JP2008536035A - アキシャルピストンコンプレッサ - Google Patents

Abstract

【課題】本願発明の目的は、従来技術と比較して実質的に改善された調節速度を有し、著しい性能ロスなしに広い回転速度にわたって冷媒質量流量を一点に維持することのできる車両用空気調和装置に使用されるコンプレッサを提供する。
【解決手段】この発明は、ハウジング（１）と、該ハウジングに配され、駆動軸によって駆動するコンプレッサユニットとを有し、該コンプレッサユニットが、ハウジング（１）によって実質的に画成される駆動機構室の圧力（ＰＣ）によって調節されると共に、冷媒を吸引し且つ圧縮する自動車の空気調和システムのためのコンプレッサにおいて、入口ガス側の冷媒の質量流量及び／若しくは入口圧及び／若しくは入口密度のための調節装置（１７）及び／若しくは制御装置が付加されるコンプレッサにある。
【選択図】 図１

Description

本願発明は、アキシャルピストンコンプレッサ、特に請求項１の前段部分に記載されるような自動車の空気調和装置のためのコンプレッサに関する。

ＤＥ１９７４９７２７Ａ１（特許文献１）に記載されているように、ハウジングと、ハウジングに配され、駆動軸によって駆動される冷媒を吸引圧縮するコンプレッサユニットとを具備するアキシャルピストンコンプレッサの一例は公知である。このコンプレッサユニットは、例えば負荷及び／もしくはコンプレッサの回転速度による駆動機構室の圧力Ｐｃ、コンプレッサの調節に影響するコンプレッサの吸入側及び吐出側の吸入圧Ｐ_Ｖ１及び高圧Ｐ_Ｖ２によって実質的に制御される。調節は、コンプレッサのピストンストロークの変化によって実行され、ピストンストロークは、ゼロ位置からの斜板の偏角によって制御される。

しかしながら、このようなアキシャルピストンコンプレッサの場合、コンプレッサの力の状態によって、特に遠心力によって、コンプレッサは高速回転で高い調節傾向を有し、また言い換えると、前記コンプレッサは、より大きなピストンストロークに向かう傾向を有し、さらにこれによる高圧側の圧力をより高くする方向に向かう傾向を有するという事実がある。

ＤＥ１９５１４７４８Ｃ２（特許文献２）は、原則的に、斜板式構成の従来技術において存在する全てのコンプレッサの場合、斜板に作用し、その傾斜、いわゆる斜板の傾斜作用に決定的に貢献する傾斜モーメントを説明する。この特許文献２に記載されたコンプレッサの傾斜作用は、斜板形式の構成のコンプレッサの典型的なものとして見なすことができる。一般的に、それは、斜板の傾斜動作の中央で、斜板の傾斜に影響を与える下記に示されるモーメントである。モーメントの方向は括弧内で与えられると共に、（−）は減少調節量、いわゆるピストンの最小ストロークの方向への調節を示し、（＋）は増加調節量、いわゆるピストンの最大ストロークの方向への調節を示すものである。その役割を果たすものは、実質的に下記するモーメントである：
− シリンダ空間におけるガス力によるモーメント（＋）
− 駆動機構室からのガス力によるモーメント（−）
− 復帰バネによるモーメント（−）又は
− 付勢バネによるモーメント（＋）
− 例えば、斜板（重心の位置によるモーメントを含む。この場合（特許文献２による）この構成要素は、ポジティブ、いわゆる（＋）である。）を含む回転する質量によるモーメント（−）
− 例えばピストン、摺動ブロック又は旋回ワブルプレートを含む変換で動作される質量によるモーメント（＋）

上記列挙したものからわかるように、一般的に回転する質量によるモーメント（以下Ｍ_ＳＷとして参照）は、広範囲の傾斜角度範囲にわたる減少調節作用を有する。増加調節モーメントが斜板の場合に作り出されることは、例えば重心の外側への変位位置（モーメントの偏差の計算におけるシュタイナー要素Ｊ_ｙｚ）の結果として、大変小さい傾斜角度の領域においてのみ存在する。特許文献２は、変換で動作する質量によるモーメントの構想を示し、それは、既に説明されたように、増加調節作用を有する。

前記モーメントの合計もまた重要であり、特許文献２の主題の場合、変換動作される質量が、広い傾斜角範囲での調節作用を支配するので、それは斜板の全傾斜角範囲にわたってコンプレッサの増加調節作用の原因となる。

特に特許文献２に係る従来技術に関して、回転速度の増加による吐出量の付加的な増加がある場合、斜板の傾斜角度の増加による吐出量の付加的な増加がそこに付加されることは、不利益点である。これは、わずらわしく、駆動するエンジンの効率を低下させ、燃料消費を上昇させる調節を目的とした適当な介入によって補償されるべきである。

ＥＰ０８０９０２７Ａ１（特許文献３）から、吐出される冷媒量又はいわゆる冷媒質量流量が一定に維持されるコンプレッサ駆動機構の力学的作用によってコンプレッサの吐出量を補償する試みがなされたコンプレッサが公知となる。回転速度が変化する場合にも吐出量が一定となるように吐出量を調節するために、使用されるワブルプレートの復原トルクを用いることが提案され、その傾斜位置は、同時回転するプレート部の動的力による復原トルクによって中和される。

