EP0240823A2 - Rollkolbenverdichter - Google Patents

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EP0240823A2
EP0240823A2 EP87104228A EP87104228A EP0240823A2 EP 0240823 A2 EP0240823 A2 EP 0240823A2 EP 87104228 A EP87104228 A EP 87104228A EP 87104228 A EP87104228 A EP 87104228A EP 0240823 A2 EP0240823 A2 EP 0240823A2
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EP
European Patent Office
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rotary
piston compressor
compressor according
rotary piston
sleeve
Prior art date
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EP87104228A
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English (en)
French (fr)
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EP0240823B1 (de
EP0240823A3 (en
Inventor
Hans-Peter Dipl.-Ing. Schabert
Max Dipl.-Ing. Heller
Klaus Dipl.-Ing. Zach (Fh)
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Siemens AG
Siemens Corp
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
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Publication date
Application filed by Siemens AG, Siemens Corp filed Critical Siemens AG
Publication of EP0240823A2 publication Critical patent/EP0240823A2/de
Publication of EP0240823A3 publication Critical patent/EP0240823A3/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/12—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • F04C29/124—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F04C28/125—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves with sliding valves controlled by the use of fluid other than the working fluid
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/8593—Systems
    • Y10T137/86389—Programmer or timer
    • Y10T137/86405—Repeating cycle
    • Y10T137/86421—Variable

Definitions

  • the invention relates to a rotary piston compressor with a piston rotating in a cylinder, which is carried by a shaft rotating in the same direction, and with inlet and outlet openings in the cylinder, which are provided with control elements.
  • control members are designed in particular as spring-loaded flaps or valves which open or block the passage cross section with a practically straight-line movement. Because of their reciprocating movement, such control elements are not suitable for fast switchovers, which are required at high speeds. It is therefore the object of the invention to improve rotary piston compressors of the type mentioned above in such a way that they are also suitable for high speeds. This is particularly important for mechanically driven rotary piston compressors which are rigidly coupled to an internal combustion engine and are used to charge the internal combustion engine.
  • a rotary slide valve is arranged as a control element outside the cylinder in a sleeve provided with slots and is connected to the shaft in a continuous, synchronized rotary movement and that the relative position of the rotary slide valve and sleeve is adjustable relative to one another.
  • rotary valve a roller-shaped body is meant, so that passages provided on its periphery alternately communicate with the slots in the sleeve, which can also be an integral part of the compressor housing. The adjustment of the relative position, which serves to change the passage cross sections, takes place primarily in the axial direction.
  • a rotary valve arranged on the pressure side can be controlled in the invention in such a way that it opens as soon as the pressure in the cylinder has risen to the back pressure of the pressure line.
  • the corresponding angle of rotation of the piston is e.g. about 160 ° in the case of a rotary piston compressor that compresses from 1000 hPa to 2000 hPa.
  • a rotary valve can also be used on the suction side of the rotary piston compressor. There it allows for a continuous control of the amount of gas drawn in at a fixed speed. For example, the rotary valve at open a crank angle between 0 and 25 ° of the shaft supporting the cylinder and close at a crank angle of at most 360 °. This results in the maximum delivery rate of the compressor for the closing angle of 360 °, ie the rotary valve remains practically constantly open. At smaller closing angles, which result in a shorter filling time, the amount of gas drawn in decreases, as is also the case when the throttle valve is gradually closed in a motor vehicle. Compared to the highly lossy throttle control, the design according to the invention as a periodically intermittent fill quantity control, however, delivers a significantly better efficiency.
  • the coupling to the compressor shaft which is desired for a constant synchronized rotary movement of the rotary slide valve can advantageously take place in such a way that the rotary slide valve and the shaft are connected to one another by a toothing.
  • Gears, toothed chains or toothed belts are primarily suitable as toothed links. It can be obtained with non-circular gears periodically non-uniform rotary slide movements, which allow quick closing after a long time with a large passage cross-section. This minimizes the small throttling losses that still occur when regulating the fill quantity.
  • the rotary valve for changing the passage cross-section relative to the sleeve is not only adjustable in the axial direction, but is also rotatable by a smaller angle than ⁇ 90 °, for example by 80 °, because one so that the temporal change in the opening cross-section can better capture the current suction volume flow during rotation.
  • the sleeve is actuated on the end face opposite the rotary valve drive, because it does not reach the area of the actuators of the rotary valve.
  • a possibility will also be presented later of having the adjustment act on the rotary slide valve and providing it on one side in a space-saving manner together with its drive.
  • the return spring e.g. the suction quantity of the rotary piston compressor is regulated to a minimum value suitable for an internal combustion engine as idling.
  • a coupling with the accelerator pedal and an idle adjustment screw can be provided.
  • the sleeve preferably being made of plastic and surrounding a rotary valve made of metal. It is particularly advantageous to install the plastic sleeve with play in the housing so that it can expand locally when a temperature peak occurs at a friction point.
  • the rotary valve can also be designed so that it has opposite openings and is flowed through diametrically.
  • the speed of the rotary valve must be half or a third of the shaft speed.
  • the invention can be implemented in such a way that a common rotary slide valve for both Piston parts are provided, the passage openings are offset in the axial circumferential direction.
  • the offset can be 90 °, for example.
  • control option by means of the rotary valve should remain available even when the internal combustion engine is cold started.
  • the internal combustion engine is still cold, not only should the cooling of the intake air occurring at part load be compensated, but additional heat should be added to it if possible.
  • This task can be solved by a switchable internal throttle bypass.
  • FIG. 3 shows a section along the rotary slide axis drive and adjustment of a rotary slide from the same side.
