemäßen Verdichters gemäß der ersten bevorzugten Aus führungs form genauer eingegangen.
Wie Fig. 1 weiterhin entnehmbar ist, ist im Zylinderkopf 3 ein Sauggaskanal 9 angeord- net, welcher einen Sauggaseinlaß 10 mit einer Sauggaskammer 11 verbindet, welche den Zylindern vorgeschaltet angeordnet ist. Das komprimierte Fluid bzw. Kältemittel wird über eine Druckgas- bzw. Auslaßkammer 12 dem Kältemittelkreislauf zur Verfügung gestellt. Im Sauggaskanal 9 ist zur Regulierung des sauggasseitigen Kältemittelmassenstroms und damit auch des Druckes an der Saugseite des Verdichters eine Regeleinrichtung an- gebracht. Diese umfaßt einen Stellkolben 13, welcher, alternativ zur dargestellten Ausführungsform auch als Stufenkolben ausgebildet sein kann, ein elastisches Element in Form einer Feder 14 sowie eine Stellschraube 15, die dazu dient, die Vorspannung der Feder 14 einzustellen. Der Stellkolben 13 ist auf seiner der Auslaß- bzw. Druckgaskammer 12 zugeneigten Seite mit dem Auslaß- bzw. Hochdruck beaufschlagt, während er auf der der Stellschraube 15 zugeneigten Seite, d.h. also auf der dem Sauggaseinlaß 10 zugeneigten Seite, mit dem Saug- bzw. Einlaßdruck beaufschlagt ist. Je höher der. Auslaßdruck des Verdichters ist, um so weiter wird der Kolben 13, welcher das Stellglied der Regeleinheit darstellt, in den Sauggaskanal 9 hineingedrückt und verengt dadurch dessen Querschnitt. Daraus resultiert ein geringerer Kältemittelmassenstrom zu der Sauggaskammer 11 hin, was zu einem niedrigeren Druck in der Sauggaskammer 11 und somit zu einem abregelnden Verhalten des Verdichters führt.
Aus der Zeichnung nicht deutlich ersichtlich ist, daß dem Stellkolben 13 ein Anschlag für eine Stellung minimalen Strömungsquerschnitts zugeordnet ist. Dadurch ist sichergestellt, daß auch bei sehr hohen Drehzahlen des Verdichters und einem relativ hohen Ausgangsdruck ein vorbestimmter minimaler Kältemittelstrom bzw. Saugdruck gewährleistet ist. Die Regeleinheit mit dem Stellkolben 13, der Feder 14 und der Stellschraube 15 ist also selbstregulierend, wobei die Regelung abhängig von den Drücken an der Auslaß- und der Einlaß- bzw. Sauggasseite erfolgt. Somit kann an dieser Stelle festgehalten werden, daß der Auslenkwinkel der Schwenkscheibe 7 durch die Interaktion des Drucks im Triebwerksraum 8' einerseits und des Kältemittelmassenstroms auf der Sauggasseite bzw. des Saugdrucks andererseits bestimmt ist, wobei der Saugdruck selbst wiederum abhängig vom Ausgangsdruck des Verdichters ist, so daß eine rückgekoppelte Regelung für den Verdichter entsteht.
Alternativ zu der in der Fig. 1 dargestellten selbsttätigen Regelung kann die Regeleinrichtung, die in der schematischen Darstellung der Fig. 2 allgemein als Drosselstelle 17 bezeichnet ist, selbstverständlich auch durch externe Regelgrößen sowie auch durch externe Vorrichtungen, wie beispielsweise eine Magnetspule, geregelt werden. In Fig. 2 ist dargestellt, daß die Drosselstelle 17 bzw. die Drossel (Stellglied) durch ein externes Signal 16 geregelt wird. Dieses Signal kann z.B. auf Basis einer Messung des Massenstroms, des Drucks auf der Hochdruckseite oder eines Differenzdrucks zwischen Sauggaskanal und Hochdruckseite bzw. eines Differenzdrucks im Sauggaskanal, der sich durch die verschiedenen Drücke PV1 und PV1* auf den beiden Seiten der Drosselstelle 17 ergibt, generiert werden. Selbstverständlich sind auch andere Parameter, wie beispielsweise eine Drehzahl, oder aber auch Temperaturen oder dgl. Größen als Basis des Signals 16 denkbar.
In Fig. 2 ist ferner eine schematische Darstellung des Kältekreislaufs in einem h vs.. log p- Diagramm (überkritischer Prozeß, mit CO2 als Kältemittel) in einer Darstellung an der Drosselstelle (δPV) gezeigt.
Wie bereits bei der Beschreibung der Fig. 1 erwähnt, hat auch die Momentenverteilung zwischen den translatorisch bewegten Massen des Verdichters, wie beispielsweise den Kolben 4, und den rotatorisch bewegten Massen, die beispielsweise die Schwenkscheibe 7 beinhalten, eine regelnde Wirkung auf den Verdichter. In der Folge sei etwas näher auf dieses Momentenverhältnis eingegangen. Zur Veranschaulichung sei eine vereinfachte, als beispielhaft anzusehende Herleitung für die verschiedenen Momente betrachtet. Bei komplexen Geometrien insbesondere der Schwenkscheibe (wenn die anschauliche Betrachtung keine zufriedenstellenden Werte mehr liefert) können die Massenträgheitsmomente und Deviationsmomente sowie andere, von Geometrie und Dichte der Materialien beeinflußte Größen, auf einfache Weise mittels CAD berechnet werden.
