EP1649165B1 - Axialkolbenverdichter, insbesondere co2 verdichter für kraftfahrzeug-klimaanlagen - Google Patents
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- EP1649165B1 EP1649165B1 EP04740065A EP04740065A EP1649165B1 EP 1649165 B1 EP1649165 B1 EP 1649165B1 EP 04740065 A EP04740065 A EP 04740065A EP 04740065 A EP04740065 A EP 04740065A EP 1649165 B1 EP1649165 B1 EP 1649165B1
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- support
- ring
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Classifications
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
- F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
- F04B27/10—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
- F04B27/1036—Component parts, details, e.g. sealings, lubrication
- F04B27/1054—Actuating elements
- F04B27/1072—Pivot mechanisms
Definitions
- the invention relates to an axial piston compressor, in particular CO 2 compressor for motor vehicle air conditioning systems, with a variable in its inclination to a drive shaft, rotationally driven by the drive shaft swash plate, in particular swivel ring, which is connected to a longitudinally displaceably mounted along the drive shaft pivot bearing and a is supported at a distance from the drive shaft with this co-rotating support member, wherein the pistons each having a hinge assembly on which the pivot ring is in sliding engagement.
- CO 2 compressor for motor vehicle air conditioning systems
- axial piston compressor with a two-part support device for a swash plate, wherein the two-part support device serves both for axial support of the swash plate and for torque transmission.
- Fig. 12 the known axial piston compressor is shown in schematic longitudinal section.
- a fixed to the drive shaft 14 first driver part 17, which is designed as a bearing in the form of a receiving bore 17b is disposed at a considerable distance next to the swash plate 18.
- a second, in the first articulated engaging cam member 19 is formed as a lateral extension of the swash plate 18.
- the first and second driver part are each in pairs.
- the bearing clearance of a driver and his bearing part is equipped with a slightly wider bearing clearance to perform defined and thereby avoid over-determination or a so-called double fit can.
- This has the consequence that such a compressor can not be operated independently of speed.
- the two-piece support device further has the disadvantage that it is relatively heavy and long build with the result that the compressor is designed to be heavy and long accordingly.
- the one thickened hub portion 18 a having Swivel disk 18 by its lateral extension a relatively large moment of inertia.
- the focus is relatively far away from the so-called tilt axis. The consequence of this is that a sudden change in the rotational speed with corresponding inertia leads to a tilt adjustment of the swash plate 18.
- the center of gravity relatively far away from the tilting axis causes an imbalance, since the engine can only be balanced for a (preferably) average swashplate tilt angle.
- the variability of the center of gravity causes undesirable changes in the control behavior (as a function of the tilt angle).
- the gas force support is dependent on the tilt angle of the swash plate.
- the center axes of the axial piston 20 are spaced from the drive shaft 14 further than the support on the drive plate 17, and change these ratios in dependence of the tilt angle. This leads to a non-linear course of the control characteristic.
- the swivel disk has the shape of a swivel ring 6.
- the swivel ring 6 has a radially inwardly open engagement space 28 into which the head of a driver 13 fixedly connected to the drive shaft 5 and transmitting the drive force engages.
- the axial piston compressor designated by the reference numeral 1 preferably has seven pistons 2, which are arranged in the circumferential direction at the same angular distance from each other. The axial guidance takes place in each case within cylinder bores 3 in the compressor housing 4.
- the lifting movement of the piston 2 is effected by the engagement of a drive shaft 5 to the obliquely extending pivot ring 6 in an engagement chamber 7, which is provided adjacent to the closed cavity 8 of the piston 2.
- each hinge assemblies are effective, each comprising two spherical segment-like hinge blocks 11, 12. These correspond with complementary storage wells within a bridge-like piston foot.
- Between the flat sides of the spherical segment-like hinge blocks 11, 12 of the pivot ring 6 is slidably mounted.
- the torque transmission from the drive shaft 5 to the pivot ring 6 is effected by a driving pin 5 fixed in the driving pin 13, the spherical head 15, for example, engages in a radial bore 16 of the pivot ring 6.
- the position of the driver head 15 is selected so that its center 17 coincides with that of the joint assembly defined by the sliding blocks 11, 12. In addition, this center is located on a circle that connects the geometric axes of the seven pistons 2 together. In this way, the dead center position of the piston 2 is accurately determined and ensures a minimum harmful space.
- the head shape of the free Mit supportiveendes allows the change in the inclination of the pivot ring 6 by the driver head 15 forms a bearing body for the stroke of the piston changing pivotal movement of the pivot ring 6.
- the bearing axis 20 by two coaxially on both sides of a sliding sleeve 21 mounted bearing pin 22, 23 is formed, which also in radial bores 24, 25 of the pivot ring. 6 are stored.
- the sliding sleeve 21 has bearing sleeves 26, 27 on both sides, which bridge the annular space 28 between the sliding sleeve 21 and the pivot ring 6 (see also FIG Fig. 14 ).
- This force is dependent on the pressure in the engine room 33.
- a flow connection with an external source of compressed gas can be provided.
- the adjustment of the position of the sliding sleeve 21 and thus the stroke of the piston or the capacity of the compressor is effected by at least one co-operating with the sliding sleeve 21 spring 34, 35.
- the sliding sleeve 21 between two helical compression springs 34, 35 is included, extending over the Drive shaft 5 extend away.
- a disadvantage of the known compressor is that the contact principle between the driver and swivel ring has an uneven deformation behavior.
- the conditional by the driver deformation of the sliding surfaces or flat sides of the pivot ring has a restless running behavior of the sliding blocks and thus the piston 2 result.
- relatively large deformations occur due to the very small wall thicknesses of the swivel ring.
- the running properties of the sliding blocks 11, 12 on the flat sides of the pivot ring 6 are markedly deteriorated.
- FR 2 782 126 A1 is another swashplate engine for axial piston known.
- a driver protrudes into a swash plate.
- the swash plate is articulated in the radial direction and therefore has no displaceability in the radial direction. This results in an eccentricity of the swash plate (ie deviation of the wheel center from the drive shaft as a function of the tilt angle of the swash plate), causing imbalance.
- the advantage of this construction is that the joint can transmit the forces over the surface. Accordingly small, the joint can be built comparatively.
- the DE 101 52 097 A1 shows a construction similar to that according to the FR 2 782 126 A1 ,
- the DE 2 951 647 A1 discloses an engine with which the dead space of the piston can be set constant.
- the swash plate is supported by a circular region (on the underside of the swivel disk) on a driver region of the drive shaft, the circular region finding its center in the area of the piston bearing and being able to be constantly positioned there for all tilt angles. Analog is this engine feature also in the DE 197 49 727 A1 solved.
- the swash plate which in this case carries a swash plate, supported by a circular area which is approximately concentric with a connecting rod, which is mounted in the swash plate. It can not be assumed that in this construction, the top dead center of the piston remains constant at Kippwinkel Sung.
- Comparatively large pistons and sliding blocks also have a negative effect on the wall thickness in the bridge region of the pistons, since comparatively large bending moments act.
- the present invention is therefore an object of the invention to provide an axial piston compressor of the type mentioned, in which it is ensured that the axially acting gas forces are supported at the level of force application and not amplified by excessive leverage. As a result, a more advantageous control characteristic should be achieved. Furthermore, it should be ensured that the swash plate is always axially supported relative to the acting piston forces at substantially the same location. The Axialabstützung the swash plate should so with
- An essential point of the present invention is thus that the axial support of the piston or gas force support via a arranged outside the piston and pivot ring hinge assembly effective, applied to the support element and operatively connected to the pivot ring support arc, wherein the support surface between the support arch and support element as is formed concentric to the hinge assembly between the piston and swash plate extending bearing surface.
- the bearing surface is circular arc or cylindrical. Also conceivable is a spherical bearing surface.
- the support arc is mounted displaceably in an approximately radial direction relative to the pivot ring.
- an elastic element and / or damping element is effective between support arch and pivot ring, through which the support arc is pushed away from the pivot ring or radially inwardly, if it is a support arc, which extends from radially inward to radially outward.
- a resilient biasing element is preferably a plate spring or disc spring arrangement.
- the proposed construction is simple, reliable and optimally dimensioned, due to the fact that it is possible to decouple the gas power support from the torque transmission.
- this decoupling does not take place, in which therefore supported by the support arc both axial gas forces and torques are transmitted from the drive shaft to the pivot ring.
- the circular-arc-shaped bearing surface refers to the contour in a radial plane extending through the support arc.
