VERFAHREN ZUM REGELN DES KÄLTEMITTEL-MASSENSTROMS EINES VERDICHTERS

Beschreibung

[0001] Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Regeln eines Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters gemäß Anspruch 1 sowie einen Verdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 9.

[0002] Verdichter, für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen sowie Verfahren zur Regelung derselben sind aus dem Stand der Technik bekannt. Es finden verstärkt Axialkolbenverdichter einen Einsatz in Kraftfahrzeug-Klimaanlagen. Der Kältemittel-Massenstrom dieser Verdichter wird im allgemeinen durch die Hubhöhe der Kolben des Verdichters bestimmt, wobei die Hubhöhe durch die Auslenkung einer in ihrer relativen Lage zu einer Antriebswelle des Verdichters schwenkbaren Schräg- bzw. Schwenkscheibe definiert ist. Die Regulierung des Auslenkwinkels erfolgt über eine Variation des in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters begrenzten Triebwerksraum, in welchem auch der Schwenkscheibenmechanismus angebracht ist. Aufgrund des Verhältnisses des im Triebwerksraum vorherrschenden Drucks p_c und des Drucks auf einer Hochdruckseite des Verdichters p_d bzw. des Drucks auf einer Sauggasseite des Verdichters p_s kann ein gewünschter Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (entsprechend einer bestimmten Hubhöhe der Kolben) durch eine Veränderung des Drucks p_c im Triebwerksraum hergestellt werden, was einen wunschgemäßen Kältemittel-Massenstrom sicherstellt. Nachteilig daran ist jedoch, daß insbesondere bei wechselnden Drehgeschwindigkeiten (die Drehzahl ändert sich quasi ständig, da der Verdichter über einen Riementrieb mit dem Motor verbunden ist) sehr viele Regeleingriffe für den im Triebwerksraum vorherrschenden Druck p_c notwendig sind.

[0003] Deshalb wird in der EP 0 809 027 A1 der Wunsch geäußert, daß die Fördermenge eines Verdichters durch das dynamische Verhalten des Triebwerks desselben kompensiert werden solle, so daß die Fördermenge konstant gehalten werden kann. Ferner ist in der besagten Anmeldung festgehalten, daß für eine Konstantregelung der Fördermenge bei wechselnden Drehgeschwindigkeiten das rückstellende Drehmoment einer Taumelscheibe ausgenutzt werden kann, das ihrer Schrägstellung aufgrund dynamischer Kräfte am mitdrehenden Scheibenteil entgegenwirkt.

[0004] Auf der EP 0 809 027 A1 aufbauend offenbart die DE 198 39 914 A1 Maßnahmen, wie ein solches Regelverhalten (eine zumindest teilweise Kompensation der Fördermenge) erreicht werden kann. Es wird vorgeschlagen, die Bauteilmasse der Schrägscheibe im Hinblick auf die translatorisch bewegten Massen so zu dimensionieren, daß die Fliehkräfte der Schrägscheibe das Regelverhalten derselben beeinflussen. Dies soll im wesentlichen dadurch erzielt werden, daß die rotierende Masse der Antriebsscheibe bzw. des schwenkbaren Anteils der Antriebsscheibe größer ist als die gemeinsame Masse aller Kolben, so daß die beim Drehen der Antriebsscheibe auftretenden Fliehkräfte ausreichen, um der Schwenkbewegung der Antriebsscheibe bewußt regelnd entgegenzuwirken und damit den Kolbenhub und somit die Fördermenge zu beeinflussen, insbesondere zu verringern bzw. zu begrenzen.

[0005] In der auf die Anmelderin zurückgehenden DE 103 29 393 wird dargelegt, warum die Bauteilmasse nicht der bevorzugte Parameter sein sollte, um das Regelverhalten des Triebwerks infolge von Drehzahlschwankungen wie gewünscht zu beeinflussen. Es wird weiterhin dargelegt, daß das gewünschte Regelverhalten des Verdichters nicht mit der Bauteilmasse der Schrägscheibe in Relation zu den translatorisch bewegten Massen erreicht werden kann, sondern nur unter Berücksichtigung des Massenträgheitsmoments der Schrägscheibe, welche mehr von der Geometrie derselben abhängt als von der Bauteilmasse. Ein Kerngedanke der DE 103 29 393 ist es, bei Drehzahlschwankungen oder Änderungen der Drehzahl das Moment infolge translatorisch bewegter Massen direkt durch das Moment infolge rotierender Massen zu kompensieren oder auch zu überkompensieren. Die unabhängigen Ansprüche 1 und 9 sind in zweiteiliger Form gegenüber der Offenbarung dieser Druckschrift abgefasst.

[0006] In der ebenfalls auf die Anmelderin zurückgehenden DE 103 47 709 A1 wird vorgeschlagen, die wirksamen Momente infolge der Massenkräfte und der Momente infolge der Deviationsmomente so abzustimmen, daß sich der Schrägscheibenkippwinkel bei wechselnden Drehzahlen weitgehend nicht ändert. Im weiteren ist aus der DE 103 47 709 A1 bekannt, daß eine derartige Momentenverteilung ein Triebwerksverhalten zur Folge hat, welches den Massenstrom eines Kältemittelverdichters optimal regelbar gestaltet, wobei ein optimaler Kältemittel-Massenstrom jedoch nur für einen begrenzten Drehzahlbereich des Verdichters erzielbar ist.

[0007] Weitere Erläuterungen zur Regelung eines Verdichters sind beispielsweise der DE 195 14 748 A1 zu entnehmen. Ein darin beschriebener Verdichter stellt (wie bereits eingangs erläutert) im Betrieb ein Sauggasdruckniveau p_s sowie ein Hochdruckniveau p_d bereit. Dies geschieht durch (in der Regel) ein Regelventil, durch welches der Betriebspunkt eingestellt wird. Ebenso weist die Klimaanlage etwa diese Drucklagen auf. Verantwortlich hierfür ist beispielsweise ein Expansionsorgan (welches den Kreislauf regelt; Drucktrennung), welches wiederum auf Änderungen des Betriebszustands des Verdichters reagiert und gegebenenfalls regelnd eingreift. Im Verdichtertriebwerksraum wird beispielsweise durch Regelventile am Verdichter ein Druck p_c eingestellt, der zwischen dem Sauggasdruckniveau p_s und dem Hochdruckniveau p_d liegt. Die Änderung des Triebwerksraumdrucks p_c greift in das Kräfte- bzw. Momentengleichgewicht an der Schrägscheibe derart ein, daß der Kippwinkel der Schrägscheibe verstellt werden kann. Wird der Druck p_c im Triebwerksraum dem Saugdruck p_s angenähert, so wird die Schrägscheibe in Richtung bzw. auf einen maximalen Kippwinkel verstellt. Wird ein Triebwerksraumdruck p_c deutlich über dem Saugdruck p_s eingestellt, so wird die Schrägscheibe auf einen geringeren bzw. minimalen Kippwinkel verstellt. Die Regelung erfolgt durch die möglichen Volumenströme (Volumenstrom 1 zwischen zwischen p_d und p_c, Volumenstrom 2 zwischen p_c und p_s) den einzelnen Kammern bzw. Drucklagen. Das hier beschriebene Modell ist vereinfacht dargestellt und als beispielhaft anzusehen.

[0008] Da sich bei Betrieb des Verdichters bzw. Betrieb des Fahrzeugs nahezu permanent die Drehzahl ändert (Verdichter gemäß dem Stand der Technik sind im allgemeinen über einen Riementrieb mit dem Motor des Fahrzeugs verbunden), sind bei Verdichtern nach dem Stand der Technik permanent Regeleingriffe notwendig, d.h. es ist eine permanente Variation des Triebwerksraumdrucks p_c nötig (vgl. auch die obenstehenden Ausführungen).

[0009] Neben einer verminderten Leistung des Fahrzeuges durch die hohe Anzahl leistungsraubender Regeleingriffe ist zu beachten und von Nachteil, daß der Regelvorgang durch eine entsprechende Anpassung des Triebwerksraumdrucks p_c bei Drehzahlschwankungen träge ist und es zu starkem Überschwingen kommt, da der Triebwerksraum ein vergleichsweise großes Volumen umfaßt. Die Trägheit der Regelung ist durch die Länge der Regelstrecke bedingt, wobei sich die Regelstrecke wie folgt darstellt: Auf eine Änderung der Verdichterdrehzahl n hin ändert sich der Kippwinkel der Schwenkscheibe, was eine Änderung im Kältemittelmassenstrom zur Folge hat, woraus eine Änderung des Verhältnisses von p_d zu p_s resultiert. Nach einer Detektion des vorstehend näher bezeichneten Verhältnisses wird pC in Abhängigkeit des detektierten Verhältnisses neu eingestellt.

[0010] Durch die Triebwerkskonzeptionen bzw. die Verfahren zum Regeln eines Verdichters gemäß der EP 0 809 027, der DE 198 39 914 und der DE 103 29 393 sind Verdichter bekannt, bei denen einem Anstieg des Massenstrom beispielsweise infolge eines Drehzahlanstiegs dadurch begegnet wird, daß sich der Kippwinkel der Schrägscheibe verkleinert. Das Konzept basiert darauf, dies durch eine entsprechende Auslegung der Schräg- bzw. Schwenkscheibe zu erreichen, wodurch eine Überkompensation der translatorisch bewegten Massen (Kolben und Gleitsteine) bereitgestellt wird. Problematisch an dieser Art der Auslegung bzw. Regelung ist, daß die Masse und die Geometrie der Schrägscheibe vergleichsweise groß dimensioniert werden muß und daß das Momentengleichgewicht bzw. eine Überkompensation der translatorisch bewegten Massen nicht über den gesamten Drehzahlbereich eines Verdichters, sondern nur für einen relativ schmalen Drehzahlkorridor möglich ist.

[0011] Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters bereitzustellen, bei welchem auch bei Drehzahlschwankungen ein weitgehend konstanter Kältemittel-Massenstrom erreicht werden kann, wobei Verluste durch Regeleingriffe zwischen den Drucklagen Hochdruck p_d und Triebwerksraumdruck p_c einerseits bzw. Triebwerksraumdruck p_c und Saugdruck p_s (Druck in einer Sauggaskammer) andererseits durch Verringerung der Anzahl der Regeleingriffe möglichst gering gehalten werden können. Weiterhin soll darauf geachtet werden, daß eine möglichst einfache Regelventilkonfiguration eingesetzt werden kann, was für geringe Kosten sorgt. Weiterhin ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Verdichter anzugeben, bei welchem ein erfindungsgemäßes Verfahren implementiert ist.

[0012] Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch ein Verfahren mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst, wobei vorteilhafte Weiterentwicklungen und Details der Erfindung in den Unteransprüchen beschrieben sind.