In der vereinfachten, jedoch anschaulichen Herleitung der Massenträgheitsmomente wird davon ausgegangen, daß der Schwerpunkt der Schwenkscheibe im Kippgelenk auf der Wellenmittelachse liegt, also kein Steineranteil oder ähnliches berücksichtigt werden muß. Für die Herleitung des Deviationsmomentes gelten im allgemeinen die folgenden mathe- matischen Zusammenhänge, wobei das maßgebliche Koordinatensystem in Fig. 3 dargestellt ist:
Jyz = -J1COSa2 cosa3 -J2 cosß2 cosß3— J3cosγ2cosγ3
( CXX11 = 0 ßßjl == 9 900°° Richtungswinkel der x-Achse
Yl = 90° gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, T|, -ζ
Ct2 = 90° ß2 = Ψ • Richtungswinkel der y-Achse γ2 = 90° + ψ gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, T|, -ζ
= 90° ß3 = 90° -Ψ Richtungswinkel der z-Achse
Y3 = ψ gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, T|, -ζ
Das hierbei verwendete Koordinatensystem geht, wie vorstehend erwähnt, aus Fig. 3 her- vor. Weiterhin gilt für einen „Ring":
J2 = Jη = — Oa2 + *i2 + —) sowie
Figure imgf000017_0001
(Anmerkung: J3 « 2 J2)
Für das Deviationsmoment, welches für die Schwenkbewegung maßgebend ist, gilt :
Jy2 = -Ja cosψ sinψ + J3 cosψ sinψ
Unabhängig von der Fig. 3 gilt für das Moment infolge Massenkräfte der Kolben:
Figure imgf000017_0002
Z; = Rω2 tanα cosß;
M(Fmi) = mk R cosß; 2; u
Mkjges = mk R ^Z j cosß;
1=1
sowie für das Moment Msw infolge des Deviationsmoments:
Msw = J.x ω τ . msw msw h2
Jy2 = { — (ϊa2 + ϊi2) " — (^a2 + tf + y )} COS(X SinCC
J72 = ^- sin2α (3ra 2 + 3r; 2 - h2) •
Im Zusammenhang mit der Erfindung soll für einen beliebigen Kippwinkel oder Kippwinkelbereich folgendes Momentenverhältnis konstruktiv verwirklicht werden:
Msw > Mk ges bzw. bevorzugt der Unterfall Msw = Mk ges
Damit gilt auch:
msw [ω2 R2 mk tanα J] cos2ß ≤ ω2 — - sin2α (3ra 2 + 3r; 2-h2)]
Wie bereits erläutert, läßt sich das (Kipp-)Moment der Schwenkscheibe infolge des zugehörigen Deviationsmoments durch verschiedene Parameter (Geometrie, Dichteverteilung, Masse, Massenschwerpunkt) bewußt so einstellen, daß
Msw > Mk ges oder aber der Unterfall Msw = Mk>ges gilt.
Im Zusammenhang mit den angegebenen Gleichungen bedeutet:
θ Drehwinkel der Welle (wobei die vor- und nachstehenden Betrachtungen der Einfachheit halber für θ=0 angestellt werden) η Anzahl der Kolben
R Abstand der Kolbenachse zur Wellenachse ω Wellendrehzahl α Kippwinkel des Schwenkringes/Schwenkscheibe mk Masse eines Kolbens inklusive Gleitsteine bzw. Gleitsteinpaar m k,ges Masse aller Kolben inklusive Gleitsteine msw Masse des Schwenkringes ra Außenradius des Schwenkringes r, Innenradius des Schwenkringes h Höhe des Schwenkringes g Dichte des Schwenkringes
V Volumen des Schwenkringes ß, Winkelposition des Kolbens i
Z1 Beschleunigung des Kolbens i Fm, Massenkraft des Kolbens i (inklusive Gleitsteine)
M(Fmi) Moment infolge der Massenkraft des Kolbens i Mk ges Moment infolge der Massenkraft aller Kolben
Msw Moment infolge des Aufstellmomentes des Schwenkringes/Schwenkscheibe infolge des Deviationsmoments (Jyz)
Fig. 4 zeigt das der Herleitung beispielhaft zugrunde gelegte Triebwerk der Schwenkscheibenbauart. Bei der Herleitung wird vereinfacht das Kippmoment Msw infolge des Deviationsmomentes Jy2 der Schwenkscheibe zu den translatorisch bewegten Massen, bzw. dem dadurch erzeugten Moment Mκ>ges ins Verhältnis gesetzt. Vereinfachend werden Kräfte und Momente der Stifte bzw. der Gaskraftstütze oder ähnliches in dem Berechnungsschema nicht erfaßt. Diesen kommt eine untergeordnete Bedeutung bei.
Aus den mathematischen Zusammenhängen ist zu erkennen, daß sich aus der Gleichung der Drehzahleinfluß herauskürzen läßt. Ansonsten sind noch geometrische Größen ent- halten die in bestimmten Zusammenhängen zueinander stehen und grundsätzlich inklusive der Bauteildichten und Dichteverteilungen, so gewählt werden können, daß die Summe der Momente infolge Massenkräfte gleich Null eingestellt werden kann.