- a spherical bearing surface is conceivable. The latter would have the advantage that in addition torques could be transmitted without further action being taken
- the support arc is mounted displaceably in an approximately radial direction relative to the pivot ring. This makes it possible that the axial support of the change in the inclination of the pivot ring remains unaffected, namely the "support point".
- an elastic element and / or damping element is effective between support arch and pivot ring, through which the support arc is pushed away from the pivot ring or radially inwardly, if it is a support arc extending from radially inward to radially outward.
- a resilient biasing element is preferably a plate spring or disc spring arrangement.
- the proposed construction is simple, reliable and optimally dimensioned, due to the fact that it is possible to decouple the gas power support from the torque transmission.
- this decoupling does not take place, in which therefore supported by the support arc both axial gas forces and torques are transmitted from the drive shaft to the pivot ring.
- the circular-arc-shaped bearing surface refers to the contour in a radial plane extending through the support arc.
- a spherical bearing surface is conceivable. The latter would have the advantage that additional torques could be transmitted without further action would have to be taken.
- a cylindrical bearing surface has the advantage that the machining is relatively easy. This applies to both the support arch and the support element.
- the bearing surface extends into the drive shaft. This results in a particularly compact design.
- the swivel disk is constantly supported by a "joint" immovable in the circumferential direction or in the longitudinal direction. Tilting of the disc causes the inner diameter projected as well as the outer diameter of the pivot ring projects smaller on the compressor transverse plane, in the compressor tipping plane. In the compressor transverse plane, the swivel ring is elliptical. The fact that the swivel ring slips virtually inward, must this a degree of freedom is provided with respect to the support arch. For this purpose, a construction according to claims 8 f. intended. Of course, this particular construction will refer to the construction according to claim 2.
- the radial degree of freedom between the pivot ring and the support arc is thus required in order to obtain a constant "support point" for the gas force support.
- the maximum clearance between the inner circumference of the pivot ring and the support arc is about 1.5 mm to 2.0 mm.
- an elastic pressure element is inserted between the support arch and the swivel ring.
- the torque transmission can also be effected by an effective between sliding sleeve and drive shaft key; the support sheet is then preferably not performed.
- the at least one radial pin between the pivot ring and support arch according to claim 8 f. can e.g. be designed as a round bolt, square or Zweiflach.
- the tilt angles for the minimum lift and the maximum lift may be limited by suitable stops, e.g. in that the sliding sleeve in both directions a limitation on the drive shaft (stops).
- FIG. 1 to 3b a first embodiment of a swivel ring engine 100 according to the invention for an axial piston compressor for motor vehicle air conditioning systems is shown schematically.
- This engine 100 includes an adjustable in its inclination to a drive shaft 104, rotationally driven by the drive shaft, in this case annular swash plate or swivel ring 107, said swivel ring both with an axially displaceably mounted on the drive shaft 104 sliding sleeve 108 and with a distance is connected by the drive shaft 104 with this co-rotating support member 109 hinged.
- This articulated connection is designed as Axialabstützung, in particular the Figures 2 . 3a and 3b reveal.
- the interaction of the pivot ring 107 with the axial piston corresponds to that of the prior art, for example Fig. 13 ,
- the pivot bearing of the pivot ring 107 defines a transverse to the drive shaft 104 extending pivot axis 101.
- This pivot axis 101 is further defined by two coaxially mounted on both sides of the sliding sleeve 108 bearing pin 102, 103 (see Fig. 3 ).
- These bearing pins 102, 103 are mounted in radial bores of the pivot ring 107.
- These radial holes are in Fig. 3 designated by the reference numeral 120.
- the sliding sleeve 108 can for this purpose on both sides additionally bearing sleeves 105, 106 (see Fig. 3 ), which bridge the annulus 119 between the sliding sleeve 108 and the pivot ring 107.
- the corresponding construction corresponds largely to the state of the art Fig. 13 ,
- the support member 109 is part of a rotatably connected to the drive shaft 104 disc 112th
- the support surface of the arc 110 extends approximately concentric with the center of the effective between the piston 118 and pivot ring 107 hinge assembly, as shown in the Fig. 13 is described in more detail.
- the axial support is therefore effective outside of the aforementioned joint arrangement, with the result that the joint arrangement, which is effective between the piston and swivel ring, is not affected by axial support measures. This applies in particular to the dimensioning of the aforementioned joint arrangement.
- the joint arrangement as in the prior art by two spherical segment-like hinge blocks 121, 122 (see Fig. 2 ) defined, between which the pivot ring 107 slidably engages.
- the spherical bearing surfaces of the hinge blocks 121, 122 are associated with corresponding spherical recesses on the mutually facing end faces of the piston foot 111.
- the support surface on the support member 109 for the support sheet 110 is formed as a circular arc-shaped or cylindrical bearing surface 123.
- the support sheet 110 is slidably mounted in the radial direction relative to the pivot ring 107, as the FIGS. 3a, 3b very good.
- the support arc 110 is farthest from the inner peripheral edge of the pivot ring 107. This distance is in practice between about 1.0 mm to 2.0 mm.
- a radial pin 124 extending within the pivot ring plane is effective. This pin is used for radial guidance of the support bow 110 relative to the pivot ring 107.
- a single radial pin 124 can also be two mutually parallel radial pins according to the embodiment of the FIGS. 9 to 11 be provided.
- the radial pin 124 is fixedly mounted on the pivot ring 107, in particular pressed into a corresponding radial bore. The support sheet 110 is then guided relative to the radial pin 124 on this slidably.
- a plate spring 125 which urges the support sheet 110 radially inwardly, ie away from the inner circumference of the pivot ring 107 inwards.
- the support sheet 110 is also intended to transmit torque, this preferably extends into a corresponding depression 113 on the side of the support element 109 facing the support arc 110, as in the embodiment according to FIG Fig. 6 is shown.
- the trough 113 is preferably formed as a radial groove.
- the support surface may also be spherical, as in the embodiment according to FIG Fig. 8 is indicated.
- the spherical trough shown there is identified by the reference numeral 126. Even so, a torque transmission can be achieved in addition to the Axialabstützung.
- transverse pin 115 serve for torque transmission, wherein the transverse pin 115 can be secured against rotation, for example by a square press in the region of the sliding sleeve 108.
- a helical compression spring 117 (see exemplary illustration in FIG Fig. 3a, 3b ) be effective, which is supported on the one hand and on an annular projection of the drive shaft 104 on the other hand within the sliding sleeve 108 and the sliding sleeve 108 axially urges toward the piston 118 out.
- the maximum tilt angle of the pivot ring 107 is about 18 °, while the minimum tilt angle is between about 0 ° and 2 °.
- the tilt angle can be predetermined by stops, in particular stops for the axial displacement of the sliding sleeve 108th
- the support arch 110 extends approximately concentric with the center of the hinge assembly effective between the piston and the pivot ring.
- the circular bearing surface extends concentrically to the spherical bearing surface of the hinge block 122 facing away from the piston 118.
- the center of a spherical surface defined by the joint stones lies on the piston longitudinal axis or on a circle through which the piston longitudinal axes extend.
- the axial support or (theoretically) support line should lie on the center of the projecting circular sliding blocks. This center coincides with the piston longitudinal axis. According to the invention, this support line remains unchanged even when changing the inclination of the pivot ring 107. This is possible because the support sheet 110 can move radially relative to the pivot ring 107.
- the illustrated embodiments further show that the circular-arc-shaped bearing surface 123 of the support sheet 110 each hineinerstreckt in the drive shaft 104.
- Fig. 4 agrees with the one according to the Figures 1 to 3b largely consistent; only for torque transmission is still a key 114 is disposed between the sliding sleeve 108 and the drive shaft 104.
- the feather key is placed on the drive shaft 104 axially immovable. With its over the circumference of the drive shaft 104 projecting section, it projects into a longitudinal groove on the inside of the sliding sleeve 108 inside. This longitudinal groove is in Fig. 4 denoted by the reference numeral 116.
- transverse pin 115 extends through an axially extending slot within the drive shaft 104 therethrough.
- This slot is indicated by the reference numeral 127.
- the axial boundary of the slot 127 also forms the stops for the minimum and maximum tilt angle of the pivot ring 107th
- the support sheet 110 is torque-free.
- the support sheet 110 also extends into a trough 113.
- a torque transmission by means of the support bow 110 is also provided here.
- the radial pin 124 is replaced by a square 128 in the embodiments described above.