そのような種類の調節作用（いわゆる吐出量の少なくとも部分的な補償）が、どのように達成されるかについてはＤＥ１９８３９９１４Ａ１（特許文献４）に開示された方法が公知である。斜板構成要素の質量が、斜板の遠心力が斜板の調節作用に影響を与えるように、変換動作される質量に対して寸法が規定されることが提案される。この特許文献４によれば、斜板の回転の間に生じる遠心力が、調節方法において斜板の傾斜動作を故意に中和し、それによって、ピストンストローク及びこれによる吐出量を減少又は制限するように影響するのに十分であるために、斜板の回転質量又はいわゆる斜板の傾斜する部分の回転質量が、全てのピストンの合計質量よりも大きいことが提案される。

本出願人によるＤＥ１０３２９３９３Ａ１（特許文献５）において、なぜ構成要素質量が、回転速度の変化の結果から生じる駆動機構の調節作用が要求されるように影響する好ましいパラメータでないのかが説明されている。特許文献５によれば、コンプレッサの要求される調節作用は、変換動作される質量に対する斜板構成要素質量によってではなく、むしろその構成要素質量によるよりもその幾何学的結合による斜板配置の慣性の質量モーメントを考慮することによって、主に達成されるものである。本出願人における中心概念は、回転速度の変動又は変化の場合に、変換動作される質量によるモーメントが、回転質量によるモーメントによって直接補償されるか、又は過補償されることである。事実、新しいコンプレッサの場合、調節を目的とした介入の頻度及び強さを低いレベルに減少させることが好ましい。

この点において、特許文献３が参照されるべきであり、特許文献３において、それを一定にするために、目標が吐出量の調節を達成するために設定される。しかしながら、適切な減少調節が斜板に作用する前向きモーメントによってのみでは不可能であることが、単に証明されただけである。吐出量は、直接的に回転速度と比例するので、回転速度が二倍になると、吐出量も二倍となる。しかしながら、適切な偏差のモーメントによって作り出される斜板の傾斜モーメントについて、下記する等式が適用される：Ｍ_ＳＷ＝Ｊ_ｙｚω^２。それは、傾斜モーメントに影響する回転速度の２乗であるので、それが一定であるように吐出量を調節する目的は、適当な斜板を設計し又は大きさを設定することによるだけでは達成することができない。

すでに前述された特許文献４及び特許文献５の主題は、特許文献３において公式化された目標への解法のアプローチ及び目標に対する手配を示す。偏向的な文言において、回転速度における変動の場合、例えばコンプレッサシャフトの回転速度の上昇の場合、斜板の傾斜角度が、このましくない上昇をすること（例えば、特許文献２による）又は特許文献３，４又は５による減少することが可能となり、この場合、傾斜角度の減少又は減少する傾向、又はいわゆる斜板の偏向角が、単に適したデザイアビリティであることが述べられるべきである。とにかく、要求された目標は、特にモーメント分散が考慮されるようにより正確な方法においてバランスされなければならない複雑な配置によってのみ可能となる。これは、製造に相対的に費用のかかる従来技術によるコンプレッサを生じる。

出願人によるＤＥ１０３４７７０９（特許文献６（未公開））において、質量力による能動モーメント、又はいわゆる偏差のモーメントによるモーメントが、大変調和するので、回転速度が変化する場合、斜板の偏向角は実質的に変化しない。特許文献６の主題の場合、そのような種類の調節作用が、最適な駆動機構作用を表し、それによって、最適な方法において冷媒コンプレッサの質量流量を調節することが可能となる。

図１５は、上述された形式の構成を有するコンプレッサ１０１がどのように調節されるかを概略形式において示すものである。このコンプレッサは、操作において、ガス入口圧力レベル及び高圧レベルを利用可能にする。冷媒回路は、これらと同様の圧力レベルを有する。所定圧力変更又はいわゆる圧力調節は、コンプレッサの動作状態における変化に順に反応し、調節を目的として介在する膨張要素１０３によって達成される。コンプレッサ駆動機構室において、例えばコンプレッサの調節弁によって、ガス入口圧レベルと高圧レベルの間の圧力が達成される。前記駆動機構室圧は、斜板の傾斜角度が変更される方法において斜板の力の平衡又はいわゆるモーメントの平衡に介入する。もし、駆動機構室圧が吸入圧より少し高めに設定される場合、斜板は、最大傾斜角に調節される。もし駆動機構室圧が、実質的に吸入圧より高く設定されるならば、前記斜板は、最小傾斜角に調節される。調節は、それぞれの室又は圧力レベルの間の可能な量流量によって達成される。さらに、引用符号１０２は、ガス冷却／液化装置を示し、引用符号１０４はエバポレータを示し、引用符号１０５は、調節通路を示す。ガス冷却／液化装置１０３と圧力レベルＰ_Ｖ１との間の実線によって示される調節通路に代えて、Ｐ_Ｖ１が要求された値として選択される。さらに、要求された値としてＰ_Ｖ２を有する破線によって示された調節通路１０５も第２の可能性として示される。そのような調節通路は、特に冷媒がＣＯ_２の場合に用いられる。記載されたモデルは、単純化された形式でここに示され、例として考慮されるべきである。