Aus den Figuren 5, 6 und 7 geht jeweils ein Berechnungsschema gemäß der verwendeten Gleichungen hervor. Weiterhin wird als Berechnungsergebnis das Momentengleichgewicht dargestellt. Dazu wird außerdem (qualitativ) eine Kippcharakteristik dargestellt, wie sie sich unter Berücksichtigung der Gaskräfte ergeben würde. Die Kipp Charakteristiken der Figuren 5, 6 und 7 ergeben sich dann, wenn neben der Variation von Drehzahl und dem Treibwerksraumdruck neben den erläuterten Kräften und Momenten ein bestimmter Saugdruck und ein bestimmter Hochdruck systembedingt aufgeprägt werden. Dabei wird davon ausgegangen, daß in etwa der vor dem Verdichter anliegende Ansaugdruck und der nach dem Verdichter anliegende Hochdruck dem Saugdruck und dem Hochdruck im Verdichter entsprechen, d.h. keine Drosselung im Verdichter vorliegt.
In Bezug auf die nach den angegebenen Gleichungen berechneten Momentengleich- gewichte ergibt sich gemäß
• Fig. 5 ein Triebwerk mit aufregelndem Verhalten ,
• Fig. 6 ein Triebwerk mit abregelndem Verhalten, sowie gemäß
• Fig. 7 ein Triebwerk mit neutralem Verhalten.
Anhand Fig. 7 sowie der Gleichung der Momentensumme kann man einen Einfluß des Kippwinkels leicht nachvollziehen. Der Effekt ergibt sich aus den Verläufen der Terme tan(α) und sin(2α). D.h. die Momentenbilanz kann in der Auslegung für genau einen Kippwinkel ausgeglichen werden; geschieht das z.B. für den maximalen Kippwinkel der Schwenkscheibe, so gibt es kleinere Abweichungen in der Momentenbilanz für andere Kippwinkel. Diese Abweichungen kann man aber relativ klein halten.
Für folgende Kippwinkel ist die Einstellung des Momentengleichgewichts denkbar:
für α • „<=α<=α_: MK;ges=M, für α= (αmax -αmin) /2: Mκ>ge,=M„_ für αmax=αmax: MK)geS-MSλv für α>=αmax: MK1881=M,,
Die beiden zuletzt genannten Fälle sind zu bevorzugen.
Der Vorteil eines in der Momentenbilanz weitgehend ausgeglichenen Triebwerks liegt unter anderem darin, daß sich bei Drehzahlerhöhung nicht auch noch der Kolbenhub erhöht, d.h. in einem solchen (unerwünschten) Fall wären zwei Effekte vorhanden, die kompensiert werden müßten. Es lässt sich also festhalten, daß der Fall zu bevorzugen ist, in dem Mk ges in etwa gleich Msw ist, was zu einem drehzahlneutralen Regelverhalten des Verdichters führt. Falls gewünscht kann auch Msw größer als Mk ges gewählt werden, was bei hohen Drehzahlen zu einem abregelnden Verhalten des Verdichters führt; keinesfalls jedoch wünschenswert ist der Fall, in dem gilt, daß Mk ges größer ist als MSλV (Aufregeln des Verdichters mit zunehmender Drehzahl).
Wie vorstehend erwähnt ist es zu bevorzugen, daß Mk ges in etwa MSΛT entspricht. Wie Fig. 7 zu entnehmen ist, ist in einer Auftragung des Triebwerksraumdrucks über dem
Kippwinkel für alle Drehzahlen n bei einer ungefähren Momentengleichheit der Kurvenverlauf sehr ähnlich. Dies spiegelt sich auch in einer Auftragung des Moments gegen den Kippwinkel wieder, aus der entnommen werden kann, daß für alle Kippwinkel die Momentenbilanz nahezu konstant ist. Die Einzelmomente jedoch variieren durchaus für verschiedene Kippwinkel, wobei Mk ges im gesamten dargestellten Bereich für zunehmende Kippwinkel ansteigend ist, während Msw für zunehmenden Kippwinkel abnehmend ist, so daß sich die dargestellte Momentenbilanz Mk + Msw, welche in etwa konstant ist, ergibt. Ein durch einen derartigen Momentenverlauf gekennzeichneter Verdichter ist somit in seiner Regelcharakteristik nahezu drehzahlunabhängig.
Ist der Effekt aufgrund der Momentenbilanz abregelnd wirksam, so stimmt zumindest die Tendenz. Allerdings ist der Einfluß auf die wirksamen Momente Msw und Mκ durch die Drehzahl quadratisch gegenüber dem linearen Einfluß der Drehzahl auf das Hubvolumen und somit nur bedingt geeignet, den geförderten Massenstrom konstant zu halten.
Neben dem sich gegenüber den Drehzahlveränderungen neutral verhaltenden Triebwerk, wird der Kippwinkel der Schwenkscheibe im wesentlichen nur durch Variation der Drücke PV1 (Saugdruck), PV2 (Hoch- bzw. Auslaßdruck), sowie des Triebwerksraumdruckes pc verändert. In einem konstanten Betriebspunkt bei vorgegebenem PV1 und PV2 geschieht die Änderung normalerweise im wesentlichen nur durch den Triebwerksraumdruck pc. Bei Auslegung eines Triebwerkes nach den beschriebenen Kriterien ist bei Drehzahländerung ein proportionales Verhalten in Bezug auf den geförderten Kältemittelmassenstrom vorhanden. D.h. verdoppelt sich die Verdichterdrehzahl bei gleichbleibenden Schwenk- scheibenkippwinkel, was bei einem sich neutral verhaltenden Triebwerk gegeben ist, so wird auch in etwa die doppelte Kältemittelmenge gefördert. Eine Förderung genau der doppelten Kältemittelmenge ergibt sich, wenn man weitere Verluste, welche durch die geänderten Strömungsverhältnisse etc. entstehen vernachlässigt. Unter Berücksichtigung der geänderten Strömungsverhältnisse können sich Abweichungen ergeben.