  • FIGS. 7 and 8 developments of the rotary valve show passage cross sections and their changes by adjusting the rotary valve and sleeve.
  • the rotary piston compressor shown in FIGS. 1 and 2 is designed in tandem, because in its housing 1, which is made of light metal casting, the shaft 2 carries two piston parts 3 and 4 offset by 180 ° a rolling piston 5.
  • the two piston parts 3 and 4 in the same design comprise cylindrical tube pieces 6 made of stainless steel with a wall thickness of, for example, 1.2 mm and a diameter of 145 mm.
  • the pipe sections 6 are held with a thin-walled shell 7 on a hub body 8 which is fastened with a ball bearing 10 on a cranked section 9 of the shaft 2, so that the piston part 3 is pressed elastically against the wall 11 of the cylinder 1.
  • the suction line of the compressor is 500 m3 / h.
  • the shaft 2 carries, outside the housing 1, a pulley 12 for a V-belt, with which the connection to an internal combustion engine, not shown, is established.
  • the toothed belt 16 establishes the connection to a rotary valve 20 which is arranged in an inlet opening 17 and is mounted in the housing 1 as a regulating member on the suction side.
  • the rotary valve 20 projects into a pipe socket 21 formed by the housing 1 with a ball bearing 22 which carries a toothed belt pulley 23.
  • a toothed belt pulley 23 On the toothed belt pulley 23, the flange 25 of a hollow shaft 26 is fastened in a flexible manner, which projects into the pipe socket 21. There it engages with a head piece 28 at its free end, which is provided with curved teeth 29, in grooves 30 of a further hollow shaft 31, which forms the main piece of the rotary valve 20.
  • the hollow shaft 31 is made of metal, for example stainless steel. It is on the end of the housing 1 facing away from the toothed belt pulley and the V-belt pulley 12 with an inwardly projecting Provide flange 34 on which a push rod 35 engages with a ball bearing 50. With the rod 35, an axial displacement of the hollow shaft 31 relative to a sleeve 36 made of plastic can be achieved, which tightly surrounds the hollow shaft 31 of the rotary valve 20. Since both in the sleeve 36 and in the hollow shaft 31 at least partially oblique slots 37, 38 are provided, for example triangular or trapezoidal, a different passage cross section can be set depending on the angular position of the rotary valve 20 by the axial displacement of the hollow shaft 31. In this way, the suction quantity and thus the delivery rate of the rotary piston compressor can be varied within wide limits.
  • the rotary piston compressor designed in tandem has a central partition 40 between the two piston parts 3 and 4.
  • a valve 42 is arranged in the housing 1, which can be actuated by a magnet 43.
  • An internal throttle bypass is connected with the valve 42 between the two cylinder parts, which are connected to one another by a longitudinal bore 46 and transverse bores 47 and 48. With this bypass, the cold start of an internal combustion engine with a rotary piston compressor can be facilitated. As long as the bypass is kept open, there is a back and forth lossy air flow, which causes the intake air to heat up.
  • the bypass can also be arranged in such a way that it connects regions on the circumference of the cylinder 1 that are at a distance from one another.
  • FIG. 3 shows another type of actuation of the rotary valve 20 in a section along the axis of the rotary valve 20.
  • the drive and adjustment act on the same side of the rotary valve.
  • a pipe section 62 is mounted on the housing 1 of the rotary piston compressor with two ball bearings 60 and 61 spaced apart from one another, which is expanded to a gear 63 on its side facing the housing 1.
  • the other end of the pipe section 62 is formed into a flange 65.
  • a counter flange is fastened with screws 66, which is designed to be flexible with respect to the axial direction by means of incisions 68 and 69.
  • the flange 67 carries a hollow shaft piece 70 pointing towards the housing 1, into which a counterpart 72 with an arch toothing 73 located at the end is inserted.
  • the curved toothing 73 in turn engages in the grooves 30 of the hollow shaft 31 of the rotary valve 20.
  • a rod 80 projects through the flange 67 and is fixed in the hollow shaft 31 with a ball bearing 81.
  • the rod 80 is used to adjust the rotary valve 20 in the longitudinal direction.
  • it is provided with a spherical actuation button 83 at the end remote from the rotary valve 20.
  • the drive of the rotary slide valve 20 and its axial adjustment device are provided at the same end and are structurally combined in a very small space.
  • two elliptical gears 85 and 86 are used to generate the non-uniform but periodic movement, which mesh with each other.
  • the gear 85 sits eccentrically, namely with its one focal point, on the hollow shaft 31 of the rotary valve 20, the gear 86 also eccentrically on an intermediate shaft 87.
  • the intermediate shaft 87 is connected to a countershaft gear 88 which meshes with a smaller countershaft gear 89.
  • the gear 89 sits on the shaft 2 of the rotary piston compressor.
  • the speed of rotation can be varied in a ratio of up to 1: 2.
  • the oval gear 85 like the oval gear 86, is not mounted in the focal point of an ellipse determining the gear circumference, but rather in the center of the gear.
  • the maximum speed of the rotary valve 20 relates to the minimum speed like the inverse ratio of the gear radii.
  • FIG. 6 shows that a periodically non-uniform movement of the rotary valve 20 can also be achieved with a coupling square.
  • the coupling quadrangle comprises a crank 90 which is connected to the hollow shaft 31 of the rotary valve 20.
  • the crank 90 is connected by a connecting rod 91 to a second crank 92, which sits on an intermediate shaft 93 carrying the gear 88.
  • the gear 88 meshes with the counter gear 89.
  • this gear enables ratios of the minimum to the maximum rotary valve speed of approximately 1: 3.5.
  • Figure 7 shows a development of the sleeve 36 and the rotary valve 20 with e.g. 40 mm diameter in the event that the rotary valve 20 is driven at half the speed of the shaft 2.