- the embodiment according to the FIGS. 9 to 11 is different from the one after the Figures 1 to 3b only in that the radial pin 124 provided there is replaced by two radial pins 124 extending parallel to one another and at a distance from each other. All other parts of this engine agree with those of the embodiment according to the FIGS. 1 f. match.
- the described basic idea for the axial support of a swash plate or a swivel ring also includes constructions, in which the support arc inside, outside or from above (tensile force instead of compressive force) is effective, with all constructions in common is that the support arc or the axial support of the swivel ring or a swash plate arranged concentrically outside the joint stones or the effective range of the joint stones and is effective.
- a dislocation between support sheet 110 and support element 109 and / or drive shaft 104 can be reliably avoided if I extend the support sheet support surface (s) over an angular range of about 30 ° to 190 °, in particular about 150 ° (see angle range " ⁇ " in Fig. 4 ). Then a dislocation, especially when exposed to tensile forces is excluded.
- the bearing surfaces on the support member and on the drive shaft are formed so that they have the same center of curvature, and can be produced in one operation.
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Description
- Die Erfindung betrifft einen Axialkolbenverdichter, insbesondere CO2-Verdichter für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, mit einem in seiner Neigung zu einer Antriebswelle verstellbaren, von der Antriebswelle drehangetriebenen Schwenkscheibe, insbesondere Schwenkring, wobei dieser mit einem längs der Antriebswelle axial verschieblich gelagerten Schwenklager verbunden und an einem im Abstand von der Antriebswelle mit dieser mitdrehend angeordneten Stützelement abgestützt ist, wobei die Kolben jeweils eine Gelenkanordnung aufweisen, an der der Schwenkring in Gleiteingriff steht.
- In der
EP 1 172 557 A2 ist ein Axialkolbenverdichter mit einer zweiteiligen Stützvorrichtung für eine Schwenkscheibe beschrieben, wobei die zweiteilige Stützvorrichtung sowohl zur axialen Abstützung der Schwenkscheibe als auch zur Drehmomentübertragung dient. InFig. 12 ist der bekannte Axialkolbenverdichter im schematischen Längsschnitt dargestellt. Ein an der Antriebswelle 14 befestigtes erstes Mitnehmerteil 17, das als Lager in Form einer Aufnahmebohrung 17b ausgeführt ist, ist mit einem erheblichen Abstand neben der Schwenkscheibe 18 angeordnet. Ein zweites, in den ersten gelenkig eingreifendes Mitnehmerteil 19 ist als seitlicher Fortsatz der Schwenkscheibe 18 ausgebildet. Das erste sowie zweite Mitnehmerteil liegen jeweils paarweise vor. Üblicherweise ist das Lagerspiel eines Mitnehmers und seines Lagerteiles mit einem etwas weiteren Lagerspiel ausgestattet, um definierter führen und dabei eine Überbestimmung oder eine sogenannte Doppelpassung vermeiden zu können. Das hat zur Folge, daß ein solcher Verdichter nicht drehzahlunabhängig betrieben werden kann. Die zweiteilige Stützvorrichtung hat des weiteren den Nachteil, daß es relativ schwer und lang baut mit der Folge, daß der Verdichter entsprechend schwer und lang ausgebildet ist. Außerdem hat die einen verdickten Nabenteil 18a aufweisende Schwenkscheibe 18 durch ihren seitlichen Fortsatz ein verhältnismäßig großes Trägheitsmoment. Auch ist der Schwerpunkt relativ weit von der sogenannten Kippachse entfernt. Die Folge davon ist, daß eine plötzliche Veränderung der Drehgeschwindigkeit mit entsprechender Trägheit zu einer Neigungsverstellung der Schwenkscheibe 18 führt. Weiterhin bewirkt der von der Kippachse relativ weit entfernte Schwerpunkt eine Unwucht, da das Triebwerk nur für einen (vorzugsweise) mittleren Schwenkscheiben-Kippwinkel ausgewuchtet werden kann. Die Variabilität der Schwerpunktslage bewirkt unerwünschte Änderungen im Regelverhalten (in Abhängigkeit des Kippwinkels). Schließlich ist bei der bekannten Konstruktion noch von Nachteil, daß die Gaskraftabstützung abhängig ist vom Kippwinkel der Schwenkscheibe. Des weiteren ist problematisch, daß die Mittelachsen der Axialkolben 20 von der Antriebswelle 14 weiter beabstandet sind als die Abstützung an der Mitnehmerscheibe 17, und sich diese Verhältnisse in Abhängigkeit des Kippwinkels ändern. Dies führt zu einem nicht-linearen Verlauf der Regelcharakteristik. - Ein erheblicher Fortschritt gegenüber dem vorgenannten Stand der Technik wird durch die Konstruktion gemäß der
DE 197 49 727 A1 erreicht. Dort ist die Schwenkscheibe durch einen Schwenkring ersetzt. Dadurch wird eine besonders kompakte Bauweise erhalten, die einer Kippbewegung des Schwenkrings geringe Trägheitskräfte entgegensetzt. Weiterhin wird eine exakte Einhaltung der inneren Totpunktposition der Axialkolben gewährleistet. Veränderliche schädliche Räume werden vermieden. Anhand derFiguren 13 und 14 soll nunmehr der Axialkolbenverdichter gemäß derDE 197 49 727 A1 etwas näher erläutert werden. - Wie bereits erwähnt, hat die Schwenkscheibe die Form eines Schwenkringes 6. An einer Stelle ihres Umfanges weist der Schwenkring 6 einen radial nach innen offenen Eingriffsraum 28 auf, in den der Kopf eines mit der Antriebswelle 5 fest verbundenen, die Antriebskraft übertragenden Mitnehmers 13 eingreift. Auf diese Weise wird ein seitlich angeordneter Mitnehmer, der größere Trägheitskräfte, eine größere Baulänge und größeren Herstellungsaufwand zur Folge hat, vermieden. Der mit der Bezugsziffer 1 gekennzeichnete Axialkolbenverdichter weist vorzugsweise sieben Kolben 2 auf, die in Umfangsrichtung in gleichem Winkelabstand voneinander angeordnet sind. Die Axialführung erfolgt jeweils innerhalb von Zylinderbohrungen 3 im Verdichtergehäuse 4. Die Hubbewegung der Kolben 2 erfolgt durch den Eingriff eines zur Antriebswelle 5 schräg verlaufenden Schwenkringes 6 in eine Eingriffskammer 7, die angrenzend an den geschlossenen Hohlraum 8 der Kolben 2 vorgesehen ist. Zwischen den Kolben 2 und dem Schwenkring 6 sind jeweils Gelenkanordnungen wirksam, die jeweils zwei kugelsegmentartige Gelenksteine 11, 12 umfassen. Diese korrespondieren mit komplementären Lagermulden innerhalb eines brückenartigen Kolbenfußes. Zwischen den Flachseiten der kugelsegmentartigen Gelenksteine 11, 12 ist der Schwenkring 6 gleitend gelagert. Die Drehmomentübertragung von der Antriebswelle 5 zum Schwenkring 6 erfolgt durch einen in der Antriebswelle 5 befestigten Mitnehmerbolzen 13, dessen beispielsweise kugelförmiger Kopf 15 in eine Radialbohrung 16 des Schwenkringes 6 eingreift. Dabei ist die Position des Mitnehmerkopfes 15 so gewählt, daß sein Mittelpunkt 17 mit demjenigen der Gelenkanordnung definiert durch die Gleitsteine 11, 12 übereinstimmt. Außerdem liegt dieser Mittelpunkt auf einem Kreis, der die geometrischen Achsen der sieben Kolben 2 miteinander verbindet. Auf diese Weise ist die Totpunktposition der Kolben 2 exakt bestimmt und ein minimaler schädlicher Raum gewährleistet. Die Kopfform des freien Mitnehmerendes ermöglicht die Veränderung der Neigung des Schwenkringes 6, indem der Mitnehmerkopf 15 einen Lagerkörper für die die Hubweite der Kolben verändernde Schwenkbewegung des Schwenkringes 6 bildet. Weitere Voraussetzung für ein Verschwenken des Schwenkringes 6 ist die Verschiebbarkeit ihrer Lagerachse 20 in Richtung der Antriebswelle 5. Hierzu ist die Lagerachse 20 durch zwei gleichachsig beidseitig einer Schiebehülse 21 gelagerte Lagerbolzen 22, 23 gebildet, die außerdem in radialen Bohrungen 24, 25 des Schwenkringes 6 gelagert sind. Die Schiebehülse 21 weist hierzu beidseitig Lagerhülsen 26, 27 auf, die den Ringraum 28 zwischen der Schiebehülse 21 und dem Schwenkring 6 überbrücken (siehe auch
Fig. 14 ). - Die Begrenzung der Verschiebbarkeit der Lagerachse 20 und damit die maximale Schrägstellung des Schwenkringes 6 ergibt sich durch den Mitnehmerbolzen 13, indem sich dieser durch ein in der Schiebehülse 21 vorgesehenes axiales Langloch 30 hindurcherstreckt, so daß die Schiebehülse 21 an den Enden des erwähnten Langloches 30 Anschläge findet. Die Kraft für die Verstellung der Neigung des Schwenkringes 6 und damit für eine entsprechende Regelung des Axialkolbenverdichters ergibt sich aus der Summe der jeweils beidseitig der Kolben 2 gegeneinander wirkenden Drücke.