Um bei einer z.B. deutlichen Steigerung der Drehzahl den geförderten Kältemittelmassenstrom konstant zu halten bzw. zu limitieren, ist, wie bereits bei der Beschreibung der Figuren 1 und 2 erläutert, im Bereich der Kältemittelansaugung eine Drosselstelle vorgesehen, die variabel ist und schnell eingreift.
Es ist möglich, den Verdichter derart auszulegen, daß die Drosselung direkt in Abhängigkeit der Verdichterdrehzahl eingreift (wie z.B. in der zweiten bevorzugten Ausführungsform, vgl. Fig. 2). In der ersten bevorzugten Aus führungs form hingegen (vgl. Fig. 1) ist der Querschnitt der Drosselstelle eine Funktion des Verdichterhochdruckes PV2, d.h. die Drosselung wird hochdruckabhängig gesteuert.
Erhöht sich die Verdichterdrehzahl (z.B. schlagartig), so steigt der Druck PV2 in etwa ebenso schnell an. Da hochdruckseitig keine wesentliche Drosselung stattfindet, kann man sowohl PV2 für den systemseitigen Hochdruck als auch für das Druckniveau hochdruckseitig im Zylinderkopf annehmen. Druckverluste der Rohrleitungen spielen nur eine untergeordnete Rolle, so daß sie in dieser Betrachtung vernachlässigt werden können.
Weiterhin sinkt bei der angesprochenen Erhöhung der Verdichterdrehzahl der Saugdruck ab, wobei der Druck PV1, der vor der Drosselstelle herrscht, in etwa sein Niveau hält (systems ei tige s Druckniveau auf der Saugseite), während der Druck PVi* nach der Drosselstelle gegenüber PV1 absinkt. Der Druck PV2 wirkt nun als wesentliche Stellgröße (neben dem Saugdruck) so auf den Drosselungsmechanismus ein, daß der Querschnitt der Drosselstelle verkleinert wird. Das Absenken des Druckes PV1 auf den Druck PVi* hinter der Drosselstelle hat die Folge, daß an den Zylindern (an den Saugventilen) eine verringerte Saugdichte (verringerter Druck) anliegt; dadurch nimmt der Druck im Zylinder bzw. an den Endflächen der Kolben (die in Richtung der Ventilplatte gerichtet sind) ab, so daß sich der Kippwinkel tendenziell verkleinert. Weiterhin führt das dazu, daß sich der Druck PV2 wieder verkleinert, was wiederum eine Rückkopplung auf die Drossel zur Folge hat.
Da im wesentlichen der Ansaugzustand des Verdichters, der durch die Größen tvi und PV1 beschrieben werden kann (vgl. Fig. 14), nicht geändert wird, wird das angegeben Expansions ventil seine Einstellung nicht verändern und die Druckniveaus PV1 und PV2 bleiben ebenfalls erhalten. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß die Regelstrecke auch anders beschaffen sein kann, so daß anstelle von PV1 der Druck PV2 zur Zustandsbe- schreibung des Verdichters herangezogen werden kann.
Zusammengefaßt bleiben die thermodynamischen Größen vor dem Verdichter und hinter dem Verdichter (in Kreislaufrichtung) gleich und das Regelungsorgan im System greift nicht ein.
Neben einem thermostatischen Expansionsorgan sind natürlich auch anders arbeitende und anders angesteuerte Expansionsorgane denkbar.
Durch die Erhöhung der Verdichterdrehzahl reguliert sich der Verdichter selbsttätig, indem neben dem Triebwerksraumdruck Pc der Ansaugdruck PV1 oder der Hochdruck PV2 regulierend wirksam wird. Da PV1 bzw. PV2 auch vom Betriebszustand des Systems aufge- pϊägt werden, wo in der Regel bei Änderung der Verdichterdrehzahl nicht zwangsläufig ebenfalls Änderungen erwünscht sind, wird ein Druck PV1* herbeigeführt, der als Gaskraft an den Kolben in das Kräfte- bzw. Momentengleichgewicht der Schwenkscheibe eingreifen kann.
D.h. in einem Betriebzustand mit sich plötzlich erhöhender Drehzahl wird, um den Hochdruck PV2 und den Massenstrom auf einem gleichen Niveau zu halten, der Saugdruck hinter der Drosselstelle abgesenkt, so daß das Druckniveau PV]* entsteht. An den Kolben wirken auf der einen Seite die Drücke PV1» und PV2, sowie an der anderen Seite (trieb werksseitig) der Druck Pc (vgl. Fig. 8). Wird PV1 auf das Niveau PV1* abgesenkt, so wird der Kippwinkel der Schwenkscheibe verkleinert, und zwar ohne daß der Kurbelraumdruck geändert werden müßte. D.h. gegenüber dem Stand der Technik, bei der der Triebwerksraumdruck Pc als Stellgröße eingesetzt wird, wird erfindungsgemäß eine wei- tere Stellgröße PV1* eingeführt.