  • Sleeve 36 and rotary valve 20 are traversed by the gas flow on the suction side. They each have two slots 37 with an offset of 180 ° on the circumference, namely the two triangular slots 37, 37a in the rotary slide valve 20 and the slots 38 and 34 in the sleeve 36.
  • the slot 38 of the sleeve 36 connected to the cylinder 1 has a similar one Triangular shape like the slots 37, 37a of the rotary valve 20. However, the triangle 38 is turned upside down.
  • the slot 39 of the sleeve 36 connected to the suction line 17, on the other hand, is rectangular.
  • the slots 37, 37a When moving the rotary valve 20 to the left by the stroke 98 of e.g. 40 mm, the slots 37, 37a come into positions 37 ', 37a'. They then overlap with the slits 38, 39 to a much greater extent, since the flow cross-sections 101, 102 with dashed lines are created. They also remain open over a large range of rotation angles.
  • the axial displacement 98 of the rotary valve 20 thus causes a strong increase in the suction power of the compressor and leads to an increase in the boost pressure in the connecting pipeline 53 to the internal combustion engine.
  • the opening area reaches its maximum value somewhat later than the theoretically approximately sinusoidal course of the volume flow in the rotary piston compressor during suction.
  • the inertia of the real air column is taken into account in the sense that the throttling losses in the free slot cross section, ie in the overlap of the passages 38 and 37, are minimized.
  • the start of the opening in time (at 0 °, for example) is independent of the axial position of the rotary valve 20.
  • a displacement in the circumferential direction between the rotary valve 20 and its toothed belt pulley 23 must therefore be superimposed on the displacement stroke 98 (40 mm) (for example by ⁇ 85 °), so that the overall adjustment runs in the direction of arrow 96.
  • the teeth of the curved tooth intermediate piece 29 are rotated towards the rotary slide 20 by 45 ° to the axis.
  • the filling quantity is controlled by pushing or pulling on the opposite end (with 45 ° setting the risk of self-locking due to tooth friction is the lowest).
  • the shape of the triangular or trapezoidal slot 37 is chosen so that the long slope coincides with the displacement device of the rotary valve 20.
  • the opposite side is either axially parallel, but can also deviate from it.
  • the slots 37 cover approximately 64% (2 ⁇ 32%), the webs the residual angle 36% (2 ⁇ 18%) of the hollow shaft 31 of the rotary valve.
  • the slots 37 are shortened by, for example, 20% of the original triangular width in order to be able to arrange slots 37 which are as wide as possible on the circumference of the rotary valve 20.
  • the reduction does indeed reduce the rate of change in area that can be achieved at almost full opening just before the flow is shut off; however, since the flow has already decreased considerably on its own (sine line), the throttling loss that arises as a result is modest.
  • the axial stroke of the rotary valve 20 can be e.g. 15% longer than the length of the original triangular slot. This creates a particularly large passage cross-section and low throttle losses at full load.

Landscapes

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Abstract

Bei einem Rollkolbenverdichter mit einem in einem Zylin­der (11) umlaufenden Kolben (5), der von einer drehenden Welle (2) getragen wird, sind Steuerorgane für Ein- und Auslaßöffnungen (19) im Zylinder (11) als Drehschieber (20) ausgebildet und mit der Welle (2) zu einer stetigen, synchronisierten Drehbewegung verbunden. Die Drehschie­ber (20) können mit einer axialen Verstellmöglichkeit zur Veränderung des Durchlaßquerschnitts versehen sein. Solche Rollkolbenverdichter sind besonders für die Aufladung von Kfz-Verbrennungsmotoren geeignet.

Description

  • Die Erfindung betrifft einen Rollkolbenverdichter mit einem in einem Zylinder umlaufenden Kolben, der von einer gleichsinnig drehenden Welle getragen wird, und mit Ein-und Auslaßöffnungen im Zylinder, die mit Steuerorganen versehen sind.
  • Bei bekannten Rollkolbenverdichtern sind die Steuerorgane als insbesondere federbelastete Klappen oder Ventile ausgebildet, die mit einer praktisch geradlinigen Bewegung den Durchlaßquerschnitt öffnen oder sperren. Solche Steuerorgane sind wegen ihrer hin- und hergehen­den Bewegung nicht für schnelle Umschaltungen geeignet, die bei hohen Drehzahlen erforderlich sind. Deshalb ist es die Aufgabe der Erfindung, Rollkolbenverdichter der oben genannten Art so zu verbessern, daß sie auch für hohe Drehzahlen geeignet sind. Dies ist besonders wichtig für mechanisch angetriebene, mit einem Ver­brennungsmotor starr gekoppelte Rollkolbenverdichter, die zur Aufladung des Verbrennungsmotors benutzt werden.
  • Erfindungsgemäß ist vorgesehen, daß als Steuerorgan ein Drehschieber außerhalb des Zylinders in einer mit Schlitzen versehenen Hülse angeordnet und mit der Welle zu einer stetigen, synchronisierten Drehbewegung ver­bunden ist und daß die relative Lage von Drehschieber und Hülse zueinander verstellbar ist. Mit Drehschieber ist dabei ein walzenförmiger Körper gemeint, so daß an seinem Umfang vorgesehene Durchlässe wechselnd mit den Schlitzen in der Hülse kommunizieren, die auch inte­graler Bestandteil des Verdichtergehäuses sein kann. Die der Veränderung der Durchlaßquerschnitte dienende Ver­stellung der relativen Lage erfolgt vor allem in axialer Richtung.
  • Weitere vorteilhafte Ausbildungen des erfindungsgemäßen Rollkolbenverdichters sind in den Ansprüchen 2 bis 26 definiert.