[0013] Im einzelnen wird die Aufgabe durch ein Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere eines Axialkolbenverdichters und weiterhin insbesondere eines Verdichters für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, welcher CO₂ als Kältemittel aufweisen kann, gelöst, bei welchem in etwa ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_sw und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_k,ges für wenigstens einen Auslenkwinkel α_gl der Schwenkscheibe herbeigeführt wird und bei welchem das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p (des Sauggases, welches in den Zylinder mit einem Druck p_s* einströmt; der Druck p_s* kann sich von p_s unterscheiden, da durch Drosselstellen oder dgl. eine Druckabsenkung zwischen einer Sauggaskammer und dem Zylinderraum auftritt) und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n zumindest für bestimmte Drehzahlbereiche, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, und weiterhin insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min, selbsttätig in etwa konstant gehalten wird, während der im Triebwerksraum vorherrschende Druck p_c ebenfalls in etwa konstant gehalten wird. Es bleibt zu erwähnen, daß der Verdichter, für den das erfindungsgemäße Verfahren konzipiert ist, im allgemeinen eine Antriebswelle und eine in ihrer Neigung zur Antriebswelle verstellbare Schwenkscheibe aufweist, welche in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters definierten Triebwerksraum desselben angeordnet ist und welche durch ihren Auslenkwinkel bezüglich der Antriebswelle den Kolbenhub s des Verdichters definiert.

[0014] In einer bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verfahrens wird zusätzlich zum Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p und des Kolbenhubs s auch der Druck p_d an der Hochdruckseite des Verdichters und/oder der Druck p_s an der Sauggasseite des Verdichters und/oder eine Regelventilstellgröße eines Regelventils (dies ist in der Regel die Bestromung der Spule des Ventils), welches zwischen der Hochdruckseite und dem Triebwerksraum in einer Verbindung beider Kammern angebracht ist, in etwa konstant gehalten. Durch die vorstehend beschriebenen Verfahrensmerkmale wird sichergestellt, daß nur eine geringe Anzahl an Regeleingriffen für den Triebwerksraumdruck p_c notwendig ist. Insbesondere durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 wird sichergestellt, daß auf eine Rückkopplung (Feedback-Schleife, in der Regel ein Feedback-Steller am Regelventil) verzichtet werden kann, welche zur Regelung bei Verdichtern bzw. bei Regelverfahren gemäß dem Stand der Technik nötig ist.

[0015] Vorzugsweise wird das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges wenigstens für α_gl = (α_max - α_min)/2 hergestellt, wobei angemerkt sei, daß α_max den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe und α_min den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe bezeichnet. Alternativ oder zusätzlich wird das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges (wenigstens) für einen Auslenkwinkel α_gl hergestellt, für welchen gilt α_{min ≤} α_gl ≤ α_max. Weiterhin zusätzlich oder alternativ kann das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges (wenigstens) für einen Auslenkwinkel α_gl = α_max und/oder für einen (fiktiven) Auslenkwinkel α_gl ≥ α_max hergestellt werden. Hierdurch wird eine effektive Regelcharakteristik sichergestellt.

[0016] In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform wird der Druck p_c im Triebwerksraum variiert, um einen gewünschten Betriebspunkt, d.h. einen gewünschten Kältemittel-Massenstrom im Verdichter zu erhalten. Dies stellt sicher, daß gewünschte Betriebspunkte sicher angefahren werden können, während innerhalb ein und desselben Betriebspunktes, d.h. bei einem gewissen gewünschten Kältemittel-Massenstrom, das erfindungsgemäße Verfahren derart selbsttätig regulierend eingreift, daß ein ändernder Eingriff betreffend den Triebwerksraumdruck p_c im wesentlichen nicht nötig ist.

[0017] In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verfahrens wird bei einer Erhöhung der Verdichterdrehzahl n der Saugdruck p_s* und damit p derart abgesenkt, daß das Produkt aus n, p und s in etwa konstant ist. Beim Saugdruck p_s* handelt es sich im Sinne der vorliegenden Anmeldung um den im Zylinderraum vorherrschenden Saugdruck (welcher sich vom Druck p_s in einer den Zylindern vorgeschalteten Sauggaskammer durchaus unterscheiden kann), während ρ die Dichte des Kältemittels im Zylinderraum bzw. in den Zylinderräumen darstellt.

[0018] Bezüglich des vorrichtungstechnischen Aspekts wird die gestellte Aufgabe durch einen Verdichter mit den Merkmalen des Patentanspruchs 9 gelöst.

[0019] Ein wesentlicher Punkt der Erfindung ist es, daß bei einem Verdichter, insbesondere Axialkolbenverdichter mit einem Gehäuse und einer im wesentlichen in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels mit einer ebenfalls im Gehäuse angeordneten Schwenkscheibe die Momente M_sw aufgrund der rotatorisch bewegten Massen und M_k,ges aufgrund der translatorisch bewegten Massen zu einander in einem vorbestimmten Verhältnis stehen, wobei der Verdichter wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Einlaßventil umfaßt, welches so konfiguriert ist, daß es den in den Zylinderraum gelangenden Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig so beeinflußt, daß das Verhältnis der Momente M_sw und M_k,ges einerseits und die Drosselleistung des wenigstens einen Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des möglichen Drehzahlbereichs des Verdichters der Kältemittel-Massenstrom, der in das System gefördert wird, in etwa konstant ist. Die besagten Teile des Drehzahlbereichs sind bevorzugt Verdichterdrehzahlen zwischen 6000 und 9000 U/min, insbesondere jedoch Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min. Das Einlaßventil bzw. die Einlaßventile kann bzw. können beispielsweise zwischen einer Sauggaskammer (Druck p_s) und den Zylinderräumen (Druck p_s*) angeordnet sein. Neben der bloßen Existenz der Einlaßventile kann auch deren Dimensionierung, welche zu bestimmten gewünschten Verlusten im Kältemittel-Massenstrom führen kann, sowie die Abstimmung Kältemittel-Massenstrom-verlustbringender Maßnahmen aufeinander zur gewünschten Regelcharakteristik führen bzw. beitragen. Durch eine derartige konstruktive Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Verdichters wird sichergestellt, daß Regeleingriffe für den Triebwerksraumdruck p_c insbesondere bei Drehzahlsprüngen minimiert werden, da der Kältemittel-Massenstrom für einen weiten Drehzahlbereich ohne derartige Regeleingriffe konstant bleibt.

[0020] In einer bevorzugten Ausführungsform ist das Einlaßventil, welches für die in den Zylinder gelangende Sauggasdichte p verantwortlich zeichnet, ein druckgesteuertes Lamellenventil. Alternativ oder zusätzlich kann auch ein schlitzgesteuertes Ventil im Kältemittelkreislauf eines erfindungsgemäßen Verdichters angeordnet sein. Das wenigstens eine Einlaßventil, insbesondere Lamellen- (oder schlitzgesteuerte) Ventil, weist vorzugsweise eine Ventilplatte mit Durchgangsbohrung(en) bzw. Durchgangsdrosselbohrung(en) und eine insbesondere zungenförmige Sauglamelle auf. Jedem Zylinder kann (können) ein oder mehrere Einlaßventil(e) zugeordnet sein, wobei zusätzlich oder auch alternativ die korrespondierenden Sauglamellen in einer Sauglamellenplatine integriert sein können. Bei einem schlitzgesteuerten Ventil kann es sich beispielsweise um einen Schlitz in der Zylinderwand handeln. Im Bereich der Lamellenventile kann es sich auch um eine Konstruktion handeln, bei der die Sauglamelle im Kolben sitzt und die Ansaugung unter dem Kolben erfolgt. Bei all den vorstehend bezeichneten Ausführungsformen handelt es sich um konstruktiv einfach zu realisierende Versionen eines erfindungsgemäßen Verdichters.

[0021] Das dem/den Einlaßventil(en) zugeordnete Ende eines bzw. jedes Zylinderraums kann eine sich insbesondere radial erstreckende ringförmige Erweiterung umfassen, die insbesondere den Hub der Sauglamelle(n) begrenzt und zur Befestigungsstelle der Sauglamelle(n) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.

[0022] In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters beträgt das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Kolbenhub (D/s) in etwa 0,4 bis 1,5, insbesondere 0,65 bis 1,1, wobei ein bevorzugter Wert bei in etwa 0,95 liegt. Zusätzlich oder alternativ beträgt das Verhältnis von Kolbendurchmesser und Durchgangsbohrung bzw. Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte (D/d) in etwa 1,5 bis 5, insbesondere 2,5 bis 4, wobei ein besonders bevorzugter Wert bei in etwa 3,6 liegt. Wiederum zusätzlich oder alternativ beträgt das Verhältnis von Durchgangsbohrung bzw. Durchgangsdrosselbohrung in der Ventilplatte und Hub der Sauglamelle (d/t) in etwa 2,5 bis 8, insbesondere 3,7 bis 6,7, wobei ein besonders bevorzugter Wert bei in etwa 4,55 liegt. Nochmals alternativ oder zusätzlich beträgt das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24, wobei hier ein besonders bevorzugter Wert bei etwa 17,3 liegt. All die vorstehend beschriebenen Werte bzw. Verhältnisse stellen sicher, daß ein erfindungsgemäßer Verdichter ein optimales Regelverhalten aufweist. Die Auslegung bezieht sich auf das Kältemittel R744 (CO₂), wobei an dieser Stelle angemerkt sei, daß für andere Kältemittel eine Anpassung des Parametersatzes notwendig und im Grundgedanken der vorliegenden Erfindung enthalten ist.

[0023] Bei einem erfindungsgemäßen Verdichter kann ferner das Kippverhalten der Schwenkscheibe derart selbsttätig limitierend wirksam sein, daß bei hohen Drehzahlen desselben, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder der maximalen Drehzahl der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung α_max bei niedrigen Drehzahlen des Verdichters. Bevorzugt sind die Geometrie und Dimensionierung sämtlicher translatorisch bewegter Teile wie Axialkolben, Kolbenstange oder Gleitsteine oder dgl. einerseits und sämtlicher rotatorisch bewegter Teile wie Schwenkscheibe, Mitnehmer oder dgl. andererseits derart, daß für vorbestimmte Kippwinkel der Schwenkscheibe, insbesondere zwischen einem vorbestimmten minimalen Kippwinkel und einem vorbestimmten maximalen Kippwinkel das Moment M_k,ges infolge der translatorisch bewegten Massen, insbesondere der Kolben, gegebenenfalls einschließlich Gleitsteine, Kolbenstangen oder dgl. derart kleiner gewählt ist als das Moment M_sw infolge des Deviationsmoments, d.h. als das Moment infolge der Massenträgheit der Schwenkscheibe, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder bei einer maximalen Drehzahlen der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe kleiner ist als der Winkel α_max maximaler Auslenkung bei kleineren Drehzahlen des Verdichters. Auch eine derartige konstruktive Ausgestaltung ermöglicht eine Minimierung der Regeleingriffe insbesondere bei Drehzahlsprüngen bei einer gleichzeitigen kostengünstigen Herstellung.