Der Druck PV1* kann deutlich kleiner als PY1 sein (durchaus um 5 bis 15 bar). Da je nach Betriebspunkt eine solche Drosselung mit deutlichen Verlusten behaftet sein kann, ist die Drosselstelle bzw. Regeleinrichtung in einem weiten Bereich variabel. Die Drosselstelle, die je nach Stellung den Sauggasleitungsquerschnitt mehr oder weniger verengt, hat in einer bevorzugten Aus führungs form drei verschiedene Arbeitsbereiche:
In der ersten Stellung wird keine Drosselung herbeigeführt (Betriebs Stellung 1)
- In der zweiten Stellung wirken saugseitig an dem Kolben ein Druck, der zwischen den Drücken PV1 und PVi* liegt, und hochdruckseitig der Druck PV2. Weiterhin wirkt als Führungsgröße z.B. die Kraft einer Druckfeder. In der zweiten Stellung wird je nach anliegenden Gaskräften stark oder weniger stark gedrosselt (Betriebsstellung 2) .
In einer dritten Stellung kann der Stellkolben bei vorliegendem minimalem Strömungsquerschnitt in der Saugleitung in einen Anschlag fallen. Ein minimaler Strömungsquerschnitt wird dabei aufrechterhalten (Betriebsstellung 3).
Es versteht sich, daß das hier vorgeschlagene Prinzip nur als beispielhaft anzusehen ist. Es kann z.B. auch ein gestufter Kolben zum Einsatz kommen, wo für die Drücke PV1 und PV2 jeweils ein unterschiedlicher Durchmesser zur Beaufschlagung zur Verfügung steht. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Stellglied bzw. der Kolben möglichst leckagefrei arbeiten soll, was durch Kolbenringe sichergestellt ist. Auch andere Abdichtmaßnah- men sind denkbar.
Fig. 9a zeigt für ein vorgegebenes Druckniveau PV1 und PV2 des Klimasystems die einstellbaren Massenströme (qualitative Darstellung), während Fig. 9b das dazu korrespon- dierende p-V-Diagramm zeigt. Ausgehend vom Ursprung, wächst mit der Drehzahl der erreichbare Massenstrom. Die Hüllkurve der entsprechenden Steigung zeigt den geförderten Massenstrom für maximalen Schwenkscheibenkippwinkel/maximales geometrisches Hubvolumen. Der Kältemittelmassenstrom m, bei der Drehzahl nt verdoppelt sich z.B. auf einen Kältemittelmassenstrom m2 bei einer entsprechenden Drehzahlvergrößerung von n2 = 2 X n1Je größer der gewünschte Kältemittelmassenstrom ist, desto größer muß auch die Verdichterdrehzahl sein, um bei maximalem Verdichterhub diesen zu erreichen. Ist der gewünschte Kältemittelmassenstrom erreicht, z.B. ml5 m2 oder m3, so ist bei weiterer Drehzahlerhöhung keine Erhöhung des Kältemittelmassenstroms erwünscht. Die im Diagramm dargestellten waagerechten Verläufe für ml5 m2 und m3 korrespondieren jeweils mit einem bestimmten Triebwerksraumdruck, der in etwa konstant ist. Im Bereich der waagerechten Linien kommt mit zunehmender Drehzahl der Effekt der sauggasseiti- gen Drosselstelle zum Tragen. Während auf der Hüllkurve die sauggasseitige Drossel in der Betrieb s Stellung 1 ist (keine Drosselung), so wird in dem Betriebsbereich 2 der Dros- s elquer schnitt mit zunehmender Drehzahl verkleinert.
Demzufolge kann bei entsprechender Auslegung der Drosselstelle für verschiedene Kältemittelmassenströme, die aufgrund eines bestimmten Betriebszustandes eingestellt sind, der Massenstrom konstant gehalten werden.
Liegt z.B. der Betriebszustand für die Drücke auf der Hochdruckseite und auf der Saugseite des Systems sowie für den Ansaugzustand am Verdichtereintritt mit PV1, tvi sowie PV2 fest und liegt in dem Betriebszustand die Drehzahl n2 bei einem Kältemittelmassenstrom in, vor, so befindet sich die Drosselstelle im Betriebszustand 2, d.h. der Ansaug- querschnitt der Saugleitung ist im Bereich der Drosselstelle gegenüber dem Ausgangszustand (Betriebszustand 1) verkleinert. Weiterhin hat sich neben dem Druckniveau am Verdichtereintritt PV1 ein Saugdruck PVi* eingestellt, der infolge der Drosselung kleiner als der Druck PV1 ist. Bei weiterer Verringerung des Druckes PV1* werden die Gaskräfte die auf den Kolben einwirken geringer, so daß bei etwa gleichen Triebwerksraumdruck der Kippwinkel der Schwenkscheibe verkleinert wird (entgegen dem Stand der Technik, vgl. hierzu Fig. 9c). Eine Verkleinerung des S chwenkscheibenkipp winkeis wiederum führt zu einem geringeren Massenstrom. Es wird in diesem Fall also im wesentlichen nicht die Fördermenge dadurch limitiert oder konstant gehalten, daß ein Druckverlust erzeugt wird ödet der Liefergrad bzw. der Grad der Befüllung schlechter wird; hauptsächlich greift die Druckabsenkung in das Gleichgewicht der Hub Verstellung direkt ein und regelt den Hub bei steigender Drehzahl ab. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß PVi* nicht zu stark absinken sollte, da es ansonsten zu zu großen Verlusten kommt.