  • Mit der Erfindung werden insbesondere die bekannten Auslaßventile, die als Rückschlagventile arbeiten, durch Drehschieber ersetzt. Dies erlaubt hohe Drehzahlen von weit mehr als 5000 Umdrehungen pro Minute, ohne daß ein Flattern wie bei Ventilen eintritt oder durch eine hohe Federspannung ein statischer Druckverlust zu befürchten ist.
  • Ein druckseitig angeordneter Drehschieber kann bei der Erfindung so gesteuert werden, daß er öffnet, sobald der Druck im Zylinder auf den Gegendruck der Druckleitung angestiegen ist. Der entsprechende Drehwinkel des Kol­bens beträgt z.B. etwa 160° im Falle eines Rollkolben­verdichters, der von 1000 hPa auf 2000 hPa verdichtet. Im Totpunkt des Rollkolbens schließt der Drehschieber dann wieder bei 360° = 0°. Wird ein höherer Gegendruck eingestellt, so wird man den Drehschieber auch erst später öffnen, z.B. nach einem Drehwinkel des Kolbens von 200°.
  • Ein Drehschieber kann auch auf der Saugseite des Roll­kolbenverdichters angewendet werden. Dort erlaubt er eine stufenlose Regelung der angesaugten Gasmenge bei fester Drehzahl. Zum Beispiel kann der Drehschieber bei einem Kurbelwinkel zwischen 0 und 25° der den Zylinder tragenden Welle öffnen und bei einem Kurbelwinkel von höchstens 360° schließen. Dabei ergibt sich die maximale Fördermenge des Verdichters für den Schließwinkel von 360°, d.h. der Drehschieber bleibt praktisch ständig offen. Bei kleineren Schließwinkeln, die eine kürzere Füllungszeit ergeben, geht die angesaugte Gasmenge zurück, so wie dies auch bei graduellen Schließen der Drosselklappe in einem Kraftfahrzeug der Fall ist. Im Vergleich zu der stark verlustbehafteten Drosselregelung liefert die erfindungsgemäße Ausbildung als periodisch intermittierende Füllmengenregelung aber einen wesent­lichen besseren Wirkungsgrad.
  • Die für eine stetige synchronisierte Drehbewegung der Drehschieber gewünschte Kopplung mit der Verdichterwelle kann vorteilhaft in der Weise erfolgen, daß der Dreh­schieber und die Welle durch eine Verzahnung miteinander verbunden sind. Als verzahnende Glieder sind in erster Linie Zahnräder, Zahnketten oder Zahnriemen geeignet. Dabei kann man mit unrunden Zahnrädern periodisch ungleichförmige Drehschieberbewegungen erhalten, die ein schnelles Schließen nach einer langen Zeit mit großem Durchlaßquerschnitt ermöglichen. Hierdurch wer­den die kleinen Drosselverluste minimiert, die auch bei Füllmengenregulierung noch auftreten.
  • Eine andere Verbesserung der Regelung der Saugleistung ergibt sich dadurch, daß der Drehschieber zur Verände­rung des Durchlaßquerschnitts gegenüber der Hülse nicht nur in axialer Richtung verstellbar, sondern auch noch um einen kleineren Winkel als ± 90° drehbar angeordnet ist, z.B. um 80°, weil man damit die zeitliche Ver­änderung des Öffnungsquerschnitts den momentanen Saug­volumenstrom während der Drehung noch besser erfassen kann.
  • Es kann günstig sein, wenn die Hülse an der dem Dreh­schieberantrieb gegenüberliegende Stirnseite betätigt wird, weil man damit nicht in dem Bereich der Betäti­gungsglieder des Drehschiebers gelangt. Als ein Ausfüh­rungsbeispiel wird später aber auch eine Möglichkeit dargestellt, die Verstellung am Drehschieber angreifen zu lassen und sie gemeinsam mit dessen Antrieb raum­sparend an einer Seite vorzusehen. Ferner ist eine Vereinfachung der Steuerung der Hülse oder des Dreh­schiebers möglich, wenn diese unter der Wirkung einer Rückstellfeder stehen. Mit der Rückstellfeder kann z.B. die Ansaugmenge des Rollkolbenverdichters auf einen für einen Verbrennungsmotor als Leerlauf geeigneten Mindestwert geregelt werden. Dabei kann man eine Koppelung mit dem Gaspedal und eine Leerlauf-Einstell­schraube vorsehen.
  • Im Hinblick auf die Verschleißfestigkeit und die Trockenlaufeigenschaften ist eine Paarung von Kunststoff und Metall günstig, wobei vorzugsweise die Hülse aus Kunststoff besteht und einen Drehschieber aus Metall umgibt. Dabei ist es besonders vorteilhaft, die Kunst­stoffhülse mit Spiel im Gehäuse einzubauen, damit sie sich örtlich ausdehnen kann, wenn an einer Reibstelle eine Temperaturspitze entsteht.
  • Der Drehschieber kann auch so ausgebildet werden, daß er gegenüberliegende Öffnungen aufweist und diametral durch­strömt wird. Dabei muß die Drehzahl des Drehschiebers die Hälfte oder ein Drittel der Wellendrehzahl betragen.
  • Bei Rollkolbenverdichtern mit zwei in Umfangsrichtung versetzten Kolbenteilen, wie sie für eine gleichmäßige Förderung günstig sind, kann die Erfindung so verwirk­licht werden, daß ein gemeinsamer Drehschieber für beide Kolbenteile vorgesehen ist, dessen Durchlaßöffnungen in axialer Umfangsrichtung versetzt sind. Der Versatz kann z.B. 90° betragen.