- Diese Kraft ist vom Druck im Triebwerksraum 33 abhängig. Für die Regelung dieses Drucks kann eine Strömungsverbindung mit einer äußeren Druckgasquelle vorgesehen sein. Je höher der Druck an der Triebwerksraumseite der Kolben 2 bzw. im Triebwerksraum 33 relativ zum Druck an der gegenüberliegenden Seite der Kolben 2 ist, umso kleiner wird der Hub der Kolben 2 und damit die Förderleistung des Verdichters. Die Einstellung der Position der Schiebehülse 21 und damit des Hubes der Kolben bzw. der Förderleistung des Verdichters erfolgt durch mindestens eine mit der Schiebehülse 21 zusammenwirkende Feder 34, 35. Vorzugsweise ist die Schiebehülse 21 zwischen zwei Schraubendruckfedern 34, 35 eingeschlossen, die sich über die Antriebswelle 5 hinweg erstrecken.
- Nachteilig bei dem bekannten Verdichter ist, daß das Kontaktprinzip zwischen Mitnehmer und Schwenkring ein ungleichmäßiges Verformungsverhalten zur Folge hat. Die durch den Mitnehmer bedingte Verformung der Gleitflächen bzw. Flachseiten des Schwenkringes hat ein unruhiges Laufverhalten der Gleitsteine und damit der Kolben 2 zur Folge. Im Bereich der zylindrischen Radialbohrung im Schwenkring, innerhalb der sich der kugelförmige Kopf 15 des Mitnehmers 13 abstützt, kommt es aufgrund der dort sehr kleinen Wandstärken des Schwenkringes zu relativ starken Verformungen. Dadurch werden die Laufeigenschaften der Gleitsteine 11, 12 auf den Flachseiten des Schwenkringes 6 merklich verschlechtert.
- In der
WO 02/38959 DE 197 49 727 A1 dargestellt. Das beschriebene Verformungsverhalten soll dort erheblich reduziert werden. Im wesentlichen konzentrieren sich die einzelnen Vorschläge auf unterschiedliche geometrische Formgebungen zwischen Drehmomentstütze und Aufnahmebohrung des Schwenkringes. - Durch die
FR 2 782 126 A1 DE 197 49 727 A1 ist die Schwenkscheibe allerdings auch in radialer Richtung angelenkt und weist deshalb in radialer Richtung keine Verschiebbarkeit auf. Dadurch kommt es zu einer Außermittigkeit der Schwenkscheibe (d.h. Abweichung des Scheibenmittelpunktes von der Antriebswelle als Funktion des Kippwinkels der Schwenkscheibe), wodurch Unwucht verursacht wird. Der Vorteil dieser Konstruktion liegt darin, daß das Gelenk die Kräfte flächig übertragen kann. Dementsprechend klein kann das Gelenk vergleichsweise gebaut werden. - Die
DE 101 52 097 A1 zeigt eine Konstruktion ähnlich derjenigen gemäß derFR 2 782 126 A1 - Schließlich wird auch in der
DE 2 951 647 A1 noch ein Triebwerk offenbart, mit dem der Schadraum der Kolben konstant eingestellt werden kann. Im wesentlichen stützt sich die Schwenkscheibe über einen kreisförmigen Bereich (an der Unterseite der Schwenkscheibe) an einem Mitnehmerbereich der Antriebswelle ab, wobei der kreisförmige Bereich sein Zentrum im Bereich der Kolbenlagerung findet und dort für alle Kippwinkel konstant positionierbar sein soll. Analog wird dieses Triebwerksmerkmal auch bei derDE 197 49 727 A1 gelöst. - Ergänzend zu dem zitierten Stand der Technik sei auch noch auf die
DE 42 90 950 A1 verwiesen. Auch dort stützt sich die Schwenkscheibe, die in diesem Fall eine Taumelscheibe trägt, über einen kreisförmigen Bereich ab, der etwa konzentrisch zu einem Pleuelgelenk liegt, welches in der Taumelscheibe gelagert ist. Es kann nicht davon ausgegangen werden, daß bei dieser Konstruktion der obere Totpunkt der Kolben bei Kippwinkeländerung konstant bleibt. - Allen bekannten Schwenkscheiben-Triebwerken ist nachteilig die Überlagerung folgender Funktionen:
- Drehmomentübertragung sowie
- Abstützung der Schwenkscheibe so, daß der obere Totpunkt der Kolben unverändert bleibt, d.h. unabhängig von der Neigung der Schwenkscheibe.
- Die Erfüllung dieser beiden Funktionen führt zu folgendem charakteristischem Verhalten:
- Durch beide Funktionseinflüsse wird z.B. der kugelförmige oder kugelformähnliche Kopf des Mitnehmers gemäß der Konstruktion nach den
Fig. 13 und 14 in zwei Bereichen erheblichen Flächenpressungen unterworfen. - Diese Flächenpressung wird auch an den entsprechenden Bereichen der Schwenkscheibe erreicht.
- Durch die erwähnten Flächenpressungen kommt es zu Verformungen, die sich aufgrund von Gegebenheiten gegenseitig unkontrollierbar beeinflussen können.
- Reibungsspitzen führen zu einer Hysterese beim Kippen und Zurückkippen der Schwenkscheibe.
- Beim Stand der Technik gemäß der bislang bevorzugten Ausführungsform nach
DE 197 49 727 A1 (Figuren 13, 14 ) wird der Mitnehmer sowohl durch das Drehmoment beaufschlagt als auch durch Axialkräfte (Gaskraft). Die entsprechenden Biegemomentverläufe weisen ihr Maximum jeweils im Bereich der Aufnahme in der Antriebswelle auf. Die Folge davon ist: - Die Dimensionierung und Auslegung der Antriebswelle (Durchmesser), Wellenaufnahme (Passungslänge), als auch Mitnehmer (Durchmesser und Werkstoff) werden im wesentlichen durch die Kräfte und Drehmomente bestimmt, die am Mitnehmer angreifen.
- Der Durchmesser des Mitnehmers und des am freien Ende desselben angeordneten Kugelkopfes geben die Dimension der Aufnahmebohrung im Schwenkring vor; über die erforderliche Restwandstärke des Schwenkringes im Bereich der erwähnten Aufnahmebohrung wird die Mindestdicke bzw. Mindesthöhe des Schwenkringes vorgegeben, wobei letztere natürlich umgekehrt auch die Größe des Kugelkopfes bestimmt.
- Damit der Mitnehmer aufgrund seines (großen, auslegungsbedingten) Durchmessers in den Schwenkring hineinragen kann, wird ein vergleichsweise schmaler Ring verwendet, bei dem die Gleitsteine je nach Position der Antriebswelle innen oder/und außen einen Überstand aufweisen, so daß Stützfläche verlorengeht.
- Um dennoch die erforderlichen Kräfte aufnehmen zu können, ist es erforderlich, den Durchmesser der kugelsegmentförmigen Gleitsteine überdurchschnittlich groß zu bemessen. Dies wiederum hat relativ lange Kolben, d.h. Kolben mit relativ langen Kolbenbrücken zur Folge. Die Konsequenz davon sind entsprechend hohe Massenkräfte infolge der Kolben, die das Regelverhalten wiederum ungünstig beeinflussen können. Dementsprechend werden Kompensationsmaßnahmen erforderlich.
- Vergleichsweise große Kolben und Gleitsteine wirken sich auch negativ auf die Wandstärke im Brückenbereich der Kolben aus, da vergleichsweise große Biegemomente wirken.