Das Regelverhalten ist insbesondere dadurch gekennzeichnet, daß, entgegen dem Stand der Technik, wo bei konstantem Betriebszustand des Systems beschrieben durch PV1, tvi, Py2 jedem Triebwerksraumdruck Pc genau ein Schwenkscheibenkippwinkel zugeordnet ist (vgl. Fig. 5, wobei Ausnahmen im Bereich sehr hoher Drehzahlen oder sehr kleiner Kippwinkel (Maxima) auftreten), für einen Triebwerksraumdruck Pc mehrere Schwenkscheibenkippwinkel denkbar sind. Gegenüber dem Stand der Technik ist nicht nur Pc eine Stellgröße, sondern auch der Druck PV1*.
Die Druckdifferenz PV1* -Pc kann negative Werte erreichen. Beim Stand der Technik muß PC-PV1 zugrunde gelegt werden. Der Druck Pc ist hier immer größer als der Druck PV1. Dadurch wird erfindungsgemäß auch der Regelbereich größer (Δp).
Abschließend sei nochmals erwähnt, daß neben der auf den Stellkolben wirkenden Stellgröße Kältemittelmassenstrom m bzw. PV2 auch eine externe Betätigung eines Stellkol- bens oder einer Drosseleinrichtung erfolgen kann (durch eine Magnetspule oder dgl.; vgl. Fig. 2). Einer solchen Vorrichtung muß als Signal die Massenstromerhöhung „mitgeteilt" werden, so z.B. durch Detektieren einer saugseitigen oder hochdruckseitigen Druckdifferenz (Drosselstelle/Meßblende (variabel oder nicht variabel)) auf der Saugseite oder Hochdruckseite des Verdichters).
In den Figuren 10 bis 13 sind Weiterführungen der qualitativen Darstellungen der Fig. 6 und der Fig. 7 wiedergegeben, wobei in den Figuren 10 und 11 ein drehzahlunabhängiges Triebwerk dargestellt ist, und in Fig. 12 und 13 ein Triebwerk dargestellt ist, das analog zu Fig. 7 ein Abregein bei ansteigender Drehzahl favorisiert. Es wird gezeigt, daß bei unveränderter Momentenbilanz (Verhältnis Msw und Mκ>ges aus Fig. 6 und 7) eine massen- strom-, druck- oder drehzahlabhängige Drosselung auf der Saugseite (Ausbildung von PV1* gegenüber PV1) eine weitere Separation der Kennlinien bewirkt. In Fig. 14 letztendlich ist eine schema tische Darstellung einer dritten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters dargestellt. Bei der dritten bevorzugten Aus führungs form handelt es sich um einen Verdichter, welcher keine Regeleinrichtung, sondern eine Steuereinrichtung für den Saugdruck aufweist. Dies führt dazu, daß der beschriebene Verdichter konstruktiv sehr einfach und damit auch kostengünstig in der Herstellung ist. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß die Steuereinrichtung der dritten bevorzugten Ausführungsform zusammen mit einer Regeleinrichtung für den Saugdruck in einem Verdichter realisiert sein kann. Alternativ jedoch ist auch eine Konstruktion denkbar, die nur eine Steuereinrichtung aufweist. Die dritte bevorzugte Ausfüh- rungsform umfaßt, wie auch die anderen bevorzugten Ausführungsformen, mehrere Kolben 4, welche im Zylinderblock 2 hin- und herbewegbar gelagert sind.
Anstelle einer regelbaren Drosseleinrichtung weist die dritte bevorzugte Ausführungsform an der Einlaßseite für das Sauggas in den Zylinderraum eine Ventilplatte 18 mit einer darunter angebrachten Sauglamelle 21 auf. Die Sauglamelle 21 ist zungenförmig ausgebildet und dient der Steuerung des Sauggaseinlasses. Wird das Gas im Zylinder komprimiert, so verschließt die Sauglamelle 21 eine Durchgangsdrosselbohrung 19, während sich die Sauglamelle 21 beim Ansaugen des Sauggases (bedingt durch den im Zylinder vorherrschenden Unterdruck) um einen Hub t (verdeutlicht durch Pfeile 20) nach unten bewegt und dem einzusaugenden Kältemittel bzw. dem Sauggas durch die Durchgangsdrosselbohrung 19 Einlaß in den Zylinder gewährt.