  • Bei einem Verbrennungsmotor soll die Regelmöglichkeit durch den Drehschieber auch beim Kaltstart des Verbren­nungsmotors verfügbar bleiben. Dazu soll, solange der Verbrennungsmotor noch kalt ist, nicht nur die bei Teil­last eintretende Abkühlung der Ansaugluft kompensiert werden, sondern ihr nach Möglichkeit zusätzliche Wärme zugeführt werden. Diese Aufgabe kann durch einen zu­schaltbaren inneren Drosselbypaß gelöst werden.
  • Zur näheren Erläuterung der Erfindung wird anhand der Zeichnung ein Ausführungsbeispiel beschrieben, das in Figur 1 in einem Längsschnitt parallel zur Welle des Rollkolbenverdichters und in Figur 2 in einem Quer­schnitt dargestellt ist.
  • Die Figur 3 zeigt in einem Schnitt längs der Drehschie­berachse Antrieb und Verstellung eines Drehschiebers von der gleichen Seite.
  • In den Figuren 4, 5 und 6 ist schematisiert ein Antrieb zur periodisch ungleichförmigen Bewegung des Drehschie­bers dargestellt.
  • In den Figuren 7 und 8 zeigen Abwicklungen des Dreh­schiebers Durchlaßquerschnitte und ihre Veränderungen durch Verstellung von Drehschieber und Hülse.
  • Der in Fig. 1 und 2 gezeichnete Rollkolbenverdichter ist in Tandembauweise ausgeführt, denn in seinem Gehäuse 1, das aus Leichtmetallguß besteht, trägt die Welle 2 zwei um 180° gegeneinander versetzte Kolbenteile 3 und 4 eines Rollkolbens 5. Die beiden Kolbenteile 3 und 4 umfassen in gleicher Ausführung zylindrische Rohrstücke 6 aus nichtrostendem Stahl mit einer Wandstärke von z.B. 1,2 mm und einem Durchmesser von 145 mm. Die Rohrstücke 6 sind mit einer dünnwandigen Schale 7 an einem Naben­körper 8 gehalten, der mit einem Kugellager 10 auf einem gekröpften Abschnitt 9 der Welle 2 befestigt ist, so daß der Kolbenteil 3 elastisch an die Wand 11 des Zylinders 1 gepreßt wird. Die Saugleitung des Verdich­ters beträgt 500 m³/h.
  • Die Welle 2 trägt, wie in Figur 1 auf der rechten Seite zu sehen ist, außerhalb des Gehäuses 1 eine Riemenschei­be 12 für einen Keilriemen, mit dem die Verbindung zu einem nicht dargestellten Verbrennungsmotor hergestellt wird. Auf einem vor der Riemenscheibe 12 liegenden Wellenstumpf 14 sitzt eine weitere Riemenscheibe 15, auf der ein Zahnriemen 16 läuft. Der Zahnriemen 16 stellt die Verbindung zu einem in einer Einlaßöffnung 17 ange­ordneten Drehschieber 20 her, der als saugseitiges Regelorgan in dem Gehäuse 1 gelagert ist.
  • Der Drehschieber 20 ragt in einen von dem Gehäuse 1 gebildeten Rohrstutzen 21 mit einem Kugellager 22, das eine Zahnriemenscheibe 23 trägt. An der Zahnriemen­scheibe 23 ist der Flansch 25 einer Hohlwelle 26 biege­weich befestigt, die in den Rohrstutzen 21 hineinragt. Dort greift sie mit einem Kopfstück 28 an ihrem freien Ende, das mit einer Bogenverzahnung 29 versehen ist, in Nuten 30 einer weiteren Hohlwelle 31, die das Hauptstück des Drehschiebers 20 bildet.
  • Die Hohlwelle 31 besteht aus Metall, z.B. aus nicht­rostendem Stahl. Sie ist an der der Zahnriemenscheibe und der Keilriemenscheibe 12 abgekehrten Stirnseite des Gehäuses 1 mit einem nach innen vorspringenden Flansch 34 versehen, an dem eine Schiebestange 35 mit einem Kugellager 50 angreift. Mit der Stange 35 kann eine axiale Verschiebung der Hohlwelle 31 gegenüber einer Hülse 36 aus Kunststoff erreicht werden, die die Hohlwelle 31 des Drehschiebers 20 dicht umgibt. Da sowohl in der Hülse 36 als auch in der Hohlwelle 31 mindestens teilweise schräg verlaufende Schlitze 37, 38 vorgesehen sind, z.B. dreieck- oder trapezförmige, kann durch die axiale Verschiebung der Hohlwelle 31 ein unterschiedlicher Durchlaßquerschnitt je nach der Winkellage des Drehschiebers 20 eingestellt werden. Auf diese Weise kann die Ansaugmenge und damit die Förder­leistung des Rollkolbenverdichters in weiten Grenzen variiert werden.
  • Der in Tandembauweise ausgeführte Rollkolbenverdichter besitzt eine zentrale Trennwand 40 zwischen den beiden Kolbenteilen 3 und 4. In diesem Bereich ist im Gehäuse 1 ein Ventil 42 angeordnet, das von einem Magneten 43 betätigt werden kann. Mit dem Ventil 42 wird ein innerer Drosselbypaß zwischen den beiden Zylinderteilen zuge­schaltet, die durch eine Längsbohrung 46 und Querboh­rungen 47 und 48 miteinander verbunden sind. Mit diesem Bypaß kann der Kaltstart eines Verbrennungsmotors mit Rollkolbenverdichter erleichtert werden. Solange der Bypaß offengehalten wird, entsteht eine hin- und her­gehende verlustbehaftete Luftströmung, die eine Erwär­mung der Ansaugluft bewirkt. Alternativ kann der Bypaß auch so angeordnet werden, daß er voneinander entfernt liegende Bereiche am Umfang des Zylinders 1 miteinander verbindet.