- Ein Vergleich der Konstruktionen, insbesondere der Drehmomentstützen gemäß der
EP 1 172 557 A2 undDE 197 49 727 A1 offenbart neben vielen Vorteilen der letztgenannten Konstruktion auch einen klaren Nachteil bei der Kraftübertragung infolge Drehmoment- und Gaskraftabstützung. Da bei der Konstruktion gemäß derEP 1 172 557 A2 diese Funktionen durch in einer Bohrung geführte Bolzen gelöst wird, ist die Kontaktfläche zwischen Mitnehmer und zugeordnetem Lager eher durch eine Linie definiert, die je nach Schmierfilm und gewollter Verformung infolge Hertz'scher Pressung zu einer Fläche wird. Dagegen wird es bei der Mitnehmerkonstruktion nach derDE 197 49 727 A1 einen Punktkontakt geben, der je nach Schmierfilm und gewollter Verformung infolge Hertz'scher Pressung einen sogenannten "spot" zur Kraftübertragung bereitstellt. Da zwei Kräfte erheblicher Größe einwirken, kann es zu einer überhöhten Flächenpressung und zum sogenannten "Festfressen" am Mitnehmerkopf kommen. - Da es durch die Einleitung zweier Kräfte zu einer Überlagerung von Deformationen am Mitnehmerkopf kommt, muß ein erhöhtes Lagerspiel vorgesehen werden, was sich natürlich hinsichtlich Geräusch und Verschleiß nachteilig äußert.
- Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Axialkolbenverdichter der eingangs genannten Art bereitzustellen, bei dem sichergestellt ist, daß die axial wirkenden Gaskräfte auf Höhe der Krafteinleitung abgestützt und nicht durch übermäßige Hebelwirkung verstärkt werden. Dadurch soll eine vorteilhaftere Regelcharakteristik erzielt werden. Des weiteren soll sichergestellt sein, daß die Schwenkscheibe relativ zu den wirkenden Kolbenkräften immer an weitgehend gleicher Stelle axial abgestützt wird. Die Axialabstützung der Schwenkscheibe soll sich also mit Diese und weitere Aufgaben bzw. Ziele werden durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst, wobei vorteilhafte Details und Weiterbildungen der Erfindung in den Unteransprüchen beschrieben sind.
- Ein wesentlicher Punkt der vorliegenden Erfindung besteht also darin, daß die axiale Abstützung der Kolben bzw. Gaskraftabstützung über einen außerhalb der zwischen Kolben und Schwenkring angeordneten Gelenkanordnung wirksamen, am Stützelement anliegenden und mit dem Schwenkring wirkverbundenen Stützbogen erfolgt, wobei die Stützfläche zwischen Stützbogen und Stützelement als sich konzentrisch zur Gelenkanordnung zwischen Kolben und Schwenkscheibe erstreckende Lagerfläche ausgebildet ist. Vorzugsweise ist die Lagerfläche kreisbogenförmig bzw. zylindrisch. Denkbar ist auch eine sphärische Lagerfläche.
- Von ganz wesentlicher Bedeutung ist eine Ausführungsform, bei der der Stützbogen in etwa radialer Richtung relativ zum Schwenkring verschieblich gelagert ist. Dadurch ist es möglich, daß die axiale Abstützung von der Änderung der Neigung des Schwenkringes unbeeinflußt bleibt, und zwar der "Abstützpunkt". Vorzugsweise ist zwischen Stützbogen und Schwenkring noch ein elastisches Element und/oder dämpfendes Element wirksam, durch das der Stützbogen vom Schwenkring weg bzw. radial nach innen gedrängt wird, sofern es sich um einen Stützbogen handelt, der sich von radial innen nach radial außen erstreckt. Als elastisches Vorspannelement dient vorzugsweise eine Tellerfeder bzw. Tellerfeder-Anordnung.
- Die vorgeschlagene Konstruktion ist einfach, funktionssicher und optimal dimensionierbar, und zwar aufgrund der Tatsache, daß die Möglichkeit besteht, die Gaskraftabstützung von der Drehmomentübertragung zu entkoppeln. Es sind jedoch auch Konstruktionen denkbar, bei denen diese Entkoppelung nicht stattfindet, bei denen also durch den Stützbogen sowohl axiale Gaskräfte abgestützt als auch Drehmomente von der Antriebswelle auf den Schwenkring übertragen werden.
- Die kreisbogenförmige Lagerfläche bezieht sich auf die Kontur in einer sich durch den Stützbogen hindurch erstreckenden Radialebene. Genauso gut ist - wie erwähnt - eine sphärische Lagerfläche denkbar. Letztere hätte den Vorteil, daß zusätzlich Drehmomente übertragen werden könnten, ohne daß dafür weitere Maßnahmen ergriffen werden Von ganz wesentlicher Bedeutung ist eine Ausführungsform, bei der der Stützbogen in etwa radialer Richtung relativ zum Schwenkring verschieblich gelagert ist. Dadurch ist es möglich, daß die axiale Abstützung von der Änderung der Neigung des Schwenkringes unbeeinflußt bleibt, und zwar der "Abstützpunkt". Vorzugsweise ist zwischen Stützbogen und Schwenkring noch ein elastisches Element und/oder dämpfendes Element wirksam, durch das der Stützbogen vom Schwenkring weg bzw. radial nach innen gedrängt wird, sofern es sich um einen Stützbogen handelt, der sich von radial innen nach radial außen erstreckt. Als elastisches Vorspannelement dient vorzugsweise eine Tellerfeder bzw. Tellerfeder-Anordnung.
- Die vorgeschlagene Konstruktion ist einfach, funktionssicher und optimal dimensionierbar, und zwar aufgrund der Tatsache, daß die Möglichkeit besteht, die Gaskraftabstützung von der Drehmomentübertragung zu entkoppeln. Es sind jedoch auch Konstruktionen denkbar, bei denen diese Entkoppelung nicht stattfindet, bei denen also durch den Stützbogen sowohl axiale Gaskräfte abgestützt als auch Drehmomente von der Antriebswelle auf den Schwenkring übertragen werden.
- Die kreisbogenförmige Lagerfläche bezieht sich auf die Kontur in einer sich durch den Stützbogen hindurch erstreckenden Radialebene. Genauso gut ist - wie erwähnt - eine sphärische Lagerfläche denkbar. Letztere hätte den Vorteil, daß zusätzlich Drehmomente übertragen werden könnten, ohne daß dafür weitere Maßnahmen ergriffen werden müßten. Eine zylindrische Lagerfläche hat jedoch den Vorteil, daß die Bearbeitung relativ einfach ist. Dies gilt sowohl für den Stützbogen als auch für das Stützelement.
- Vorzugsweise erstreckt sich die Lagerfläche in die Antriebswelle hinein. Damit wird eine besonders kompakte Bauweise erhalten.
- Erfindungsgemäß wird die Schwenkscheibe durch ein in Umfangsrichtung oder in Längsrichtung unbewegliches "Gelenk" konstant abgestützt. Ein Kippen der Scheibe führt dazu, daß sich der Innendurchmesser ebenso wie der Außendurchmesser des Schwenkringes projiziert auf die Verdichterquerebene verkleinert, und zwar in der Verdichterkippebene. In der Verdichterquerebene stellt sich der Schwenkring elliptisch dar. Dadurch, daß der Schwenkring quasi geringfügig nach innen rutscht, muß hierfür ein Freiheitsgrad in bezug auf den Stützbogen bereitgestellt werden. Zu diesem Zweck ist eine Konstruktion gemäß den Ansprüchen 8 f. vorgesehen. Diese spezielle Konstruktion nimmt natürlich Bezug auf die Konstruktion gemäß Anspruch 2. Der radiale Freiheitsgrad zwischen Schwenkring und Stützbogen ist also erforderlich, um einen konstanten "Abstützpunkt" für die Gaskraftabstützung zu erhalten. Das maximale Spiel zwischen dem inneren Umfang des Schwenkringes und dem Stützbogen beträgt etwa 1,5 mm bis 2,0 mm. Vorzugsweise ist zwischen Stützbogen und Schwenkring - wie bereits erwähnt - ein elastisches Druckelement eingefügt.
- Schließlich sei noch darauf hingewiesen, daß die Drehmomentübertragung auch durch eine zwischen Schiebehülse und Antriebswelle wirksame Paßfeder erfolgen kann; der Stützbogen wird dann vorzugsweise nicht geführt.
- Der wenigstens eine Radialstift zwischen Schwenkring und Stützbogen gemäß Anspruch 8 f. kann z.B. als Rundbolzen, Vierkant oder Zweiflach ausgebildet sein.