[0024] 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 schematische Darstellung zur Verdeutlichung der Herleitung bzw. Berechnung der Momente infolge der translatorisch und rotatorisch bewegten Massen;

Fig. 2

den Schwenkscheibenmechanismus eines erfindungsgemäßen Verdichters in Explosionsdarstellung;

Fig. 3a

die Momentenverteilung in einem erfindungsgemäßen Verdichter als Funktion des Kippwinkels der Schwenkscheibe bzw. des Schwenkrings;

Fig. 3b

den Differenzdruck zwischen Triebwerksraum und Sauggasseite bzw. den Druck im Triebwerksraum als Funktion des geometrischen Fördervolumens für einen bestimmten Betriebspunkt des erfindungsgemäßen Verdichters bei verschiedenen Verdichterdrehzahlen;

Fig. 4 a-c

schematische Erläuterungen zur Funktionsweise eines erfindungsgemäßen Verdichters;

Fig. 5

eine Darstellung des Differenzdrucks zwischen Triebwerksraum und Sauggasseite als Funktion des Massenstroms eines erfindungsgemäßen Verdichters;

Fig. 6

vier Indikatordiagramme für zwei Betriebspunkte des erfindungsgemäßen Verdichters;

Fig. 7

eine schematische Darstellung, welche die Auslegung des Einlaßventils bzw. der Einlaßventile und der Verdichtergeometrie verdeutlicht; und

Fig. 8

das Verhalten eines erfindungsgemäßen Verdichters bei einem Drehzahlsprung von 2000 U/min auf 6000 U/min.

[0025] Beim Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters wird ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_sw und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_k,ges für wenigstens einen Auslenkwinkel α_gl einer Schwenkscheibe, welche in Form eines Schwenkrings 1 (vgl. Fig. 2) vorliegt, herbeigeführt. Für einen CO₂ als Kältemittel benutzenden Verdichter ergibt sich folgender Parametersatz, welcher in etwa für ein Momentengleichgewicht sorgt: m_k = 45 bis 80g (Masse der Kolben), r_i = 17 bis 25 mm (Innendurchmesser des Schwenkrings 1), r_a = 35 bis 45 mm (Außendurchmesser des Schwenkrings 1), h = 12 bis 17 mm und R = 24 bis 35, wobei der Werkstoff, aus dem der Schwenkring 1 gefertigt ist, Stahl, Grauguß oder eine Bronzelegierung ist. Die Auslegung der Schwenkscheibe in Form des Schwenkrings 1 sorgt dafür, daß das vorstehend beschriebene Verhältnis von M_sw und M_k,ges in einer konstruktiv einfachen Weise erreichbar ist, da der Massenschwerpunkt im Kippgelenk auf der Antriebswellenachse liegt und nicht in Abhängigkeit des Kippwinkels des Schwenkrings 1 variiert. Dadurch haben die Regelkennlinien einen relativ linearen Verlauf. Eine Verdeutlichung der Herleitung der beiden vorstehend näher bezeichneten Momente ist aus Fig. 1 ersichtlich. Dabei handelt es sich um eine vereinfachte, als beispielhaft anzusehende Herleitung (vereinfacht ist in diesem Zusammenhang in dem Sinne zu verstehen, daß in der Modellrechnung die interessierenden Größen für eine Scheibe berechnet werden) für die verschiedenen Momente. 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.

[0026] In der vereinfachten, jedoch anschaulichen Herleitung der Massenträgheitsmomente wird davon ausgegangen, daß der Schwerpunkt der Schwenkscheibe im Kippgelenk in etwa auf der Wellenmittelachse liegt, also kein Steineranteil oder ähnliches berücksichtigt werden muß. Für die Herleitung des Deviationsmomentes gelten im allgemeinen die folgenden mathematischen Zusammenhänge, wobei auch das maßgebliche Koordinatensystem in Fig. 1 dargestellt ist:

α1 = 0
β1 = 90°	Richtungswinkel der x-Achse
γ1 = 90°	gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ·ζ

α2 = 90°
β2 = ψ	Richtungswinkel der y-Achse
γ2 = 90° + ψ	gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ·ζ

α3 = 90°
β3 = 90°-ψ	Richtungswinkel der z-Achse
γ3 = ψ	gegenüber den Hauptträgheitsachsen ξ, η, ·ζ

[0027] Das hierbei verwendete Koordinatensystem geht, wie vorstehend erwähnt, aus Fig. 1 hervor. Weiterhin gilt für einen "Ring":

sowie

(Anmerkung: J₃ ≈ 2 J₂)

[0028] Für das Deviationsmoment, welches für die Schwenkbewegung maßgebend ist, gilt :

[0029] Unabhängig von der Fig. 1 gilt für das Moment infolge Massenkräfte der Kolben:


Z_i = Rω² tanα cosβ_i
F_mi = m_k z_i
M(F_mi) = m_k R cosβ_i z_i


sowie für das Moment M_sw infolge des Deviationsmoments:

[0030] Im Zusammenhang mit der Erfindung soll für einen beliebigen Kippwinkel oder Kippwinkelbereich folgendes Momentenverhältnis konstruktiv verwirklicht werden:

M_SW ≥ M_k,ges bzw. bevorzugt der Unterfall M_SW = M_k,ges bzw. bevorzugt (für CO₂ als Kältemittel) M_SW ≈ M_k,ges

[0031] Damit gilt auch:

bzw. für CO₂:

[0032] 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

[0033] M_sw ≥ M_k,ges oder aber der Unterfall M_sw = M_k,ges gilt.

[0034] 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

m_k

Masse eines Kolbens inklusive Gleitsteine bzw. Gleitsteinpaar

m_k,ges

Masse aller Kolben inklusive Gleitsteine

m_sw

Masse des Schwenkringes

r_a

Außenradius des Schwenkringes

r_i

Innenradius des Schwenkringes

h

Höhe des Schwenkringes

g

Dichte des Schwenkringes

V

Volumen des Schwenkringes

β_i

Winkelposition des Kolbens i

z_i

Beschleunigung des Kolbens i

F_mi

Massenkraft des Kolbens i (inklusive Gleitsteine)

M(F_mi)

Moment infolge der Massenkraft des Kolbens i

M_k,ges

Moment infolge der Massenkraft aller Kolben

M_sw

Moment infolge des Aufstellmomentes des Schwenkringes/Schwenkscheibe infolge des Deviationsmoments (J_yz)

[0035] Ein Beispiel für ein Triebwerk, bei dem ein Momentengleichgewicht (M_k,ges ≈ M_sw) für wenigstens einen Auslenkwinkel α_gl der Schwenkscheibe bzw. des Schwenkrings 1 hergestellt ist, d.h. also für einen Verdichter, bei dem das Momentengleichgewicht-Merkmal des erfindungsgemäßen Verfahrens implementiert ist, ist in Fig. 2 dargestellt. Bevor jedoch näher hierauf eingegangen wird, sei erwähnt, daß eine bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verdichters (nicht in den Zeichnungen dargestellt) ein Gehäuse, einen Zylinderblock und einen Zylinderkopf umfaßt. Im Zylinderblock sind Kolben axial hin- und herbewegbar gelagert. Der Antrieb des Verdichters erfolgt über eine Riemenscheibe mittels einer Antriebswelle 2. Bei dem hier beschriebenen Verdichter handelt es sich um einen Verdichter mit variablem Kolbenhub, wobei der Kolbenhub durch eine Druckdifferenz, die durch die Drücke p_s* und p_c definiert ist, geregelt wird. Je nach der Größe der Druckdifferenz (diese ist zeitabhängig bzw. abhängig vom Drehwinkel der Antriebswelle 2) wird eine Schwenkscheibe in Form eines Schwenkrings 1 mehr oder weniger aus ihrer bzw. seiner vertikalen Lage ausgelenkt bzw. verschwenkt (vgl. hierzu auch Fig. 3b: ist die Druckdifferenz groß, so ist der Kipp- bzw. Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 klein, während bei kleinen Druckdifferenzen der Kippwinkel groß ist). Je größer der daraus resultierende Schwenkwinkel bzw. Auslenkwinkel ist, desto größer ist der Kolbenhub. Ist der Kolbenhub groß, so ist zunächst der Massenstrom groß. Die Größe des dazu korrespondierenden Drucks hängt von der Systemregelung, d.h. der Expansionsorganstellung ab.

[0036] Aus Fig. 2 ist ersichtlich, daß der Schwenkscheibenmechanismus der bevorzugten Ausführungsform den Schwenkring 1, die Antriebswelle 2, eine Schiebehülse 3, die auf der Antriebswelle 2 axial gegen die Wirkung wenigstens eines elastischen Elementes in Form einer ring- bzw. schneckenförmigen Paß- bzw. Rückstellfeder 4 (die bei einer Anwendung von CO₂ als Kältemittel bevorzugt eine Federrate von C = 30 bis 60 N/mm hat) gelagert ist, sowie ein Stützelement 5 und ein Kraftübertragungselement 6 umfaßt. Alternativ ist auch eine Bauform mit zwei Federn denkbar. Die Schiebehülse 3 kann dabei sowohl gegen die Wirkung beider Federn, als auch mit der Wirkung einer Feder sowie gegen die Wirkung der anderen Feder gelagert sein. Das Stützelement 5 ist sowohl radial als auch (in einer Richtung senkrecht zur Antriebswellenachse) senkrecht dazu verschiebbar am Kraftübertragungselement 6 angelenkt, was bedeutet, daß das Stützelement 5 in einer Ebene (und nicht nur entlang einer Achse) verschiebbar gelagert ist. Das Stützelement 5 ist zylinderbolzenförmig ausgebildet und weist eine Nut 7 auf, mittels derer das Stützelement 5 mit dem Kraftübertragungselement 6 in Wirkeingriff steht. Dazu ist das dem Stützelement 5 zugewandte Ende bzw. ist der dem Stützelement 5 zugewandte Endbereich des Kraftübertragungselements 6 in Form eines Flachstahls ausgebildet. Dies heißt also, daß der besagte Endbereich des Kraftübertragungselements 6 eine annähernd rechteckförmige Umfangskontur aufweist. Dieser annähernd rechteckförmig ausgebildete Endbereich steht mit der Nut 7 des Stützelements 5 in Eingriff. Der Vorteil der Konstruktion des Kraftübertragungselements 6 und des Stützelements 5 und insbesondere deren Lagerung ineinander liegt darin, daß der Flachstahl nicht zu hoch bauen muß; die Festigkeit und Steifigkeit (geringe Verformung) wird durch die Breite der Lagerung bereitgestellt. In einem mittleren Bereich nimmt die Stärke des Kraftübertragungselements 6 zu, während es an seinem der Antriebswelle 2 zugewandten Ende hülsenförmig ausgebildet ist. Mit Hilfe des hülsenförmigen Teils 8 des Kraftübertragungselements 6 ist selbiges an der Antriebswelle 2 gelagert bzw. befestigt. Für eine verdrehgesicherte Verbindung der Antriebswelle 2 mit dem hülsenförmigen Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 sorgt eine Paßfeder 2a. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß in der vorliegenden bevorzugten Ausführungsform das Kraftübertragungselement 6 einstückig und auch einstoffig mit dem hülsenförmigen Teil 8 ausgebildet ist. Alternativ könnte es sich natürlich beim Kraftübertragungselement 6 und dem hülsenförmigen Teil 8 um zwei verschiedene Bauteile (gegebenenfalls sogar aus unterschiedlichen Materialien) handeln. Ferner sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 bzw. der hülsenförmige Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 zwei Aussparungen in Form von Nuten 9 aufweist. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 und das hülsenförmige Teil 8 auch einstückig mit der Antriebswelle 2 ausgeführt sein kann. Hierbei kann es sich z.B. um ein Schmiedeteil handeln; eine einstückige Ausführung ist für eine Serienfertigung zu bevorzugen.