  • In Figur 2 ist der Trennschieber 49 zu sehen, der neben dem Drehschieber 20 liegt und unter der Wirkung von Federn 30 an dem Kolben 5 anliegt, so daß der Einlaß 17 von der mit Rückschlagventilen 52 versehenen Druck­ leitung 53 trennt. Ferner ist in Figur 2 gestrichelt eine federnde Dichtleiste 54 angedeutet, die die Hülse 36 gegenüber dem Gehäuse 1 abdichtet.
  • In Figur 3 ist in einem Schnitt längs der Achse des Drehschiebers 20 eine andere Art der Betätigung des Drehschiebers 20 dargestellt. Hierbei greifen Antrieb und Verstellung auf der gleichen Seite des Drehschie­bers an. Dazu ist an dem Gehäuse 1 des Rollkolbenver­dichters mit zwei voneinander distanzierten Kugellagern 60 und 61 ein Rohrstück 62 gelagert, das auf seiner dem Gehäuse 1 zugekehrten Seite zu einem Zahnrad 63 erwei­tert ist. An dem Zahnrad 63 greift der Zahnriemen 16 an, der zur Welle 2 des Rollkolbenverdichters führt. Das andere Ende des Rohrstückes 62 ist zu einem Flansch 65 ausgeformt. Dort ist mit Schrauben 66 ein Gegenflansch befestigt, der durch Einschnitte 68 und 69 gegen­über der Achsrichtung flexibel gestaltet ist. Der Flansch 67 trägt ein zum Gehäuse 1 weisendes hohles Wellenstück 70, in das ein Gegenstück 72 mit einer am Ende gelegenen Bogenverzahnung 73 eingesetzt ist. Die Bogenverzahnung 73 greift wiederum in die Nuten 30 der Hohlwelle 31 des Drehschiebers 20.
  • Durch den Flansch 67 ragt ein Stab 80, der in der Hohl­welle 31 mit einem Kugellager 81 festgelegt ist. Der Stab 80 dient zur Verstellung des Drehschiebers 20 in Längsrichtung. Er ist dazu mit einem kugeligen Betäti­gungsknopf 83 an dem dem Drehschieber 20 abgekehrten Ende versehen. Auf den Betätigungsknopf 83 wirkt das nicht dargestellte Gestänge des Gaspedals. Somit sind bei der Ausführungsform nach Figur 3 der Antrieb des Drehschiebers 20 und seine axiale Verstelleinrichtung am gleichen Ende vorgesehen und konstruktiv auf engstem Raum zusammengefaßt.
  • In den Figuren 4, 5 und 6 ist schematisiert dargestellt, daß die Betätigung des Drehschiebers 20 durch die Welle 2 des Rollkolbenverdichters auch so ausgeführt werden kann, daß die Hohlwelle 31 des Drehschiebers 20 perio­disch ungleichförmig umläuft. Damit kann die Zeit für den voll geöffneten Durchlaßquerschnitt des Schiebers 20 vergrößert werden gegenüber der Zeit in geschlossener Stellung,so daß ein besonders großer Durchsatz und ein schnelles Schließen erreicht wird.
  • Nach Figur 4 werden zur Erzeugung der ungleichförmigen, aber periodischen Bewegung zwei elliptische Zahnräder 85 und 86 verwendet, die miteinander kämmen. Das Zahnrad 85 sitzt exzentrisch, nämlich mit seinem einen Brennpunkt, auf der Hohlwelle 31 des Drehschiebers 20, das Zahnrad 86 ebenso exzentrisch auf einer Zwischenwelle 87. Die Zwischenwelle 87 ist mit einem Vorgelegezahnrad 88 ver­bunden, das mit einem kleineren Vorgelegezahnrad 89 kämmt. Das Zahnrad 89 sitzt auf der Welle 2 des Roll­kolbenverdichters. Je nach den Abmessungen der Ovali­sierung und dem Übersetzungsverhältnis der Zahnräder 88 und 89 kann die Drehgeschwindigkeit im Verhältnis bis 1:2 variiert werden.
  • Gleiche Übersetzungsverhältnisse gibt es auch bei der Ausführungsform nach Figur 5. Hier ist das ovale Zahn­rad 85 ebenso wie das ovale Zahnrad 86 nicht im Brenn­punkt einer den Zahnradumfang bestimmenden Ellipse gelagert, sondern jeweils im Mittelpunkt des Zahnrads. Die maximale Geschwindigkeit des Drehschiebers 20 ver­hält sich hier zur minimalen Geschwindigkeit wie das umgekehrte Verhältnis der Zahnrad-Radien.
  • Weitere unrunde Zahnradformen sind möglich, beispiels­weise die Kombination eines exzentrischen Kreisrads mit einem ovalen Zahnrad. Hierbei würde das 1:2 Vorgelege entfallen.
  • In Figur 6 ist dargestellt, daß eine periodisch ungleich­förmige Bewegung des Drehschiebers 20 auch mit einem Koppelviereck erreicht werden kann. Das Koppelviereck umfaßt eine Kurbel 90, die mit der Hohlwelle 31 des Drehschiebers 20 verbunden ist. Die Kurbel 90 ist mit einer Verbindungsstange 91 mit einer zweiten Kurbel 92 verbunden, die auf einer das Zahnrad 88 tragenden Zwischenwelle 93 sitzt. Das Zahnrad 88 kämmt mit dem Vorgelegezahnrad 89. Dieses Getriebe ermöglicht in der Form eines Antiparallelkurbelgetriebes Verhältnisse der minimalen zur maximalen Drehschiebergeschwindigkeit von etwa 1:3,5.