- Die Kippwinkel für den Minimalhub und den Maximalhub können durch geeignete Anschläge begrenzt sein, z.B. dadurch, daß die Schiebehülse in beiden Richtungen eine Limitierung auf der Antriebswelle (Anschläge).
- Ergänzend wird dazu auf die auf die Anmelderin zurückgehende ältere deutsche Patentanmeldung Nr.
103 24 802.4 vom 2. Juni 2003 verwiesen. - Nachstehend werden bevorzugte Ausführungsformen eines erfindungsgemäßen Axialkolbenverdichters anhand der beigefügten Zeichnung näher beschrieben. Diese zeigt in:
- Fig. 1
- eine erste Ausführungsform eines Schwenkring-Triebwerkes für einen Axialkolbenverdichter in perspektivischer Ansicht;
- Fig. 2
- das Schwenkring-Triebwerk gemäß
Fig. 1 im Axialschnitt längs Linie II-II inFig. 1 ; - Fig. 3
- das Triebwerk gemäß den
Fig. 1 und 2 in Explosionsdarstellung; - Fig. 3a
- das Triebwerk gemäß den
Fig. 1 bis 3 im schematischen Längsschnitt unter Darstellung eines minimalen Kippwinkels des Schwenkringes; - Fig. 3b
- das Triebwerk gemäß
Fig. 3a unter Darstellung eines maximalen Kippwinkels des Schwenkringes; - Fig. 4
- ein abgewandeltes Ausführungsbeispiel im Axialschnitt entsprechend dem Axialschnitt gemäß
Fig. 2 ; - Fig. 5
- ein drittes Ausführungsbeispiel eines Schwenkring-Triebwerks im Axialschnitt;
- Fig. 6
- ein viertes Ausführungsbeispiel eines Schwenkring-Triebwerks im Axialschnitt;
- Fig. 7
- ein fünftes Ausführungsbeispiel eines Schwenkring-Triebwerks im Axialschnitt;
- Fig. 8
- ein sechstes Ausführungsbeispiel eines Schwenkring-Triebwerks im Axialschnitt;
- Fig. 9
- ein siebtes Ausführungsbeispiel eines Schwenkring-Triebwerks im Axialschnitt;
- Fig. 10
- das Triebwerk gemäß
Fig. 9 in Stirnansicht entsprechend den Pfeilen X-X inFig. 9 ; und - Fig. 11
- das Triebwerk gemäß den
Fig. 9 und 10 in Explosionsdarstellung. - In den
Figuren 1 bis 3b ist eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Schwenkring-Triebwerks 100 für einen Axialkolbenverdichter für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen schematisch dargestellt. Dieses Triebwerk 100 umfaßt eine in ihrer Neigung zu einer Antriebswelle 104 verstellbare, von der Antriebswelle drehangetriebene, im vorliegenden Fall ringförmige Schwenkscheibe bzw. Schwenkring 107, wobei dieser Schwenkring sowohl mit einer auf der Antriebswelle 104 axial verschieblich gelagerten Schiebehülse 108 als auch mit einem im Abstand von der Antriebswelle 104 mit dieser mitdrehend angeordneten Stützelement 109 gelenkig verbunden ist. Diese gelenkige Verbindung ist als Axialabstützung ausgebildet, wie insbesondere dieFiguren 2 ,3a und 3b erkennen lassen. Die Zusammenwirkung des Schwenkringes 107 mit den Axialkolben entspricht derjenigen gemäß Stand der Technik, z.B. nachFig. 13 . - Das Schwenklager des Schwenkringes 107 definiert eine sich quer zur Antriebswelle 104 erstreckende Schwenkachse 101. Diese Schwenkachse 101 wird des weiteren definiert durch zwei gleichachsig beidseitig der Schiebehülse 108 gelagerte Lagerbolzen 102, 103 (siehe
Fig. 3 ). Diese Lagerbolzen 102, 103 sind in radialen Bohrungen des Schwenkringes 107 gelagert. Diese radialen Bohrungen sind inFig. 3 mit der Bezugsziffer 120 gekennzeichnet. Die Schiebehülse 108 kann zu diesem Zweck beidseitig zusätzlich Lagerhülsen 105, 106 (sieheFig. 3 ) aufweisen, die den Ringraum 119 zwischen der Schiebehülse 108 und dem Schwenkring 107 überbrücken. Die entsprechende Konstruktion entspricht weitgehend dem Stand der Technik nachFig. 13 . - Von Bedeutung ist die axiale Abstützung des Schwenkringes an dem mit der Antriebswelle 104 mitdrehend angeordneten Stützelement 109. Diese Abstützung erfolgt durch einen mit dem Schwenkring 107 wirkverbundenen Stützbogen 110. Dieser Stützbogen 110 ist so ausgebildet, daß er eine zwischen Kolben und Schwenkring wirksame Gelenkanordnung übergreift, und zwar so, daß unabhängig von der Neigung des Schwenkringes 107 eine Kollision zwischen diesem und dem Stützbogen 110 einerseits und dem die vorgenannte Gelenkanordnung umfassenden Kolbenfuß 111 andererseits ausgeschlossen ist (siehe dazu
Fig. 2 ). Der dem Kolbenfuß 111 zugeordnete Kolben ist mit der Bezugsziffer 118 gekennzeichnet. - Das Stützelement 109 ist Teil einer mit der Antriebswelle 104 drehfest verbundenen Scheibe 112.
- Die Stützfläche des Bogens 110 erstreckt sich etwa konzentrisch zum Mittelpunkt der zwischen Kolben 118 und Schwenkring 107 wirksamen Gelenkanordnung, wie sie anhand der
Fig. 13 näher beschrieben ist. Die axiale Abstützung ist also außerhalb der vorgenannten Gelenkanordnung wirksam mit der Folge, daß die Gelenkanordnung, die zwischen Kolben und Schwenkring wirksam ist, durch axiale Abstützungsmaßnahmen nicht beeinträchtigt wird. Dies gilt insbesondere für die Dimensionierung der vorgenannten Gelenkanordnung. Die Gelenkanordnung ist ebenso wie beim Stand der Technik durch zwei kugelsegmentartige Gelenksteine 121, 122 (sieheFig. 2 ) definiert, zwischen denen der Schwenkring 107 gleitend eingreift. Den sphärischen Lagerflächen der Gelenksteine 121, 122 sind korrespondierende sphärische Mulden an den einander zugekehrten Stirnseiten des Kolbenfußes 111 zugeordnet. - Des weiteren ist erkennbar, daß bei der dargestellten Ausführungsform das Schwenklager des Schwenkringes 107 nur zur Drehmomentübertragung und das Stützelement 109 nur zur axialen Abstützung der Kolben 118 bzw. Gaskraftabstützung dienen. Die Drehmomentübertragung ist also von der Axialabstützung des Schwenkringes 107 entkoppelt.
- Von besonderem Interesse ist noch die Stützfläche am Stützelement 109 für den Stützbogen 110. Diese Stützfläche ist als kreisbogenförmige bzw. zylindrische Lagerfläche 123 ausgebildet. Um eine Verschiebung der Stützlinie bei Änderung der Neigung des Schwenkringes 107 zu vermeiden, d.h. eine Verschiebung aus dem Zentrum der Kolben 118 heraus, ist der Stützbogen 110 in radialer Richtung relativ zum Schwenkring 107 verschieblich gelagert, so wie dies die
Figuren 3a, 3b sehr gut erkennen lassen. Bei minimalem Kippwinkel des Schwenkringes 107 entsprechendFig. 3a ist der Stützbogen 110 am weitesten vom inneren Umfangsrand des Schwenkringes 107 entfernt. Diese Entfernung beträgt in der Praxis etwa zwischen 1,0 mm bis 2,0 mm. Bei maximalem Kippwinkel des Schwenkringes 107 wird der Spalt zwischen Schwenkring 107 und Stützbogen 110 auf ein Minimum reduziert. Zur Definition der vorgenannten Relativbewegung des Stützbogens 110 ist zwischen dem Schwenkring 107 und dem Stützbogen 110 bei der Ausführungsform nach denFiguren 1 bis 3b ein sich innerhalb der Schwenkringebene erstreckender Radialstift 124 wirksam. Dieser Stift dient zur Radialführung des Stützbogens 110 relativ zum Schwenkring 107. Statt eines einzigen Radialstiftes 124 können auch zwei sich parallel zueinander erstreckende Radialstifte entsprechend der Ausführungsform nach denFiguren 9 bis 11 vorgesehen sein. Bei der Ausführungsform nach denFiguren 3a, 3b ist der Radialstift 124 am Schwenkring 107 ortsfest angebracht, insbesondere in eine entsprechende Radialbohrung eingepreßt. Der Stützbogen 110 ist dann relativ zu dem Radialstift 124 auf diesem verschieblich geführt. - Entsprechend der Ausführungsform gemäß
Fig. 6 ist zwischen dem Schwenkring 107 und dem Stützbogen 110 noch ein elastisches Druckelement in Form einer Tellerfeder 125 angeordnet, die den Stützbogen 110 radial nach innen drängt, d.h. vom inneren Umfang des Schwenkringes 107 nach innen weg. - Falls der Stützbogen 110 auch zur Drehmomentübertragung dienen soll, erstreckt sich dieser vorzugsweise in eine entsprechende Mulde 113 an der dem Stützbogen 110 zugewandten Seite des Stützelements 109 hinein, so wie dies bei der Ausführungsform nach
Fig. 6 dargestellt ist. Die Mulde 113 ist vorzugsweise als Radialnut ausgebildet. - Alternativ kann die Stützfläche auch sphärisch ausgebildet sein, so wie dies bei der Ausführungsform nach
Fig. 8 angedeutet ist. Die dort dargestellte sphärische Mulde ist mit der Bezugsziffer 126 gekennzeichnet. Auch damit läßt sich zusätzlich zur Axialabstützung eine Drehmomentübertragung erreichen. - Wie jedoch bereits oben erwähnt, ist es vorteilhaft, wenn die Drehmomentübertragung von der axialen Gaskraftabstützung entkoppelt ist.