[0037] Da der Innendurchmesser der Feder 4 größer ist als der Außendurchmesser des hülsenförmigen Teils 8 des Kraftübertragungselements 6, kann das hülsenförmige Teil 8 in zusammengebautem Zustand des Schwenkscheibenmechanismus unter die Feder 4 geschoben werden. Das heißt also, daß das hülsenförmige Teil 8 über die Antriebswelle 2 gestülpt und radial durch die Feder 4 auf der Antriebswelle 2 fixiert wird. Auf der der Feder 4 abgewandten Seite des Kraftübertragungselements 6 wird dann die Schiebhülse 3, welche eine zum Kraftübertragungselement 6 korrespondierende Aussparung 10 aufweist, über die Antriebswelle 2 gestülpt (Gleitsitz). Die Schiebehülse 3 weist ferner zwei Aussparungen in Form von Bohrungen 11 auf. Axial werden das Kraftübertragungselement 6 sowie die Schiebehülse 3 durch eine Nutmutter (nicht gezeigt) auf der Antriebswelle 2 gesichert, wobei sich die Schiebehülse 3 auf der Antriebswelle 2 in axialer Richtung hin- und herbewegen kann. Der hülsenförmige Teil 8 des Kraftübertragungselements ist mit der Feder 4 auf der Antriebswelle 2 drehfest fixiert. Für ein besseres Startverhalten des Verdichters ist auf der Antriebswelle 2 ferner eine Tellerfeder 12 angeordnet, welche dafür Sorge trägt, daß der Verdichter nicht bei einem minimalen Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 startet. Ferner sind auf der Antriebswelle 2 Anschläge in Form von Anschlagscheiben 13, 14 angeordnet, welche den Auslenkwinkel des Schwenkrings begrenzen. Die Anschlagscheibe 13 dient als Anschlag für einen minimalen Auslenkwinkel, während die Anschlagscheibe 14 als Anschlag für einen maximalen Auslenkwinkel des Schwenkrings 2 dient. An der Rückseite kann auch ein Lagersitz für das Hauptaxiallager vorgesehen sein.

[0038] Das Stützelement 5 ist in einer zylinderförmigen Aussparung in Form einer Bohrung 15 im Schwenkring 1 gelagert. Die Bohrung 15 erstreckt sich senkrecht zur Antriebswellenachse. Die Sicherung des Stützelements 5 im Schwenkring 1 erfolgt mittels zweier Sprengringe 16.

[0039] Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das Kraftübertragungselement 6 in der vorliegenden bevorzugten Ausführungsform drehfest mit der Antriebswelle 2 verbunden ist. Weiterhin sei an dieser Stelle angemerkt, daß durch die hülsenförmige Ausbildung bzw. den hülsenförmigen Teil 8 des Kraftübertragungselements 6 die Antriebswelle 2 nicht durchbrochen wird und somit entsprechende Stabilität aufweist. Die lichte Weite der Bohrung des Schwenkrings 1 ist mindestens geringfügig größer als die korrespondierende Erstreckung des Kraftübertragungselements 6 (Montierbarkeit).

[0040] Bei der vorliegenden bevorzugten Ausführungsform ist der Mechanismus aus Stützelement 5 und Kraftübertragungselement 6 nicht dazu bestimmt, das Drehmoment von der Welle auf die Schrägscheibe in Form des Schwenkrings 1 zu übertragen. Die Lagerstellen zwischen Stützelement 5 und Kraftübertragungselement 6, zwischen Kraftübertragungselement 6 und Antriebswelle 2 und zwischen Stützelement 5 und Schwenkring 1 sind nicht dazu ausgelegt, Drehmoment zu übertragen. Es entfällt demnach eine Art Mitnehmerfunktion für das Stützelement 5 und das Kraftübertragungselement 6. Das ist aus Gründen der Hysterese bewußt so gewählt, d.h. das Verkippen des Schwenkrings 1 und die Drehmomentübertragung werden funktional voneinander entkoppelt. Der Mechanismus aus Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 nimmt im wesentlichen die Kolbenkräfte auf. Das Drehmoment wiederum wird von der Antriebswelle 2 an den Schwenkring 1 durch ein auf der Antriebswellenmittelachse bereitgestelltes Kippgelenk (realisiert durch Antriebsbolzen 15a) übertragen. Die das Drehmoment zwischen der Schiebehülse 3 und dem Schwenkring 1 übertragenden Antriebsbolzen 15a sind am Schwenkring mit Sprengringen 16a arretiert bzw. gesichert. Der Schwenkring 1 weist Abflachungen 17 auf, welche zu Abflachungen 18 an der Schiebehülse 3 korrespondierenden. Prinzipiell ist in anderen Ausführungsformen auch denkbar, daß die Schiebehülse 3 entfällt und die Drehmomentübertragung in einer beliebigen Form zwischen Antriebswelle und Schwenkring 1 direkt stattfindet (z.B. über Abflachungen an der Antriebswelle 2 und dem Schwenkring 1). Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß es ebenso zum Grundgedanken der vorliegenden Erfindung gehört, die Funktionen der Drehmomentübertragung und der Gaskraftabstützung zu koppeln.

[0041] Durch die Entkopplung der Drehmomentübertragung und der Gaskraftabstützung kann erreicht werden, daß neben der Möglichkeit, das Stützelement 5 und das Kraftübertragungselement 6 entsprechend klein zu dimensionieren, eine optimierte Flächenpressung, insbesondere zwischen Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 sowie zwischen Stützelement 5 und Schwenkring 1 erreicht werden. Dadurch und durch die erfindungsspezifische Bauweise von Stützelement 5 und Kraftübertragungselement 6 bzw. durch die erfindungsspezifische Anlenkung zwischen Kraftübertragungselement 6 und Stützelement 5 kann eine kompakte Bauform des Verdichters erreicht werden.

[0042] In Fig. 3a ist eine qualitative Darstellung der bevorzugten Auslegung der Momente gemäß der verwendeten Gleichungen (vgl. Fig. 1) dargestellt, wobei neben den durch die rotatorisch und translatorisch bedingten Momenten (M_sw und M_k,ges) die Summe der Momente dargestellt ist. Wie man Fig. 3a entnehmen kann, stellt sich über weite Bereiche des Kippwinkels bzw. Auslenkwinkels des Schwenkrings 1 in etwa ein Momentengleichgewicht ein, wobei es sich in der vorliegenden Figur um eine Darstellung der Momente über dem Schwenkwinkel α für eine beliebige Drehzahl n der Antriebswelle 2 handelt.

[0043] In Fig. 3b ist für eine feste Federrate der Rückstellfeder 4 und für feste Druckverhältnisse an der Hochdruck- und der Saugseite von 130 und 35 bar für verschiedene Drehzahlen n der Differenzdruck, der zwischen Triebwerksraum und Saugseite herrscht, dargestellt, wobei jede Betrachtung für einen Verdichter mit Momentengleichgewicht und mit einer über den gesamten Drehzahlbereich vorherrschenden konstanten Sauggasdichte p , gilt. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß es sich hierbei um eine eher theoretische Betrachtungsweise handelt, da sowohl der Druck p_d als auch der Druck p_s* am Kolben für diese Berechnung für jede Drehzahl n der Antriebswelle 2 konstant angenommen werden. In der Praxis werden mit steigender Drehzahl n insbesondere der Saugdruck p_s* und somit die Sauggasdichte p abgesenkt.

[0044] Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß in Fig. 3a das Momentengleichgewicht M_sw zu M_k,ges qualitativ dargestellt ist. Die Momente M_sw und M_k,ges können durch entsprechende Triebwerksauslegung auch so eingestellt werden, daß sich neben einem Triebwerk mit neutralem Verhalten wie in Fig. 3a dargestellt, ein Triebwerk mit aufregelndem Verhalten bzw. ein Triebwerk mit abregelndem Verhalten konzipieren läßt. Die Momente M_sw und M_k,ges bzw. deren Verhältnis zueinander wäre(n) lediglich entsprechend vorzusehen, wobei für CO₂ als Kältemittel natürlich M_sw ≈ M_k,ges bzw. M_sw > M_k,ges bevorzugt wird.

[0045] Im weiteren sei der Fall M_sw + M_k,ges ≈ 0 betrachtet. Aus Fig. 3b kann man erkennen, daß sich die Regelkurven in genau einem Punkt schneiden. Dies ist der Ausgangspunkt für die Summe der Momente, wobei in diesem Punkt gilt: M_sw = M_k,ges. Dieser Punkt läßt sich je nach Konstruktion eines Verdichters beliebig auswählen. Anhand der Gleichung zur Summe der Momente aus Fig. 1 kann man einen Einfluß des Kippwinkels leicht nachvollziehen. Der Effekt ergibt sich aus den Verläufen der Terme tan(α) und sin(2α). Das heißt, die Summe der Momente kann in der Auslegung für genau einen Kippwinkel ausgeglichen werden. Geschieht das zum Beispiel für den maximalen Kippwinkel der Schrägscheibe, so gibt es kleinere Abweichungen in der Summe der Momente für andere Kippwinkel. Diese Abweichungen kann man aber relativ klein halten.

[0046] Für folgende Kippwinkel ist die Einstellung des Momentengleichgewichts sinnvoll:

für α_min ≤ α ≤ α_max

für α = (α_max - α_min)/2

für α = α_max, und

für α ≥ α_max

[0047] Die beiden zuletzt genannten Fälle sind allerdings deutlich zu bevorzugen, wobei angemerkt sei, daß in den Diagrammen der Abbildungen 3a und 3b ungefähr der dritte Fall (Schnittpunkt bei 95 % des maximalen Fördervolumens), d.h. also ein Momentengleichgewicht für α = α_max, realisiert wird. Neben dem sich gegenüber Veränderungen der Drehzahl in etwa neutral verhaltenden Triebwerk wird der Kippwinkel des Schwenkrings 2 im wesentlichen durch die Variation der Drücke p_s*, p_d sowie des Triebwerksraumdruckes p_c verändert. In einem konstanten Betriebspunkt bei vorgegebenem p_s* und p_d geschieht die Änderung im wesentlichen nur durch den Triebwerksraumdruck p_c. Letzteres ist auch den Diagrammen der Fig. 3b zu entnehmen.

[0048] Um Regeleingriffe vermeiden bzw. vermindern zu können, die durch Drehzahländerungen verursacht werden, wird bei dem hier beschriebenen Verfahren das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte p des in den Zylindern angesaugten Gases und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n zumindest für bestimmte Drehzahlbereich in etwa konstant gehalten, während ein im Triebwerksraum herrschender Druck p_c ebenfalls in etwa konstant gehalten wird (weil z.B. die Bestromung des Regelventils konstant gehalten wird). Dies geschieht zumindest bereichsweise, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min und bevorzugt für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min. Dadurch kann das Fördervolumen, d.h. der Massenstrom auch ohne Regelung des Triebwerksraumdrucks p_c in etwa konstant gehalten werden. Dies verdeutlicht sich einfach aus folgenden Zusammenhängen: Das Fördervolumen pro Zeit V [cm³/ s] = V_geo [cm³] x n [1/s], wobei V_geo für das geometrische Fördervolumen und n für die Verdichterdrehzahl steht. Für das geometrische Fördervolumen V_geo gilt folgende Beziehung: V_geo = D²π/4 x s x η, wobei η die Anzahl der Kolben darstellt. Der Massenstrom pro Zeit m [g/s] = V [cm³/s] x ρ [g/cm³] wobei p für die zeitlich zu mittelnde Sauggasdichte im Zylinderraum steht. Damit ergibt sich, daß m eine Funktion von n, p und s ist, wobei p eine Funktion von t und p ist. Daraus erkennt man, daß m = K x s x n x ρ gilt, wobei K eine Konstante ist, so daß bei einer Konstanthaltung des Produkts aus s, n und p das Fördervolumen bzw. der Massenstrom konstant gehalten werden.