Die Durchgangsdrosselbohrung 19 weist einen Durchmesser d auf. Aufgrund der Geometrie des Einlaßventils, d.h. insbesondere aufgrund des Durchmessers d der Durch- gangsdrosselbohrung 19 und der Verdichtergeometrie kommt es über weite Arbeitsbereiche des erfindungsgemäßen Verdichters zu einem gewünschten Absenken des Drucks PV1*. Dies kann beispielsweise (im Falle eines Verdichters mit Kältemittel CO2) mit folgenden Parametern für die Verdichtergeometrie erreicht werden: Der Hub t der Sauglamelle 21 beträgt zwischen 0,9 und 1,2 mm, während die Ventilplatte 18 eine Bohrung (Durchgangsdrosselbohrung) aufweist, deren Durchmesser d zwischen 4,5 und 6 mm liegt. Die Werte für den Kolbendurchmesser liegen bei ca. 15 bis 18 mm und der Kolbenhub beträgt in etwa 17 bis 22 mm. Das maximale Hubvolumen pro Zylinder beträgt 3 ccm bis 6 ccm. Demnach ergeben sich als energetisch günstige, die Geometrie des Verdichters beschreibende Größen ein Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub von etwa 0,65 bis 1,1, ein Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte von etwa 2,5 bis 4, ein Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle von etwa 3,7 bis 6,7 und ein Ver- hältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle von etwa 14 bis 24. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß diese Werte die optimale Geometrie für einen Betrieb mit CO2 als Kältemittel wiederspiegeln, daß jedoch je nach konstruktiven Bedürfnissen auch Werte von 0,4 bis 1,5 für das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub sowie Werte von 1,5 bis 5 für das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangs drosselbohrung sowie Werte von 2,5 bis 8 für das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung und Hub der Sauglamelle sowie Werte von etwa 10 bis 30 für das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle energetisch günstig sind. In dieser bevorzugten Aus führungs form wird also die Durchgangsdrosselbohrung 19 auf der Saugseite als Drosselstelle bzw. als Steuereinrichtung genutzt und gezielt im Zusammenhang mit den anderen den Verdichter regelnden Parametern ausgelegt. Insbesondere ist eine derartige Konstruktion in Verdichtern sehr effektiv, welche bereits momentenoptimiert sind, d.h. also welche ein optimales Verhältnis zwischen den Momenten aufgrund der rotatorischen Massen und aufgrund der translatorisch bewegten Massen haben. Das einströmende Gas durchströmt eine Saugkammer, welche im Zylinderkopf 2 angebracht ist, mit dem Druck PV1 und wird dann über das Einlaßventil, das beispielsweise die vorstehend beschriebene Konfiguration aufweist, in die Zylinderbohrung eingeleitet, wo sich aufgrund der Saugventil-Konfiguration der Druck PVJ* einstellt, der ein optimales Regelverhalten des Verdichters gewährleistet.
Zusammenfassend sei festgehalten, daß die Drosselung des Saugdrucks bzw. des Kältemittelstroms einen Abregeleffekt erzeugt, der sich in erster Linie nicht aus einer Absenkung der Saugdichte, sondern aus der direkten Nutzung der anfallenden Druckdifferenz an der Drossel zur Hubvolumenverstellung ergibt. Durch Verstellen der Drossel ergibt sich eine Verstellung der an der Drossel anfallenden Druckdifferenz und damit eine Verstellung des Hubvolumens. Ferner führt eine Veränderung des Volumenstroms zu einer Änderung der anfallenden Druckdifferenz und damit zu einem Nachregeln des Hubvolumens.
Ferner läßt festhalten, daß die Vorteile der Erfindung u.a. darin liegen, daß der Schwenk- s cheib enver dichter
• auf Drehzahlschwankungen durch den Riementrieb wenig sensitiv bzw. kaum reagiert (Triebwerk)
• die Verluste durch die Regeleingriffe zwischen den Drucklagen Saugdruck, Hochdruck, Triebwerksraumdruck vermindert werden
• die Regelgeschwindigkeit verbessert ist • den Kärtemittelmassenstrom in "weitem Drehzahlbereich konstant gehalten werden kann, bzw.
• der Kältemittelmassenstrom bei hohen Drehzahlen limitiert werden kann.
Obwohl die Erfindung anhand von Ausführungsformen mit fester Merkmalskombination beschrieben wird, umfaßt sie jedoch auch die denkbaren weiteren vorteilhaften Kombinationen dieser Merkmale, wie sie insbesondere, aber nicht erschöpfend, durch die Unteransprüche angegeben sind. Sämtliche in den Anmeldungsunterlagen offenbarten Merkmale werden als erfindungswesentlich beansprucht, soweit sie einzeln oder in Kombina- tion gegenüber dem Stand der Technik neu sind.
B e z u g s z e i c h e n l i s t e
1 Gehäuse
2 Zylinderblock
3 Zylinderkopf
4 Kolben
5 Riemenscheibe
6 Antriebswelle
7 Schwenkscheibe
8 Gleitstein
8' Triebwerksraum
9 Sauggaskanal
10 Sauggaseinlaß
11 Sauggaskammer
12 Auslaß- bzw. Druckgaskamrαer
13 Stellkolben
14 Feder
15 Stellschraube
16 externes Signal
17 Regeleinrichtung
18 Ventilplatte
19 Bohrung
20 Pfeil
21 Sauglamelle
101 Verdichter 102 Gaskühler /Verflüssiget
103 Expansionsorgan
104 Verdampfer
105 Regelstrecke

Claims

Patentansprüche
1. Verdichter, insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeugs, mit einem Gehäuse (1) und einer in dem Gehäuse (1) angeordneten, über eine Antriebswelle angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels, wobei die Verdichtereinheit durch den in einer im wesentlichen durch das Gehäuse (1) begrenzten Triebwerkskammer vorherrschenden Druck (P c) geregelt ist, gekennzeichnet durch eine zusätzliche Regel- (17) und/oder Steuereinrichtung für den sauggas seitigen Kältemittelmassenstrom und/oder den Saugdruck und/oder die Saugdichte.
2. Verdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung (17) eine Drosselstelle mit einem Stellglied (13), insbesondere in Form eines Drosselventils oder einer Drosselklappe oder einen Druckminderer umfaßt.
3. Verdichter nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied (13) der Regeleinrichtung drehzahlabhängig den Kältemittelmas sen- ström bzw. Saugdruck einstellt.
4. Verdichter nach Anspruch 2 oder Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Drosselstelle einen dem Stellglied (13) zugeordneten Anschlag für eine Stellung minimalen Strömungsquerschnitts aufweist derart, daß auch bei sehr hohen Dreh- zahlen ein vorbestimmter minimaler Kältemittelmassenstrom bzw. Saugdruck gewährleistet ist.