- Zu diesem Zweck ist es z.B. auch denkbar, die Drehmomentübertragung zwischen Schiebehülse 108 und Antriebswelle 104 durch eine Paßfeder 114 entsprechend der Ausführungsform gemäß
Fig. 6 zu gewährleisten. Statt einer Paßfeder 114 kann entsprechendFig. 5 auch ein sich durch die Schiebehülse 108 und die Antriebswelle 104 hindurch erstreckender Querbolzen 115 zur Drehmomentübertragung dienen, wobei der Querbolzen 115 z.B. durch eine Vierkantpressung im Bereich der Schiebehülse 108 verdrehgesichert sein kann. - Zwischen der Schiebehülse 108 und der Antriebswelle 104 kann noch eine Schraubendruckfeder 117 (siehe beispielhafte Darstellung in
Fig. 3a, 3b ) wirksam sein, die sich innerhalb der Schiebehülse 108 an dieser einerseits und an einem Ringvorsprung der Antriebswelle 104 andererseits abstützt und die Schiebehülse 108 axial in Richtung zu den Kolben 118 hin drängt. - Der maximale Kippwinkel des Schwenkringes 107 beträgt etwa 18°, während der minimale Kippwinkel zwischen etwa 0° und 2° liegt. Die Kippwinkel können durch Anschläge vorgegeben sein, insbesondere Anschläge für die axiale Verschiebung der Schiebehülse 108.
- Wie oben dargelegt, erstreckt sich der Stützbogen 110 etwa konzentrisch zum Mittelpunkt der zwischen Kolben und Schwenkring wirksamen Gelenkanordnung. Konkret erstreckt sich die kreisförmige Lagerfläche konzentrisch zur sphärischen Lagerfläche der dem Kolben 118 abgewandten Gelenksteine 122. Der Mittelpunkt einer durch die Gelenksteine definierten Kugelfläche liegt auf der Kolbenlängsachse bzw. auf einem Kreis, durch den sich die Kolbenlängsachsen hindurch erstrecken. In Projektion sollte also die axiale Abstützung bzw. (theoretisch) Stützlinie auf dem Mittelpunkt der in Projektion kreisförmigen Gleitsteine liegen. Dieser Mittelpunkt stimmt mit der Kolbenlängsachse überein. Erfindungsgemäß bleibt diese Stützlinie auch bei Veränderung der Neigung des Schwenkringes 107 unverändert. Dies ist möglich, weil sich der Stützbogen 110 radial relativ zum Schwenkring 107 bewegen kann.
- Die dargestellten Ausführungsformen zeigen des weiteren, daß die kreisbogenförmige Lagerfläche 123 des Stützbogens 110 sich jeweils in die Antriebswelle 104 hineinerstreckt. Dadurch erhält man eine äußerst kompakte Bauweise. Außerdem ist es dann noch besser möglich, mittels des Stützbogens 110 bei Bedarf auch ein Drehmoment zu übertragen, nämlich dann, wenn der Stützbogen 110 so schmal ausgebildet ist, daß er sich in eine Axialmulde der Antriebswelle 104 hinein erstrecken kann.
- Die Ausführungsform nach
Fig. 4 stimmt mit derjenigen gemäß denFiguren 1 bis 3b weitgehend überein; lediglich zur Drehmomentübertragung ist noch zwischen Schiebehülse 108 und Antriebswelle 104 eine Paßfeder 114 angeordnet. Die Paßfeder ist an der Antriebswelle 104 axial unverschieblich plaziert. Mit ihrem über den Umfang der Antriebswelle 104 vorstehenden Teilabschnitt ragt sie in eine Längsnut an der Innenseite der Schiebehülse 108 hinein. Diese Längsnut ist inFig. 4 mit der Bezugsziffer 116 gekennzeichnet. - Auch bei der Ausführungsform nach
Fig. 6 ist die Drehmomentübertragung in der beschriebenen Weise ausgebildet. - Zu der Ausführungsform nach
Fig. 5 sei noch erwähnt, daß sich der Querbolzen 115 durch ein sich axial erstreckendes Langloch innerhalb der Antriebswelle 104 hindurch erstreckt. Dieses Langloch ist mit der Bezugsziffer 127 gekennzeichnet. Die axiale Begrenzung des Langloches 127 bildet auch die Anschläge für den minimalen und maximalen Kippwinkel des Schwenkringes 107. - Im übrigen ist der Stützbogen 110 drehmomentenfrei.
- Die Ausführungsform nach
Fig. 6 wurde bereits weiter oben näher beschrieben. Sie stimmt mit derjenigen gemäßFig. 4 weitgehend überein. Es ist lediglich vorgesehen, daß sich der Stützbogen 110 in eine Mulde des Stützelements 109 hinein erstreckt, so daß mittels des Stützbogens 110 auch eine Drehmomentübertragung möglich ist. - Bei der Ausführungsform nach
Fig. 7 erstreckt sich der Stützbogen 110 ebenfalls in eine Mulde 113 hinein. Damit ist auch hier eine Drehmomentübertragung mittels des Stützbogens 110 vorgesehen. Im übrigen ist bei der Ausführungsform nachFig. 7 der Radialstift 124 bei den vorgehend beschriebenen Ausführungsformen durch einen Vierkant 128 ersetzt. - Zu der Ausführungsform nach
Fig. 8 wurde bereits weiter oben Ausführungen gemacht. - Die Ausführungsform nach den
Figuren 9 bis 11 unterscheidet sich von derjenigen nach denFiguren 1 bis 3b nur dadurch, daß der dort vorgesehene Radialstift 124 durch zwei sich parallel zueinander und im Abstand voneinander erstreckende Radialstifte 124 ersetzt ist. Alle übrigen Teile dieses Triebwerkes stimmen mit denjenigen des Ausführungsbeispiels gemäß denFiguren 1 f. überein. - Es sei an dieser Stelle nochmals erwähnt, daß durch die radiale Relativverschiebung zwischen Stützbogen 110 und Schwenkring 107 die Kontaktfläche zwischen Stützbogen 110 und Stützelement 109 bei Änderung der Neigung des Schwenkringes 107 nicht wandert, so wie dies bei einer ebenen, d.h. sich streng senkrecht zur Antriebswellenachse erstreckenden Stützlagerfläche der Fall wäre.