[0049] Demnach ermöglicht also eine derartige erfindungsgemäße Ausgestaltung des Verfahrens mit einem Momentengleichgewicht der translatorischen und rotatorischen Massen auf der einen Seite und einer Konstanthaltung der oben näher bezeichneten Parameter auf der anderen Seite eine Regelung eines Verdichters ohne ein Nachregeln des Triebwerksraumdrucks p_c für einen entsprechenden Betriebspunkt. Über das Regelventil am Verdichter und die systemseitige Regelung wird lediglich ein gewünschter Betriebspunkt eingestellt, während eine Änderung der Drehzahl der Antriebswelle 2 durch das selbstkompensierende Verhalten eines erfindungsgemäßen Verdichters weitgehend abgefangen wird. Apparativ bedeutet dies, daß bei einer Änderung der Drehzahl ein etwa proportionales Verhalten in bezug auf den geförderten Kältemittel-Massenstrom realisiert werden muß. Dies heißt, daß auch bei einer deutlichen Steigerung der Drehzahl der geförderte Kältemittel-Massenstrom konstant zu halten bzw. zu limitieren ist. Dies wird apparativ (vgl. hierzu Fig. 7) dadurch gelöst, daß neben dem Momentengleichgewicht, beispielsweise durch eine Ausgestaltung des Schwenkrings 2 und des Triebwerks gemäß Fig. 2, wenigstens ein sauggasseitig eingeordnetes Einlaßventil angebracht ist, welches derart konfiguriert ist, daß der in die Zylinderbohrungen gelangende Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig derart (insbesondere über die Sauggasdichte) beeinflußt wird, daß das Verhältnis der Momente M_sw und M_k,ges einerseits und die Drosselleistung des Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des Drehzahlbereichs des Verdichters der Kältemittel-Massenstrom, der im System gefördert wird, in etwa konstant ist. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß die Ventile auf der Saugseite bedingt als Drosselstelle genutzt werden und gezielt im Zusammenhang mit den Parametern M_sw und M_k,ges ausgelegt bzw. abgestimmt sind. Es sei an dieser Stelle weiterhin erwähnt, daß bei M_SW ≈ M_k,ges der Auslenkwinkel des Schwenkrings 1 bei Drehzahlsprüngen konstant bleibt. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß, wenn sich die Drehzahl des Verdichters von n1 auf n2 verdoppelt, der Kältemittel-Massenstrom im wesentlichen durch eine Auslenkwinkelreduzierung (hier Halbierung) konstant gehalten wird. Diese wird durch die Absenkung der Sauggasdichte hervorgerufen (ρ₁ x n₁ x s₁ ≈ ρ₂ x n₂ x s₂, wobei n₂ = 2n₁ und s, x ρ1 ≈ 2 x ρ₂ x s₂).

[0050] Die Drosselung durch die saugseitigen Ventile ist schematisch in Fig. 4a dargestellt, wobei der Einfluß der Drosselung durch ein Log-p-h-Diagramm in Fig. 4b verdeutlicht wird (Druckreduzierung auf p_s* für das Gas im Zylinderraum). Der kritische Punkt (mit CO₂ als Kältemittel handelt es sich um einen überkritischen Prozeß) ist mit KP bezeichnet. Ergänzend hierzu ist noch der Kältemittel-Massenstrom über der Drehzahl der Antriebs 2 -bzw. Verdichterwelle in Fig. 4c aufgetragen (qualitative Darstellung). Neben dem theoretischen Anstieg des Massenstroms ist das reale Verhältnis dargestellt, welches vom Betriebspunkt abhängig variieren kann. Die gewählte Darstellung ist für einen festen Betriebspunkt aufgetragen. Die Darstellung gilt demnach für einen konstanten Kippwinkel.

[0051] Wie auch aus Fig. 5 ersichtlich ist, kann aufgrund der erfindungsgemäßen Verfahrensführung bzw. Auslegung eines Verdichters bewirkt werden, daß für Drehzahlen n1, n2, n3 und n4 bei einer jeweiligen Verdoppelung zwischen den jeweiligen nächstliegenden Drehzahlen (z.B. n₂ = 2 n₁) eine Halbierung von V_geo x ρ dargestellt werden kann, ohne daß der Druck p_c im Triebwerksraum verändert werden muß, so daß m = V_geo x ρ x n bei der besagten Verdoppelung von n konstant bleibt. Dabei ist der Einfluß der Drosselung des Sauggases bei einem minimalen Kippwinkel sehr gering und z.B. bei einem Kippwinkel von 0° gar nicht vorhanden, was dadurch verdeutlicht wird, daß sich in diesem Bereich die Verläufe der einzelnen Drehzahlen in etwa treffen. Bei der Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verdichters muß weiterhin berücksichtigt werden, daß Verluste infolge der Sauggasdrosselung auftreten, welche bei der Auslegung der Ventilgeometrie zu berücksichtigen sind. Diese Verluste steigen mit steigender Drehzahl. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung wird erreicht, daß sich V_geo x p so ändert, daß der Massenstrom des Kältemittels konstant bleibt, ohne daß der Druck im Triebwerksraum geändert werden müßte.

[0052] In Fig. 4c ist der Massenstrom des Kältemittels über der Drehzahl qualitativ dargestellt, wobei daraus hervorgeht, daß der Massenstrom des Kältemittels durch den Drosselungseffekt bei höheren Drehzahlen deutlich mehr reduziert wird als bei niedrigen Drehzahlen. Dies heißt in anderen Worten gesagt, daß bei einer Veränderung der Drehzahl von n2 auf n3 der Massenstrom des Kältemittels ohne Verluste von m2t auf m3t angehoben wird. Durch die Verluste wird der Massenstrom des Kältemittels jedoch von einem Massenstrom m2r auf einen Massenstrom m3r angehoben. Dadurch ist es bedingt, daß durch die Auslegung der Saugventile gegebenenfalls nur über weite Drehzahlbereiche ein idealer Verlauf des Regelverhaltens sichergestellt werden kann und nicht über den gesamten Drehzahlbereich.

[0053] Der Hintergrund für diesen Sachverhalt liegt auch darin, daß z.B. bei einer Verdoppelung der Drehzahl der Kippwinkel der Schrägscheibe halbiert werden müßte. Würden die Momente M_sw und M_k,ges so ausgelegt, daß M_sw größer als M_k,ges wäre (Überkompensation), so würde die Drehzahl einen nichtlinearen Einfluß nehmen (dieser Einfluß unterläge einem quadratischen Gesetz). Ebenso hat auch die Drosselung keinen linearen (sondern einen quadratischen) Einfluß. Es bietet sich an, zumindest einen dieser sich gegenseitig verstärkenden Effekte zu vermeiden. Ohnehin wurde gegenüber dem Stand der Technik bereits erwähnt, daß eine Überkompensation durch den Parameter M_sw durch eine entsprechend unattraktive Bauteilmasse und Bauteilgröße erkauft werden müßte. Demnach ist M_k,ges ≈ M_sw zu bevorzugen.

[0054] Deshalb ist es vorteilhaft, das Regelverhalten in einem mittleren Drehzahlbereich abzustimmen. Im Drehzahlbereich darunter liegt dann eine leichte Unterkompensation vor, im oberen Drehzahlbereich liegt eine leichte Überkompensation vor.

[0055] Kompensation heißt in diesem Zusammenhang, daß bei einer Drehzahlverdoppelung das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel oder der Hub des Kolbens derart selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels sich im wesentlichen nicht verändert, der Triebwerksraumdruck p_c nicht durch einen Regeleingriff verändert werden muß und sich durch den nicht veränderten Massenstrom das anlagenseitige Druckniveau auf der Saugseite bzw. der Hochdruckseite sowie auch die Kälteleistung im wesentlichen nicht verändert. Bei einem konstanten Kältemittel-Massenstrom m = konst (wobei wie bereits vorstehend erläutert m = V_geo x ρ x n gilt), wirkt bei einer Veränderung der Drehzahl n dadurch, daß m = K x s x n x ρ gilt, direkt und zeitnah auf ρ x s ein, wobei ρ ebenfalls auf s einwirkt. Man erhält demnach eine sehr schnelle Regelantwort auf die Änderung der Drehzahl n. Durch die Regelstrecke des Regelventils wäre das nicht möglich, so daß ein Überschwingen vermieden werden kann. Der Schwenkring 1 ist demnach eine Art interner Controller (Wattcontroller).

[0056] Unterkompensation heißt in diesem Zusammenhang, daß bei einer Verdoppelung der Drehzahl das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel bzw. der Hub des Kolbens derart selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage etwas verringert wird. Ein korrigierender Regeleingriff wird notwendig. Ebenso bedeutet Überkompensation in diesem Zusammenhang, daß bei einer Verdoppelung der Drehzahl das geometrische Fördervolumen bzw. der Kippwinkel oder der Hub des Kolbens derartig selbsttätig verändert wird, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage etwas erhöht wird. Ein korrigierender Regeleingriff wird, wie im Falle der Unterkompensation, notwendig.

[0057] Eine Unterkompensation von M_k,ges durch M_sw oder M_k,ges bietet sich nicht an, da dann die Auslegung der Saugventile auch diesen negativen Effekt mit eliminieren müßte.

[0058] Das heißt zusammengefaßt:

M_sw > M_k,ges (Überkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile im Bereich "package" und verstärkt den Einfluß der Drosselung durch die Saugventile in unerwünschtem Maße.

M_sw < M_k,ges (Unterkompensation der translatorisch bewegten Massen) bewirkt Nachteile dadurch, daß der Effekt gegen den gewollten Effekt der Sauggasdrosselung arbeitet.

M_sw ≈ M_k,ges ist ideal, die Geometrie im wesentlichen der Saugventile und des Verdichtungsraums sind darauf abgestimmt (insbesondere für das Kältemittel CO₂).

[0059] Ebenso wurden die Begriffe Über-, Unter- bzw. Kompensation neben dem Zusammenhang der Momente auch für den Massenstrom des Kältemittels verwendet:

Unterkompensation: Bei einer Verdoppelung der Drehzahl n wird der Kältemittel-Massenstrom m = V_geo x n x ρ, d.h. also V_geo x ρ, derart selbsttätig verändert, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage verringert wird. Ein korrigierender Regeleingriff ist notwendig.

Überkompensation: Bei einer Verdoppelung der Drehzahl wird das geometrische Fördervolumen derart selbsttätig verändert, daß der Massenstrom des Kältemittels gegenüber der Ausgangslage erhöht wird. Auch hier ist ein korrigierender Regeleingriff notwendig.