  • Die Figur 7 zeigt eine Abwicklung der Hülse 36 und des Drehschiebers 20 mit z.B. 40 mm Durchmesser für den Fall, daß der Drehschieber 20 mit der halben Drehzahl der Welle 2 angetrieben wird. Hülse 36 und Drehschieber 20 werden vom saugseitigen Gasstrom quer durchströmt. Sie haben am Umfang jeweils zwei Schlitze 37 mit Versatz um 180°, nämlich im Drehschieber 20 die beiden dreieckför­migen Schlitze 37, 37a und in der Hülse 36 die Schlitze 38 und 34. Der mit dem Zylinder 1 verbundene Schlitz 38 der Hülse 36 hat eine ähnliche Dreieckform wie die Schlitze 37, 37a des Drehschiebers 20. Das Dreieck 38 ist jedoch auf den Kopf gestellt. Der mit der Saug­leitung 17 verbundene Schlitz 39 der Hülse 36 ist dagegen rechteckig.
  • In der gezeichneten Drehwinkelstellung des Drehschie­bers 20 überdecken sich seine Schlitze 37, 37a nicht mit den Schlitzen 38, 39 der Hülse 36. Eine Querströmung der Ansaugluft ist unterbunden. Wird der Drehschieber 20 um z.B. 30° gedreht (d.h. Kurbelwinkel 60° der Welle 2), dann wandert der Schlitz 37 in Richtung des Pfeiles 95 nach oben in die gestrichelt gezeichnete Lage. Dabei werden die beiden kleinen, eng schraffierten Durchlaß­querschnitte 99, 100 frei und eine kleine Luftströmung kann einsetzen, wie sie etwa beim Leerlauf des Ver­brennungsmotors notwendig ist. Die Luftströmung wird nach kurzer weiterer Drehung durch die schrägen Kanten der Dreiecke 37a und 38 wieder abgeschnitten.
  • Beim Verschieben des Drehschiebers 20 nach links um den Hub 98 von z.B. 40 mm kommen die Schlitze 37, 37a in die Positionen 37′, 37a′. Sie überdecken sich dann mit den Schlitzen 38, 39 in viel größerem Umfang, denn es ent­stehen die weitgestrichelten Durchströmquerschnitte 101, 102. Sie bleiben außerdem über einem großen Drehwinkel­bereich offen. Die axiale Verschiebung 98 des Drehschie­bers 20 bewirkt somit eine starke Zunahme der Saug­leistung des Verdichters und führt zum Anstieg des Ladedrucks in der Verbindungsrohrleitung 53 zum Ver­brennungsmotor hin.
  • In Figur 8 ist die Drehrichtung des Drehschiebers 20 um­gekehrt. Die Richtung des Pfeiles 95 zeigt in der Ab­wicklung nach unten. Der Beginn der Schlitzüberdeckung, d.h. der Durchströmung, geht aus von den schrägen Seiten der Dreiecke 37 (Schlitz im Drehschieber 20) und 38 (Schlitz in der Hülse 36). Die Überdeckung und damit die Strömung endet zu dem Zeitpunkt, wo die annähernd achs­parallelen Dreieckseiten sich überfahren.
  • Als besonderer Vorteil wird erreicht, daß die Öffnungs­fläche etwas später ihren Maximalwert erreicht als der theoretisch annähernd sinusförmige Verlauf des Volumen­stromes im Rollkolbenverdichter beim Ansaugen. Auf diese Weise wird der Trägheit der realen Luftsäule Rechnung getragen in dem Sinne, daß die Drosselverluste im freien Schlitzquerschnitt, d.h. in der Überdeckung der Durchlässe 38 und 37 minimiert sind. Für diese Lösung ist Voraussetzung, daß der zeitliche Beginn der Öffnung (bei 0° z.B.) unabhängig von der axialen Stellung des Drehschiebers 20 ist. Dem Verschiebehub 98 (40 mm) muß deshalb eine Verdrehung in Umfangsrichtung zwischen Drehschieber 20 und seiner Zahnriemenscheibe 23 überlagert werden (z.B. um ± 85°), so daß die Verstellung insgesamt in Richtung des Pfeiles 96 verläuft. Zu diesem Zweck sind die Zähne des Bogenzahnzwischenstücks 29 zum Drehschieber 20 hin um 45° zur Achse gedreht. Die Füll­mengensteuerung erfolgt durch Drücken oder Ziehen am entgegengesetzten Ende (bei 45° Schränkung ist die Ge­fahr der Selbsthemmung durch Zahnreibung am geringsten).
  • Die Form des Dreiecks- oder Trapezschlitzes 37 ist so gewählt, daß die lange Schräge mit der Verschiebungsein­richtung des Drehschiebers 20 zusammenfällt. Die Gegen­seite ist entweder achsparallel, kann aber auch davon abweichen. In Umfangsrichtung überdecken die Schlitze 37 etwa 64 % (2 × 32 %), die Stege den Restwinkel 36 % (2 × 18 %) der Hohlwelle 31 des Drehschiebers.
  • In Umfangsrichtung sind die Shclitze 37 um z.B. 20 % der ursprünglichen Dreiecksbreite gekürzt, um auf dem Umfang des Drehschiebers 20 möglichst breite Schlitze 37 anord­nen zu können. Die Kürzung verkleinert zwar die bei an­nähernder Vollöffnung erreichbare Flächenänderungsge­schwindigkeit kurz vor dem Absperren der Strömung; da die Strömung aber dann bereits von sich aus (Sinuslinie) stark nachgelassen hat, ist der dadurch entstehende Drosselverlust bescheiden.