- Schließlich sei noch erwähnt, daß eine Ausführungsvariante für die Abstützung des Schwenkringes 107 am Stützelement 109 denkbar ist, die sich dadurch auszeichnet, daß die Stützfläche des Stützelements 109 durch ein innerhalb desselben schwenkbar gelagertes Zylinderstift-Segment definiert ist, an dessen Flachseite der Stützbogen 110 anliegt. Der Stützbogen 110 wäre bei dieser Ausführungsform nicht kreisbogenförmig, sondern etwa U-förmig ausgebildet. Der der Stützfläche des Stützelements 109 zugewandte Schenkel ist mit einer ebenen Gleitfläche ausgebildet, die an der Flachseite des Zylinderstift-Segments anliegt. Bei Änderung der Neigung des Schwenkringes 107 würde normalerweise eine Relativverschiebung zwischen der Stützfläche des Stützbogens 110 und der Flachseite des Zylinderstift-Segments sowie gleichzeitig ein Verschwenken des Zylinderstift-Segments innerhalb einer zylinderförmigen Mulde im Stützelement 109 stattfinden. Aufgrund der erfindungsgemäßen Radialverschieblichkeit zwischen Schwenkring 107 und Stützbogen 110 kann eine derartige Relativverschiebung jedoch vermieden, zumindest auf ein Minimum reduziert werden. Damit wäre gewährleistet, daß der obere Totpunkt der Kolben jeweils exakt konstant gehalten wird. Die Kontaktfläche für die Gaskraftabstützung wandert bei dieser Ausführungsform ebenso wie bei den vorbeschriebenen Ausführungsformen bei Änderung der Neigung des Schwenkringes 107 weder nach innen noch nach außen.
- Abschließend sei noch angemerkt, daß die beschriebene Grundidee zur axialen Abstützung einer Schwenkscheibe oder eines Schwenkringes auch Konstruktionen umfaßt, bei denen der Stützbogen innen, außen oder von oben (Zugkraft statt Druckkraft) wirksam ist, wobei sämtlichen Konstruktionen gemeinsam ist, daß der Stützbogen bzw. die axiale Abstützung des Schwenkringes bzw. auch einer Schwenkscheibe konzentrisch außerhalb der Gelenksteine bzw. des Wirkbereichs der Gelenksteine angeordnet und wirksam ist.
- Damit hat man den Vorteil, daß die Gelenkstein-Anordnung optimal dimensioniert werden kann. Auch erhält man den Vorteil einer relativ großen Kontaktfläche für die Gaskraftabstützung mit der Folge entsprechend niedrigerer spezifischer Flächenpressung und geringerem Verschleiß.
- Zur Funktionsstabilität sei noch erwähnt, dass eine Dislokation zwischen Stützbogen 110 und Stützelement 109 und/oder Antriebswelle 104 sicher vermieden werden kann, wenn ich die Stützbogen-Lagerfläche(n) über einen Winkelbereich von etwa 30° bis 190°, insbesondere etwa 150° erstreckt (s. Winkelbereich "α" in
Fig. 4 ). Dann ist eine Dislokation, insbesondere bei Einwirkung von Zugkräften ausgeschlossen. Natürlich und die Lagerflächen am Stützelement und an der Antriebswelle so ausgebildet, dass sie denselben Krümmungsmittelpunkt aufweisen, und in einem Arbeitsgang hergestellt werden können. - Sämtliche in den Anmeldungsunterlagen offenbarten Merkmale werden als erfindungswesentlich beansprucht, soweit sie einzeln oder in Kombination gegenüber dem Stand der Technik neu sind.
-
- 100
- Schwenkring-Triebwerk
- 101
- Schwenkachse
- 102
- Lagerbolzen
- 103
- Lagerbolzen
- 104
- Antriebswelle
- 105
- Lagerhülse
- 106
- Lagerhülse
- 107
- Schwenkring
- 108
- Schiebehülse
- 109
- Stützelement
- 110
- Stützbogen
- 111
- Kolbenfuß
- 112
- Scheibe
- 113
- Mulde
- 114
- Paßfeder
- 115
- Querbolzen
- 116
- Längsnut
- 117
- Schraubendruckfeder
- 118
- Kolben
- 119
- Ringraum
- 120
- Lagerbohrung
- 121
- Gelenkstein
- 122
- Gelenkstein
- 123
- Lagerfläche
- 124
- Radialstift
- 125
- Tellerfeder
- 126
- sphärische Mulde
- 127
- Langloch
- 128
- Vierkant
Claims (12)
- Axialkolbenverdichter, insbesondere CO2-Verdichter für Kraftfahrzeug-Klimaanlagen, mit einem in seiner Neigung zu einer Antriebswelle (104) verstellbaren, von der Antriebswelle (104) drehangetriebenen Schwenkscheibe in Form eines Schwenkringes (107), wobei dieser mit einem längs der Antriebswelle (104) axial verschieblich gelagerten Schwenklager verbunden und an einem im Abstand von der Antriebswelle (104) mit dieser mitdrehend angeordneten Stützelement (109) abgestützt ist, wobei die Kolben (118) jeweils eine Gelenkanordnung (121, 122) aufweisen, an der der Schwenkring (107) in Gleiteingriff steht,
dadurch gekennzeichnet, daß
die axiale Abstützung der Kolben (118) bzw. Gaskraftabstützung über einen außerhalb der zwischen Kolben (118) und Schwenkring (107) angeordneten Gelenkanordnung (121, 122) wirksamen, am Stützelement (109) anliegenden und mit dem Schwenkring (107) wirkverbundenen Stützbogen (110) erfolgt, wobei die Stützfläche zwischen Stützbogen (110) und Stützelement (109) als sich zur Gelenkanordnung (121, 122) zwischen Kolben (118) und Schwenkring (107) konzentrisch erstreckende Lagerfläche (123) ausgebildet ist. - Axialkolbenverdichter nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Stützbogen (110) in etwa radialer Richtung relativ zum Schwenkring (107) verschieblich gelagert ist. - Axialkolbenverdichter nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, daß
zwischen Stützbogen (110) und Schwenkring (107) ein elastisches Element (125) wirksam ist, durch das der Stützbogen (110) vom Schwenkring (107) weg, insbesondere etwa radial nach innen gedrängt wird. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, daß
die sich zur Gelenkanordnung (121, 122) zwischen Kolben (118) und Schwenkring (107) erstreckende Lagerfläche (123) kreisbogenförmig bzw. zylinderflächig oder sphärisch ausgebildet ist, wobei der geometrische Mittelpunkt der Lagerfläche (123) mit dem Mittelpunkt der zwischen Kolben (118) und Schwenkring (107) angeordneten Gelenkanordnung (121, 122) zusammenfällt. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, daß
sich die Lagerfläche (123), an der sich der Stützbogen (110) abstützt, in die Antriebswelle (104) hineinerstreckt. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
wobei die zwischen Kolben (118) und Schwenkring (107) wirksame Gelenkanordnung zwei kugelsegmentartige Gelenksteine (121, 122) mit jeweils sphärischer Lagerfläche umfaßt, die mit komplementären Lagermulden innerhalb eines brückenartigen Kolbenfußes (111) korrespondieren und zwischen deren Flachseiten der Schwenkring (107) gleitend gelagert ist,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Stützbogen (110) sich über die freie Stirnseite des Kolbenfußes (111) hinweg erstreckt. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Schwenklager des Schwenkringes (107) im wesentlichen nur zur Drehmomentübertragung und das Stützelement (109) im wesentlichen nur zur axialen Abstützung der Kolben (118) bzw. Gaskraftabstützung dienen, wobei für letzteres der Schwenkring (107) einen die zwischen Kolben und Schwenkscheibe wirksame Gelenkanordnung (121, 122) übergreifenden Stützbogen (110) aufweist. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, daß
zwischen Schwenkring (107) und Stützbogen (110) wenigstens ein sich innerhalb der Schwenkringebene erstreckender Radialstift (124) wirksam ist, der zur Radialführung des Stützbogens (110) relativ zum Schwenkring (107) dient. - Axialkolbenverdichter nach Anspruch 8,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Radialstift (124) am Schwenkring (107) befestigt und der Stützbogen (110) am Radialstift (124) längsverschieblich geführt ist, oder umgekehrt. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Schwenklager des Schwenkringes (107) entweder einen sich durch eine Langlochbohrung der Antriebswelle (104) hindurch erstreckenden Gelenkbolzen oder zwei sich relativ zur Antriebswelle (104) diametral erstreckende Lagerbolzen (105, 106) umfaßt, die mit ihren antriebswellenseitigen Enden jeweils mit einer längs der Antriebswelle (104) axial verschieblich gelagerten Schiebehülse (108) verbunden sind. - Axialkolbenverdichter nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Drehmomentübertragung von Antriebswelle (104) auf Schwenkring (107) über eine zwischen Schiebehülse (108) und Antriebswelle (104) wirksame Paßfeder (114) erfolgt. - Axialkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 5 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Stützbogenlagerfläche (123) am Stützelement (109) und ggf. auch im Bereich der Antriebswelle (104) sich über einen Winkelbereich (α) von 30° bis 190°, insbesondere etwa 150° erstreckt.
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