[0060] In Zusammenhang mit Drehzahlsprüngen wurde bisher von Erhöhungen der Drehzahl gesprochen. Es ist selbstverständlich, daß das Verhalten sich in gleicher Form bei Drehzahlabsenkungen wiederspiegelt, insbesondere ist es z.B bei. einer Halbierung der Drehzahl das Ziel, Veränderungen des Massenstroms des Kältemittels selbsttätig zu kompensieren. Dazu erhöht sich das geometrische Fördervolumen dementsprechend.

[0061] In Fig. 6 sind Indikatordiagramme für zwei Betriebspunkte dargestellt, um den Einfluß der Ventilverluste in Abhängigkeit der Drehzahl n der Antriebswelle 2 zu zeigen. Während bei einer Drehzahl von 800 U/min der durchschnittliche Druckverlust bei etwa 0,5 bar liegt, liegt der Druckverlust bei gleicher Ventilkonfiguration bei 3000 U/min bei im Durchschnitt etwa 3 bar. Dieses Verhalten ist durch entsprechende Dimensionierung der saugseitigen Ventile in gewissen Grenzen beeinflußbar.

[0062] Die Dimensionierung der saugseitigen Ventile und der Verdichtergeometrie ist in Fig. 7 beschrieben. Die Dimensionierung der Parameter bezieht sich auf die Anwendung des Kältemittels R744 (CO₂). Die Dimensionierung von Verdichtern, welche als Kältemittel R134a/R152a verwenden, ist deutlich unterschiedlich; hier müßte die Abstimmung des Momentengleichgewichts bzw. der Momente M_sw und M_k,ges in bezug auf die Ventilgeometrie deutlich anders aussehen. Bei R134a/R152a sind die Druckverluste vergleichsweise geringer, was darin resultiert, daß die Momente M_sw größer als M_k,ges gewählt werden müssen (Überkompensation der Momente), um eine Kompensation im Bereich des Massenstroms des Kältemittels zu erzielen. Es sei an dieser Stelle angemerkt, daß das hier konkret für CO₂ als Kältemittel beschriebene Verfahren auf beliebige Kältemittel übertragbar ist, wobei diese Übertragung im Grundgedanken der vorliegenden Erfindung enthalten ist. In den beiden oberen Diagrammen kann man beginnend bei einem Unterschwinger (unten links) im Saugdruck, bei dem das Saugventil öffnet, einen Verdichter-Zyklus betrachten. Das Gas wird in der Folge (Prozeßrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn) verdichtet, bis nach einem leichten Überschwinger das Auslassventil öffnet. Nach dem Auslass des Gases folgt eine Rückexpansion, die schließlich wieder zum Ausgangspunkt führt.

[0063] Der Verdichter weist (vgl. Fig. 7) an der Einlaßseite für das Sauggas in den Zylinderraum eine Ventilplatte 19 mit einer darunter angebrachten Sauglamelle 20 auf. Die Sauglamelle 20 ist zungenförmig ausgebildet und dient der Steuerung des Sauggaseinlasses. Wird das Gas im Zylinder komprimiert, so verschließt die Sauglamelle 20 eine Durchgangsdrosselbohrung 21, während sich die Sauglamelle 20 beim Ansaugen des Sauggases (bedingt durch den im Zylinder vorherrschenden Unterdruck) um einen Hub t (verdeutlicht durch Pfeile 22) nach unten bewegt und dem einzusaugenden Kältemittel bzw. dem Sauggas durch die Durchgangsdrosselbohrung 21 Einlaß in den Zylinder gewährt.

[0064] Die Durchgangsdrosselbohrung 21 weist einen Durchmesser d auf. Aufgrund der Geometrie des Einlaßventils, d.h. insbesondere aufgrund des Durchmessers d der Durchgangsdrosselbohrung 21 bzw. insbesondere aufgrund der Summe des Durchmessers d der Durchgangsdrosselbohrung 21 und des Hubes t der Sauglamelle 20 und auch der Verdichtergeometrie kommt es über weite Arbeitsbereiche des erfindungsgemäßen Verdichters zu einem gewünschten Absenken des Saugdrucks p_s. Dies kann beispielsweise (im Falle eines Verdichters mit Kältemittel CO₂) mit folgenden Parametern für die Verdichtergeometrie erreicht werden: Die Anzahl der Kolben N beträgt 5 bis 9; der Hub t der Sauglamelle 20 beträgt zwischen 0,9 und 1,2 mm, während die Ventilplatte 19 eine Bohrung (Durchgangsdrosselbohrung 21) aufweist, deren Durchmesser d zwischen 4 und 6 mm liegt. Die Werte für den Kolbendurchmesser D liegen bei ca. 15 bis 19 mm und der Kolbenhub s beträgt in etwa 17 bis 22 mm. Das maximale Hubvolumen pro Zylinder V beträgt 3 ccm bis 6 ccm. Ein bevorzugter Parametersatz lautet: N = 6; D = 18; s = 19; V = 4,7; t = 1,1; d = 5. 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 21 in der Ventilplatte 19 von etwa 2,5 bis 4, ein Verhältnis von Durchgangsdrosselbohrung 21 in der Ventilplatte 19 und Hub t der Sauglamelle von etwa 3,7 bis 6,7 sowie ein Verhältnis von Kolbenhub s zum Hub t der Sauglamelle von etwa 14 bis 24.

[0065] 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 Durchgangsdrosselbohrung 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 Ausführungsform wird die Durchgangsdrosselbohrung 21 auf der Saugseite als Drosselstelle genutzt und gezielt im Zusammenhang mit den anderen den Verdichter regelnden Parametern ausgelegt. Das einströmende Gas durchströmt eine Saugkammer, welche im Zylinderkopf angebracht ist, mit dem Druck P_s 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 p_s* einstellt, der ein optimales Regelverhalten des Verdichters gewährleistet.

[0066] In Fig. 8 letztendlich ist ein Drehzahlsprung von 2000 U/min auf 6000 U/min dargestellt; die Kurven repräsentieren den Druck an der Sauggasseite, den Massenstrom des Kältemittels, die Drehzahl sowie den Druck an der Hochdruckseite. Der Massenstrom des Kältemittels sowie die Drücke im Triebwerksraum an der Sauggasseite des Verdichters und der Druckseite des Verdichters bleiben im wesentlichen unverändert. Erfindungsgemäß ist durch eine Abstimmung der Momente M_sw und M_k,ges in Zusammenhang mit den Saugventilen erreicht worden, daß dieses Verhalten vorherrscht.

[0067] Der ideale Bereich für die Auslegung ist, wie bereits erwähnt, der mittlere Drehzahlbereich, so daß für die oben genannten Größen kurzzeitige Veränderungen (Massenstrom des Kältemittels sowie die Drücke im Triebwerksraum an der Saugseite des Verdichters und der Druckseite des Verdichters) selbstregelnd kompensiert werden.

[0068] Das ist auch versuchstechnisch leicht zu überprüfen. Bei einem Verdichter für die Anwendung des Kältemittels R744 kann der Massenstrom für einen entsprechenden Drehzahlsprung relativ einfach gemessen werden. Die Auslegung der Parameter der Saugventile sowie der Parameter M_sw und M_k,ges ist durch Ausmessen und Wiegen nachzuvollziehen. Ein Messen des Kolbenhubs kann durch eine Befestigung eines Magneten am Kolben auf eine einfache Art und Weise erfolgen, da sich der Magnet über einen Sensor am Gehäuse detektieren läßt. Der Massenstrom m ist vor oder nach dem Verdichter über Massenstrommeßgeräte feststellbar. Mittels eines Drehzahlmeßgeräts läßt sich auch die Verdichterdrehzahl n auf einfache Art und Weise bestimmen. Der Druck p_s kann in einem Indikatordiagramm indiziert werden und über seinen Zusammenhang mit der Sauggasdichte ρ (ρ = f(p, T)) leicht berechnet werden. Demnach sind alle Größen bestimmbar.

[0069] Durch die erfindungsgemäße Selbstregelung kann entgegen dem Stand der Technik ein einfaches Schaltventil eingesetzt werden, welches den Gasstrom von der Hochdruckseite in den Triebwerksraum beeinflussen kann. Das Schaltventil kann dann eingreifen, wenn ein anderer Betriebspunkt eingestellt werden soll. Ein Eingriff auf das Regelventil durch ein sogenanntes Feedback wie beim Stand der Technik ist nicht notwendig. Dem Regelventil, welches den Gasstrom von der Druckseite des Verdichters in den Triebwerksraum des Verdichters regelt, muß somit kein zusätzliches Signal zugeführt werden, wie es nach dem Stand der Technik bekannt ist. Beim Stand der Technik dienen als zusätzliche Signale z.B. die Änderung des Massenstroms des Kältemittels, die Änderung einer Druckdifferenz, die Änderung des Saugdrucks etc. Für einen einmal eingestellten Betriebspunkt kann die Selbstregelung Schwankungen des Kältemittel-Massenstroms infolge der Drehzahl kompensieren. Es sei an dieser Stelle darauf hingewiesen, daß es wesentlich ist, daß nicht nur der Massenstrom im wesentlichen konstant gehalten werden kann, sondern gleichzeitig die Drucklagen auf der Druckseite und der Saugseite des Verdichters. Die Magnetspule des Regelventils betätigt das Regelventil erst dann, wenn ein neuer Betriebspunkt eingestellt werden soll. Ein sogenanntes Schaltventil ist gegenüber dem Stand der Technik also dadurch gekennzeichnet, daß der Feedbackbereich entfallen kann. Ein solches Schaltventil ist deutlich günstiger, als die nach dem Stand der Technik verwendeten Ventile. Ein solch einfaches in einem erfindungsgemäßen Verdichter verwendetes Ventil ist bevorzugt ein Ventil der Bauart, wie sie für heutige ABS- bzw. ESP-Ventile eingesetzt werden.

[0070] Es sei auch darauf hingewiesen, daß die erfindungsgemäße Regelung deutlich schneller als die bisherige Regelung arbeitet. Die zu regelnden Größen werden etwa zeitgleich mit dem Anstieg der Drehzahl geregelt, nach dem Stand der Technik geschieht das zeitverzögert, da zuerst eine Feedbackgröße abgreifbar sein muß, die dem Regelventil zugeführt bzw. zugeordnet wird.

[0071] 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 Kombination gegenüber dem Stand der Technik neu sind.

Bezugszeichenliste

[0072] 

1

Schwenkring

2

Antriebswelle

2a

Paßfeder

3

Schiebehülse

4

Rückstellfeder

5

Stützelement

6

Kraftübertragungselement

7

Nut

8

hülsenförmiger Teil des Kraftübertragungselements 6

9

Nut

10

Aussparung

11

Bohrung

12

Tellerfeder

13, 14

Anschlagscheibe

15

Bohrung

15a

Antriebsbolzen

16, 16a

Sprengring

17, 18

Abflachung

19

Ventilplatte

20

Sauglamelle

21

Durchgangsdrosselbohrung

22

Pfeil

Ansprüche

1. Verfahren zum Regeln des Kältemittel-Massenstroms eines Verdichters, insbesondere Axialkolbenverdichters, weiterhin insbesondere für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, weiterhin insbesondere für CO₂ als Kältemittel, welcher eine Antriebswelle (2) und eine in ihrer Neigung zur Antriebswelle verstellbare Schwenkscheibe (1) aufweist, welche in einem im wesentlichen durch ein Gehäuse des Verdichters definierten Triebwerksraum desselben angeordnet ist und welche durch ihren Auslenkwinkel bezüglich der Antriebswelle (2) den Kolbenhub des Verdichters definiert,
wobei in etwa ein Momentengleichgewicht zwischen einem durch rotatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_sw und einem durch translatorisch bewegte Massen bedingten Moment M_k,ges für wenigstens einen Auslenkwinkel α_gl der Schwenkscheibe (1) herbeigeführt wird, dadurch gekennzeichnet, daß das Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte ρ und des Kolbenhubs s für unterschiedliche Verdichterdrehzahlen n wenigstens bereichsweise, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min, selbsttätig in etwa konstant gehalten wird, während ein im Triebwerksraum herrschender Druck p_c ebenfalls in etwa konstant gehalten wird (ρ x s x n = konstant).