  • Der achsiale Hub des Drehschiebers 20 kann um z.B. 15 % größer sein als die Länge des ursprünglichen Dreiecks­schlitzes. Hierdurch entsteht ein besonders großer Durchtrittsquerschnitt bzw. geringe Drosselverluste bei Vollast.

Claims (26)

1. Rollkolbenverdichter mit einem in einem Zylinder umlaufenden Kolben, der von einer gleichsinnig drehen­den Welle getragen wird, und mit Ein- und Auslaßöff­nungen im Zylinder, die mit Steuerorganen versehen sind,
dadurch gekennzeichnet,
daß als Steuerorgan ein Drehschieber (20) außerhalb des Zylinders (1) in einer mit Schlitzen (37) versehenen Hülse (36) angeordnet und mit der Welle (2) zu einer stetigen, synchronisierten Drehbewegung verbunden ist und daß die relative Lage von Drehschieber (20) und Hülse (36) zueinander verstellbar ist.
2. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Drehschieber (20) und die Welle (2) formschlüs­sig, insbesondere durch eine Verzahnung in Form von Zahnrädern, Zahnketten, Zahnriemen miteinander verbunden sind.
3. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, daß die formschlüssige Verbindung den Drehschieber (20) in der Schließrichtung schneller bewegt als in der Öffnungs­richtung.
4. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, daß die formschlüssige Verbindung mindestens ein unrundes, vorzugsweise ovales Zahnrad (85, 86) umfaßt.
5. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, daß die formschlüssige Verbindung zwei miteinander kämmende elliptische Zahnräder (85, 86) aufweist.
6. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, daß die formschlüssige Verbindung ein ebenes Koppelviereck (90, 91, 92) mit einem Untersetzungsgetriebe (88, 89) auf­weist.
7. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehschieber (20) mit einer axialen Verstellmöglichkeit zur Veränderung des Durchlaßquerschnitts gegenüber der Hülse (36) versehen ist.
8. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die den Drehschieber (20) umgebende Hülse (36) in axialer Richtung verstellbar ist.
9. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 8,
dadurch gekennzeichnet, daß die axial verstellbare Hülse (36) um einen kleineren Winkel als ± 90° drehbar angeordnet ist.
10. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 7, 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (36) an der dem Drehschieberantrieb abgekehrten Stirnseite des Zylinders (1) betätigt wird.
11. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (36) oder der Drehschieber (20) unter der Wirkung einer Rückstellfeder stehen.
12. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehschieber (20) aus Metall besteht und in einer Hülse (36) aus Kunststoff umläuft, der faserverstärkt ist und einen Zusatz von Gleitmittel, vorzugsweise Graphit oder Molydänsulfid aufweist.
13. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 12,
dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (36) im Zylinder (1) mit einem Durchmesserspiel von mindestens 0,1 mm angeordnet ist.
14. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Spalt zwischen Hülse (36) und Zylinder (1) eine Abdichtung, insbesondere eine Dichtleiste, angeordnet ist.
15. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehschieber (20) gegenüberliegende Öffnungen (37) aufweist und diametral durchströmt wird.
16. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 15,
dadurch gekennzeichnet, daß die Drehzahl des Drehschiebers (20) die Hälfte oder ein Drittel der Wellendrehzahl beträgt.
17. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 16 mit zwei in Umfangsrichtung versetzten Kolbenteilen, dadurch gekennzeichnet, daß ein gemeinsamer Drehschieber (20) für beide Kolbenteile (3,4) vorgesehen ist, dessen Durchlaßöffnungen (37) in Umfangsrichtung versetzt sind.
18. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Schlitze (37) in der Hülse (36) sowie im Dreh­schieber (20) Dreiecks- oder Trapezform mit gegebenen­falls geschwungenen Seiten aufweisen.
19. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 18,
dadurch gekennzeichnet, daß eine Seite der Dreiecks- oder Trapezform mit der Verschie­bungsrichtung des Drehschiebers (20) bei Stillstand zusammenfällt.
20. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Abmessungen der Schlitze (37) in Umfangsrichtung annähernd doppelt so groß wie die der dazwischenliegen­den Stege sind.
21. Rollkolbenverdichter nach Anspruch 18, 19 oder 20, dadurch gekennzeichnet, daß in einem saugseitig angeordneten Drehschieber (20) und in der ihn umgebenden Hülse (36) gleich große Dreiecks­schlitze (37) angeordnet sind, deren Spitzen gegenein­ander zeigen, und daß die Überdeckung auf einen für den Leerlaufbetrieb eines Verbrennungsmotors geeigneten Mindestwert begrenzt ist, der temperaturabhängig ver­änderbar sein kann.
22. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Schlitze (37) in Form eines Dreiecks mit abge­schnittenen oder gerundeten Spitzen ausgeführt sind.
23. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß der axiale Verstellweg von Drehschieber (20) und/oder Hülse (36) größer als die axialen Abmessungen eines Dreiecksschlitzes (37) ist.
24. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehschieber (20) mit einer Bogenzahnkupplung (73) zur Übertragung der Drehbewegung angetrieben wird, die koaxial zu einer Schubstange (80) für eine Axial­verstellung sitzt. (Fig. 3)
25. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähne der Bogenzahnkupplung (29, 73) um etwa 45° gegenüber der Achse geschrägt sind.
26. Rollkolbenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß ein zuschaltbarer innerer Drosselbypaß (46) vorhan­den ist, der Ortsbereiche im Zylinder (1) miteinander verbindet, die am Umfang versetzt sind oder versetzt laufenden Kolbenteilen (3, 4) zugeordnet sind.
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