5. Verdichter nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied ein Stellkolben (13), insbesondere in Form eines Stufenkolbens ist.
6. Verdichter, insbesondere nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Einlaßventil umfaßt.
7. Verdichter nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Einlaßventil ein druckgesteuertes Lamellenventil ist.
8. Verdichter nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Einlaßventil, insbesondere Lamellenventil, eine Ventilplatte (18) mit Durchgangsdrosselbohrung (19) und eine insbesondere zungenförmige Sauglamelle (21) umfaßt.
9. Verdichter nach Anspruch 8, mit einem Zylinderblock und wenigstens einem, insbesondere 5 bis 9 Kolben, welche in im Zylinderblock vorgesehenen Bohrungen axial hin- und herbewegbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß jedem Zylinder ein Einlaßventil zugeordnet ist und die korrespondierenden Sauglamellen (21) in einer Sauglamellenplatine integriert sind.
10. Verdichter nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das dem Einlaßventil zugeordnete Ende des bzw. jedes Zylinderraums eine sich radial erstreckende ringförmige Erweiterung umfaßt, die insbesondere den Hub der Sauglamelle(n) (21) begrenzt und zur B efestigungs stelle der Sauglamelle(n) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.
11. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, mit einem Zylinderblock und wenigstens einem, insbesondere 5 bis 9 Kolben, welche in im Zylinderblock vorgesehenen Bohrungen axial hin- und herbewegbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) in etwa 0,4 bis 1,5, insbesondere 0,65 bis 1,1 beträgt.
12. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) in etwa 1,5 bis 5, insbesondere 2,5 bis 4 beträgt.
13. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) in etwa 2,5 bis 8, insbesondere 3,7 bis 6,7 beträgt.
14. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 11 bis Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24 beträgt.
15. Verdichter nach einem der Ansprüche 6 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung durch die Geometrie des Einlaßventils definiert ist.
16. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung eine sauggasseitig angeordnete Blende umfaßt.
17. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, wobei die Verdichtereinheit in einem Zylinderblock (2) axial hin- und herlaufende Kolben (4) und eine die Kolben (4) antreibende, mit der Antriebswelle (6) drehende Schwenkscheibe (7), insbesondere Schräg- oder Taumelscheibe bzw. Schwenkring umfaßt, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (7) durch die Interaktion des Drucks in einem im wesentlichen die Schwenkscheibe aufnehmenden Triebwerksraum (8') einerseits und des Kältemittelmassenstroms auf der Saugseite bzw. des Saugdrucks andererseits bestimmt ist.
18. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung (17) von außerhalb des Verdichters betätigbar bzw. ansteuer- bar ist, insbesondere durch eine Magnetspule oder dgl. Vorrichtung.
19. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regel- (17) und/oder Steuereinrichtung einen sauggasseitigen Ölabscheider umfaßt/umfassen.
20. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung (17) selbstregulierend ist, insbesondere abhängig von der Differenz der Drücke an der Auslaß- bzw. Hochdruckseite einerseits und der
Einlaß- bzw. Saugdruckseite des Verdichters andererseits.
21. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Momentenverteilung der rotatorisch und der translatorisch bewegten Bauteile des Verdichters derart ausgeprägt ist, daß bei einer Erhöhung der Verdichterdrehzahl der Kippwinkel der Schwenkscheibe (7) im wesentlichen gleich bleibt oder abnimmt.
22. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regel- und/oder Steuereinrichtung in einem sich, vornehmlich in einem Zylinderkopf (2) erstreckenden Sauggaskanal (9) angeordnet ist/ sind.
23. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung (17) Mittel zum Messen des Kältemittelmassenstroms und/oder des Druckes im Sauggaskanal (9) an einer Seite oder beidseitig der Drosselstelle und/oder der Drehzahl des Verdichters und/oder des diesen antreibenden Motors und/oder eines verdichterausgangsseitigen Druckes umfaßt.
24. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 20 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied (13) der Regeleinrichtung (17) gegen die Kraft eines elastischen Elementes, insbesondere gegen die Kraft einer Feder (14) wirkt.
25. Verdichter nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraft des elastischen Elementes bzw. die Vorspannung, die das elastische Element auf das Stellglied (13) ausübt, insbesondere durch eine Stellschraube (15) einstellbar ist.
26. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 20 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellglied (13) zwischen Druckgas- und Sauggasseite angeordnet ist.
27. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung eine Drosselstelle mit konstantem Querschnitt umfaßt.
28. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß eine bzw. die Saugleitung und/oder eine Verbindung zwischen dem Verdichter und einem Verdampfer Bestandteil der Regeleinrichtung sind.
29. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 27 oder 28, dadurch gekennzeichnet, daß an beiden Seiten der Regeleinrichtung eine Druckdifferenz von etwa 1 bar bei einer Verdichterdrehzahl von etwa 600 U/min und/oder von etwa 10 bar bei etwa 8000
U /min vorliegt.
30. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß die Regeleinrichtung bzw. Drosselstelle eine Rohrleitung mit einem Rohrquerschnitt von etwa 8 bis 10 mm umfaßt.
31. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere Anspruch 27 bis Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß als Kältemittel CO2 Verwendung findet.
32. Verdichter nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Moment infolge der rotatorisch bewegten Bauteile des Verdichters Msw im wesentlichen gleich groß ist wie ein Moment Mk aufgrund der translatorisch bewegten Bauteile des Verdichters.
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