2. Verfahren nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß
zusätzlich zum Produkt der Verdichterdrehzahl n, der Sauggasdichte ρ und des Kolbenhubs s auch der Druck p_d an einer Hochdruckseite des Verdichters und/oder der Druck p_s an einer Sauggasseite des Verdichters und/oder eine Regelventilstellgröße eines Regelventils zwischen der Hochdruckseite und dem Triebwerksraum in etwa konstant gehalten werden.

3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges wenigstens für α_gl = (α_max - α_min)/2 hergestellt wird, wobei α_max den maximalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) und α_min den minimalen Auslenkwinkel der Schwenkscheibe (1) bezeichnet.

4. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges wenigstens für einen Auslenkwinkel α_gl hergestellt wird, für welchen gilt: α_min ≤ α_gl ≤ α_max.

5. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges wenigstens für einen Auslenkwinkel α_gl = α_max hergestellt wird.

6. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Momentengleichgewicht zwischen M_sw und M_k,ges wenigstens für einen (fiktiven) Auslenkwinkel α_gl ≥ α_max hergestellt wird.

7. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Druck im Triebwerksraum p_c variiert wird, um einen gewünschten Betriebspunkt, d.h. einen gewünschten Kältemittelmassenstrom im Verdichter zu erhalten.

8. Verfahren nach einem der vorangehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß
bei einer Erhöhung der Drehzahl n der Saugdruck p_s* und damit p derart abgesenkt wird, daß das Produkt aus n, p und s in etwa konstant ist.

9. Verdichter, insbesondere Avialkolbenverdichter, weiterhin insbesondere Verdichter für die Klimaanlage eines Kraftfahrzeugs, mit einem Gehäuse und einer im wesentlichen in dem Gehäuse angeordneten, über eine Antriebswelle (2) angetriebenen Verdichtereinheit zum Ansaugen und Verdichten eines Kältemittels mit einer ebenfalls im Gehäuse angeordneten Schwenkscheibe (1),
dadurch gekennzeichnet, daß
die Momente M_sw aufgrund der rotatorisch bewegten Massen und M_k,ges aufgrund der translatorisch bewegten Massen zueinander in einem vorbestimmten Verhältnis stehen,
daß der Verdichter wenigstens ein sauggasseitig angeordnetes Einlaßventil umfaßt, welches so konfiguriert ist, daß es den in den Zylinderraum gelangenden Kältemittel-Massenstrom drehzahlabhängig so beeinflußt, daß das Verhältnis der Momente M_sw und M_k,ges einerseits und die Drosselleistung des wenigstens einen Einlaßventils andererseits derart zueinander in Relation stehen, daß zumindest über Teile des Drehzahlbereichs, insbesondere für Verdichterdrehzahlen n zwischen 600 und 9000 U/min, insbesondere für Verdichterdrehzahlen zwischen 2500 und 7000 U/min der in das System geförderte Kältemittel-Massenstrom in etwa konstant ist.

10. Verdichter nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, daß
das wenigstens eine Einlaßventil ein druckgesteuertes Lamellenventil (19, 20, 21) ist.

11. Verdichter nach Anspruch 9 oder 10,
dadurch gekennzeichnet, daß
das wenigstens eine Einlaßventil ein schlitzgesteuertes Ventil ist.

12. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Einlaßventil, insbesondere Lamellenventil, eine Ventilplatte (19) mit Durchgangsdrosselbohrung (21) und eine insbesondere zungenförmige Sauglamelle (20) umfaßt.

13. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 12,
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/oder die korrespondierenden Sauglamellen (20) in einer Sauglamellenplatine integriert sind.

14. Verdichter nach Anspruch 9 bis 13,
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) (20) begrenzt und zur Befestigungsstelle der Sauglamelle(n) (20) hin abgeschrägt bzw. abgeflacht ist.

15. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 14,
falls nach einem der Ansprüche 8 bis 10 zusätzlich 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, weiterhin insbesondere in etwa 0,95 beträgt.

16. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 15, insbesondere Anspruch 15,
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, weiterhin insbesondere in etwa 3,6 beträgt.

17. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 16, insbesondere Anspruch 15 oder 16,
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, weiterhin insbesondere in etwa 4,55 beträgt.

18. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 17, insbesondere Anspruch 15 oder 16 oder 17,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Verhältnis von Kolbenhub zum Hub der Sauglamelle (s/t) in etwa 10 bis 30, insbesondere 14 bis 24, weiterhin insbesondere in etwa 17,3 beträgt.

19. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 18,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Kippverhalten der Schwenkscheibe (1) derart selbsttätig limitierend wirksam ist, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder der maximalen Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung α_max bei niedrigen Drehzahlen des Verdichters.

20. Verdichter nach einem der Ansprüche 9 bis 19,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Geometrie und Dimensionierung sämtlicher translatorisch bewegter Teile, wie Axialkolben, Kolbenstange oder Gleitsteine, od. dgl., einerseits und sämtlicher rotatorisch bewegter Teile, wie Schwenkscheibe (1), Mitnehmer od. dgl., andererseits derart sind, daß für vorbestimmte Kippwinkel der Schwenkscheibe (1), insbesondere zwischen einem vorbestimmten minimalen Kippwinkel und einem vorbestimmten maximalen Kippwinkel das Moment M_k,ges infolge der translatorisch bewegten Massen, insbesondere der Kolben, ggf. einschließlich Gleitsteine, Kolbenstangen od. dgl., derart kleiner gewählt ist als das Moment M_sw infolge des Deviationsmoments, d.h. als das Moment infolge der Massenträgheit der Schwenkscheibe, daß bei hohen Drehzahlen des Verdichters, insbesondere bei sehr hohen Drehzahlen oder bei einer maximalen Drehzahl, der Winkel maximaler Auslenkung α_max der Schwenkscheibe (1) kleiner ist als der Winkel maximaler Auslenkung bei kleineren Drehzahlen des Verdichters.

Claims

1. Method of controlling the coolant mass flow of a compressor, especially of an axial piston compressor, moreover especially for motor vehicle air-conditioning systems, moreover especially for CO₂ as coolant, which compressor has a drive shaft (2) and a tilt plate (1) which is variable in terms of its inclination to the drive shaft and which is arranged in a drive mechanism chamber of the compressor substantially defined by a housing of the latter and which, by means of its angle of deflection with respect to the drive shaft (2), defines the piston stroke of the compressor,
wherein there is brought about, approximately, a moment equilibrium between a moment M_sw caused by masses moved in rotation and a moment M_k,ges caused by masses moved in translation for at least one angle of deflection α_gl of the tilt plate (1),
characterised in that
the product of the compressor speed of rotation n, the inlet gas density p and the piston stroke s for different compressor speeds of rotation n is automatically kept approximately constant at least over a range, especially for compressor speeds of rotation n between 600 and 9000 rpm, especially for compressor speeds of rotation between 2500 and 7000 rpm, whilst a pressure p_c prevailing in the drive mechanism chamber is likewise kept approximately constant (ρ x s x n = constant).

2. Method according to claim 1,
characterised in that
in addition to the product of the compressor speed of rotation n, the inlet gas density ρ and the piston stroke s, there are also kept approximately constant the pressure p_d at the high-pressure side of the compressor and/or the pressure p_s at the inlet gas side of the compressor and/or a control valve setting variable of a control valve between the high-pressure side and the drive mechanism chamber.

3. Method according to claim 1 or 2,
characterised in that
the moment equilibrium between M_sw and M_k,ges is produced at least for α_gl = (α_max - α_min)/2, wherein α_max denotes the maximum angle of deflection of the tilt plate (1) and α_min denotes the minimum angle of deflection of the tilt plate (1).

4. Method according to one of the preceding claims,
characterised in that
the moment equilibrium between M_sw and M_k,ges is produced at least for an angle of deflection α_gl such that: α_min ≤ α_gl ≤ α_max.

5. Method according to one of the preceding claims,
characterised in that
the moment equilibrium between M_sw and M_k,ges is produced at least for an angle of deflection α_gl = α_max.

6. Method according to one of the preceding claims,
characterised in that
the moment equilibrium between M_sw and M_k,ges is produced at least for a (hypothetical) angle of deflection α_gl ≥ α_max.

7. Method according to one of the preceding claims,
characterised in that
the pressure in the drive mechanism chamber p_c is varied in order to obtain a desired operating point, that is to say a desired coolant mass flow in the compressor.

8. Method according to one of the preceding claims,
characterised in that,
in the case of an increase in the speed of rotation n, the inlet pressure p_s* - and together therewith ρ - is lowered so that the product of n, ρ and s is approximately constant.

9. Compressor, especially an axial piston compressor, moreover especially a compressor for the air-conditioning system of a motor vehicle, having a housing and, for drawing in and compressing a coolant, a compressor unit arranged substantially in the housing and driven by means of a drive shaft (2) and having a tilt plate (1) likewise arranged in the housing,
characterised in that
the moments M_sw due to the masses moved in rotation and M_k,ges due to the masses moved in translation are in a predetermined ratio to one another,
and in that the compressor has, arranged on the inlet gas side, at least one inlet valve which is so configured that it influences, in dependence on the speed of rotation, the coolant mass flow entering the cylinder space so that, on the one hand, the ratio of the moments M_sw and M_k,ges and, on the other hand, the throttling performance of the at least one inlet valve are in a relation to one another such that, at least over parts of the speed of rotation range, especially for compressor speeds of rotation n between 600 and 9000 rpm, especially for compressor speeds of rotation between 2500 and 7000 rpm, the coolant mass flow introduced into the system is approximately constant.

10. Compressor according to claim 9,
characterised in that
the at least one inlet valve is a pressure-controlled reed valve (19, 20, 21).

11. Compressor according to claim 9 or 10,
characterised in that
the at least one inlet valve is a slot-controlled valve.

12. Compressor according to one of claims 9 to 11,
characterised in that
the inlet valve, especially reed valve, has a valve plate (19) having a throttling through-bore (21) and an especially tongue-like inlet blade (20).

13. Compressor according to one of claims 9 to 12,
having a cylinder block and at least one, especially 5 to 9, piston(s) which is/are arranged to move axially back and forth in bores provided in the cylinder block,
characterised in that
an inlet valve is associated with each cylinder, and/or the corresponding inlet blades (20) are integrated in an inlet blade plate.

14. Compressor according to claim 9 to 13,
characterised in that
that end of the or each cylinder space which is associated with the inlet valve has a radially extending annular extension, which limits especially the stroke of the inlet blade(s) (20) and which is bevelled off or flattened off towards the fixing location of the inlet blade(s) (20).

15. Compressor according to one of claims 9 to 14,
if according to one of claims 8 to 10 additionally having a cylinder block and at least one, especially 5 to 9, piston(s) which is/are arranged to move axially back and forth in bores provided in the cylinder block,
characterised in that
the ratio of piston diameter and piston stroke (D/s) is approximately from 0.4 to 1.5, especially from 0.65 to 1.1, moreover especially approximately 0.95.

16. Compressor according to one of claims 9 to 15, especially claim 15,
characterised in that
the ratio of piston diameter and the throttling through-bore in the valve plate (D/d) is approximately from 1.5 to 5, especially from 2.5 to 4, moreover especially approximately 3.6.

17. Compressor according to one of claims 9 to 16, especially claim 15 or 16,
characterised in that
the ratio of the throttling through-bore in the valve plate and stroke of the inlet blade (d/t) is approximately from 2.5 to 8, especially from 3.7 to 6.7, moreover especially approximately 4.55.

18. Compressor according to one of claims 9 to 17, especially claim 15 or 16 or 17,
characterised in that
the ratio of piston stroke to the stroke of the inlet blade (s/t) is approximately from 10 to 30, especially from 14 to 24, moreover especially approximately 17.3.

19. Compressor according to one of claims 9 to 18,
characterised in that
the tilting behaviour of the tilt plate (1) acts in a self-limiting manner such that at high speeds of rotation of the compressor, especially at very high speeds of rotation or at the maximum speed of rotation, the angle of maximum deflection of the tilt plate (1) is less than the angle of maximum deflection α_max at low speeds of rotation of the compressor.

20. Compressor according to one of claims 9 to 19,
characterised in that
the geometry and dimensioning of all parts moved in translation, such as axial pistons, piston rod or sliding blocks or the like, on the one hand, and all parts moved in rotation, such as the tilt plate (1), members for conjoint movement or the like, on the other hand, are such that, for predetermined tilt angles of the tilt plate (1), especially between a predetermined minimum tilt angle and a predetermined maximum tilt angle, the moment M_k,ges due to the masses moved in translation, especially that of the pistons, where appropriate including sliding blocks, piston rods or the like, is so selected as to be less than the moment M_sw due to the moment of deviation, that is to say than the moment due to the mass inertia of the tilt plate, that at high speeds of rotation of the compressor, especially at very high speeds of rotation or at a maximum speed of rotation, the angle of maximum deflection α_max of the tilt plate (1) is less than the angle of maximum deflection at lower speeds of rotation of the compressor.

Revendications

1. Procédé de régulation du flux massique de fluide frigorigène d'un compresseur, en particulier d'un compresseur à piston axial, plus particulièrement pour des systèmes de climatisation de véhicules à moteur, plus particulièrement des systèmes utilisant du CO₂ comme fluide frigorigène, qui présente un arbre moteur (2) et un disque oscillant (1) dont l'inclinaison par rapport à l'arbre moteur est réglable et qui est disposé dans un compartiment de mécanisme d'entraînement du compresseur essentiellement défini par un carter dudit compresseur, son angle de déviation par rapport à l'arbre moteur (2) définissant la course du piston du compresseur, procédé dans lequel un équilibre approximatif entre un moment M_sw dû aux masses déplacées en rotation et un moment M_k,_tot dû aux masses déplacées en translation est généré pour au moins un angle de déviation α_éq du disque oscillant (1), caractérisé en ce que le produit de la vitesse de rotation du compresseur n, de la densité du gaz aspiré ρ et de la course du piston s est automatiquement maintenu à peu près constant pour différentes vitesses de rotation n du compresseur, au moins par plages, en particulier pour des vitesses de rotation n du compresseur allant de 600 à 9000 tr/min, en particulier pour des vitesses de rotation du compresseur allant de 2500 à 7000 tr/min, tandis qu'une pression p_c régnant dans le compartiment de mécanisme d'entraînement est maintenue à peu près constante elle aussi (ρ x s x n = constante).

2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que, en plus du produit de la vitesse de rotation du compresseur n, de la densité du gaz aspiré ρ et de la course du piston s, la pression p_d dans un côté à haute pression du compresseur et/ou la pression p_s dans un côté aspiration du compresseur et/ou une variable de commande d'une soupape de réglage entre le côté haute pression et le compartiment de mécanisme d'entraînement sont également maintenues à peu près constantes.

3. Procédé selon la revendication 1 ou la revendication 2, caractérisé en ce que l'équilibre entre les moments M_sw et M_k,tot est établi au moins pour α_éq = (α_max - α_min)/2, où α_max désigne l'angle de déviation maximale du disque oscillant (1) et α_min désigne l'angle de déviation minimale du disque oscillant (1).

4. Procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'équilibre entre les moments M_sw et M_k,_tot est établi au moins pour un angle de déviation α_éq pour lequel on a α_min ≤ α_éq ≤ α_max.

5. Procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'équilibre entre les moments M_sw et M_k,tot est établi au moins pour un angle de déviation α_éq = α_max.

6. Procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'équilibre entre les moments M_sw et M_k,tot est établi au moins pour un angle (fictif) de déviation α_éq ≥ α_max.

7. Procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'on fait varier la pression p_c dans le compartiment de mécanisme d'entraînement afin d'obtenir un point de fonctionnement voulu, c'est-à-dire un flux massique de fluide frigorigène voulu dans le compresseur.

8. Procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que, lors d'une élévation de la vitesse de rotation n, la pression d'aspiration p_s et donc ρ diminuent de telle façon que le produit de n, ρ et s reste à peu près constant.

9. Compresseur, en particulier compresseur à piston axial, plus particulièrement compresseur pour le système de climatisation d'un véhicule à moteur, comprenant un carter et un groupe compresseur essentiellement disposé dans le carter et entraîné par un arbre moteur (2) pour aspirer et comprimer un fluide frigorigène, avec un disque oscillant (1) disposé lui aussi dans le carter, caractérisé en ce que le moment M_sw dû aux masses déplacées en rotation et le moment M_k,tot dû aux masses déplacées en translation ont entre eux une relation prédéterminée et en ce que le compresseur comprend au moins une soupape d'admission disposée côté aspiration qui est configurée de telle sorte que le flux massique du fluide frigorigène introduit dans l'alésage du cylindre est influencé en fonction de la vitesse de manière que le rapport des moments M_SW et M_k,tot d'une part et le degré d'étranglement de ladite au moins une soupape d'admission d'autre part ont entre eux une relation telle que, au moins sur des parties de la plage de vitesse, en particulier pour des vitesses de rotation n du compresseur allant de 600 à 9000 tr/min, en particulier pour des vitesses de rotation du compresseur allant de 2500 à 7000 tr/min, le flux massique du fluide frigorigène alimenté dans le système est à peu près constant.

10. Compresseur selon la revendication 9, caractérisé en ce que ladite au moins une soupape d'admission est une soupape à lamelles commandée par la pression (19, 20, 21).

11. Compresseur selon la revendication 9 ou la revendication 10, caractérisé en ce que ladite au moins une soupape d'admission est une soupape à fente.

12. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 11, caractérisé en ce que la soupape d'admission, en particulier la soupape à lamelles, comprend un plateau de soupape (19) qui comporte un perçage d'étranglement traversant (21) et une lamelle d'aspiration (20) en particulier en forme de languette.

13. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 12, comprenant un bloc cylindres et au moins un, en particulier de 5 à 9 pistons pouvant décrire un mouvement de va et vient axial dans les alésages prévus dans le bloc cylindres, caractérisé en ce qu'une soupape d'admission est associée à chaque cylindre et/ou en ce que les lamelles d'aspiration (20) correspondantes sont intégrées dans une platine de lamelles d'aspiration.

14. Compresseur selon les revendications 9 à 13, caractérisé en ce que l'extrémité du ou de chaque alésage de cylindre associé à la soupape d'admission comprend un prolongement annulaire qui s'étend dans le sens radial afin de limiter en particulier la course de la ou des lamelles d'aspiration (20) et qui est biseauté ou aplati en direction du point de fixation de la ou des lamelles d'aspiration (20).

15. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 14, avec en plus, dans le cas des revendications 8 à 10, un bloc cylindres et au moins un, en particulier de 5 à 9 pistons pouvant décrire un mouvement de va et vient axial dans les alésages prévus dans le bloc cylindres, caractérisé en ce que le rapport du diamètre de piston sur la course du piston (D/s) se situe dans la plage de 0,4 à 1,5 environ, en particulier de 0,65 à 1,1, et plus particulièrement est égal à 0,95 environ.

16. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 15, en particulier la revendication 15, caractérisé en ce que le rapport du diamètre de piston sur celui du perçage d'étranglement traversant du plateau de soupape (D/d) se situe dans la plage de 1,5 à 5 environ, en particulier de 2,5 à 4, et plus particulièrement est égal à 3,6 environ.

17. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 16, en particulier la revendication 15 ou la revendication 16, caractérisé en ce que le rapport du diamètre du perçage d'étranglement traversant du plateau de soupape sur la course de la lamelle d'aspiration (d/t) se situe dans la plage de 2,5 à 8 environ, en particulier de 3,7 à 6,7, et plus particulièrement est égal à 4,55 environ.

18. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 17, en particulier la revendication 15 ou 16 ou 17, caractérisé en ce que le rapport de la course du piston sur la course de la lamelle d'aspiration (s/t) se situe dans la plage de 10 à 30 environ, en particulier de 14 à 24, et plus particulièrement est égal à 17,3 environ.

19. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 18, caractérisé en ce que le comportement d'inclinaison du disque oscillant (1) a une action limitatrice automatique telle que, à des vitesses de rotation élevées du compresseur, en particulier à des vitesses très élevées ou à la vitesse maximale, l'angle de déviation maximale du disque oscillant (1) est plus petit que l'angle de déviation maximale α_max à des vitesses de rotation lentes du compresseur.

20. Compresseur selon l'une des revendications 9 à 19, caractérisé en ce que toutes les pièces déplacées en translation telles que les pistons axiaux, les tiges de pistons, les coulisseaux ou similaires d'une part et toutes les pièces déplacées en rotation telles que le disque oscillant (1), les entraîneurs ou similaires d'autre part ont une géométrie et sont dimensionnées de telle façon que, pour des angles d'inclinaison du disque oscillant (1) prédéterminés, en particulier entre un angle d'inclinaison minimale prédéterminé et un angle d'inclinaison maximale prédéterminé, le moment M_k,tot dû aux masses déplacées en translation, en particulier aux pistons, le cas échéant y compris les coulisseaux, les tiges de pistons ou similaires, est choisi à une valeur inférieure à celle du moment M_SW dû au moment de déviation, c'est-à-dire inférieure à celle du moment dû à l'inertie de masse du disque oscillant, et en ce que, à des vitesses de rotation élevées du compresseur, en particulier à des vitesses très élevées ou à une vitesse maximale, l'angle de déviation maximale α_max du disque oscillant (1) est plus petit que l'angle de déviation maximale à des vitesses de rotation lentes du compresseur.

Zeichnung