コンプレッサの動作又はいわゆる車両の動作において、コンプレッサ駆動機構の回転速度又は車両用エンジンの回転速度は、ほとんど絶えず変化するので、調節を目的とした介入は、適切な従来技術によるコンプレッサの場合、例えばコンプレッサの一定の送出出力を確保するために、又は要求された値を維持するために、絶えず要求される。前記駆動機構室は比較的大きな容量を有しているので、駆動機構室圧の適当な変化による調節は、動作が遅く、実質的なオーバシュートが生じる。その結果、コンプレッサの一定の送出出力が、異なる環境下においてのみ達成可能となる。同様に、調節を目的とした介入は、車両の性能及び駆動エンジンの消費力を低下させる。
ＤＥ １９７ ４９ ７２７ Ａ１ ＤＥ １９５ １４ ７４８ Ｃ２ ＥＰ ０ ８０９ ０２７ Ａ１ ＤＥ １９８ ３９ ９１４ Ａ１ ＤＥ １０３ ２９ ３９３ Ａ１ ＤＥ １０３ ４７ ７０９

上記に言及された従来技術から、本願発明の目的は、従来技術と比較して実質的に改善された調節速度を有し、著しい性能ロスなしに広い回転速度にわたって冷媒質量流量を一点に維持することのできる車両用空気調和装置に使用されるコンプレッサ（変化可能はピストンストロークを有する特に排他的でない斜板コンプレッサ）を提供することにある。

前記課題は、本願発明によって、請求の範囲第1項の特徴を有するコンプレッサによって解決され、本願発明の利益的発展及び詳細は、従属請求項に記載される。

したがって、本願発明の基本的な点は、請求項１の前段部分によるコンプレッサユニットを有するコンプレッサがガス入口側冷媒質量流量及び／若しくは吸入側の圧力及び／若しくは吸入密度に関する付加的な調節装置且つ／又は制御装置を有する。以上のような構造上の手段は、冷媒質量流量を絞ることに加えて−絞ることによって得られる−圧力側、いわゆる吐出側の圧力（Ｐ_Ｖ２）と、吸入側、いわゆるピストンに作用する圧力レベル（Ｐ_Ｖ１ ^＊）との間の圧力差を使用することによって生じる（総合効果の主な部分を構成する）減少調節を達成する。例証を目的として、アキシャルピストンコンプレッサに適用される本願発明による構成は、本願発明による構成が、構成の他の形式を有する全てのコンプレッサに適用できるので、これがいかなる方法においても定義する方法において説明される必要がないことを記すべきであるが、以下に考察される。もし、冷媒が、相対的に低い圧力レベル又は相対的に低い密度で、アキシャルピストンコンプレッサのシリンダに流入する場合、前記コンプレッサは、気道機構室の所定の一定圧力を減少調節する、又はピストンストロークを減少させる傾向を有する。したがって、冷媒の質量流量又は吸入圧の制限は、コンプレッサの調節に直接的に介入する。他の言葉で表現すると、容量流の変更は、コンプレッサを調節する圧力差の変化の主な部分を生じ、その結果として所定の制御特性を生じる。

本願発明によるコンプレッサの好ましい例において、調節装置は、調節部材を有する絞り箇所を有する。絞り箇所は、特に絞り弁又は絞りフラップである。また、減圧弁が適している。調節部材は、冷媒の質量流量の調節、又はピストンに作用する圧力（Ｐ_Ｖ１ ^＊）の調節を行う。このような手段は、構造に関して実施が簡単であり、製造コストの低減を確保する。

随意に、調節装置の調節部材は、冷媒の質量流量、又は回転速度による吸入圧を調節する。回転速度は、容易に変化可能な適切な調節である。回転速度の検出は、例えば電気パルスの発生（誘導原理）によって達成される。しかしながら、直接的な遠心力による調節も可能である。したがって、回転速度に依存する調節は、本願発明のコンプレッサのための多くの異なる形式の構成の可能性を切り開くと共に、製造コストの低減という利点も提供する。

前記絞り箇所は、最小の流れ断面の位置のための調節部材と結合する端部止めを具備し、この端部止めが配されるので、コンプレッサの大変高い回転速度の場合でも、予め決定された最小の冷媒質量流量又は吸入圧が確保される。この手段によって、大変高い回転速度の場合でも、コンプレッサは、絞り箇所又は付加的な調節装置の結果として、完全に自動的に減少調節されないことが簡単な方法で確保される。

簡単で、製造が経済的な本願発明のコンプレッサの別の形態において、前記調節部材は、特に段付ピストンの形状である調節ピストンである・

上述された調節装置の代替えとして又は調節装置に加えて、前記制御装置は、ガス入口側冷媒質量流量、吸入圧、吸入密度の制御又は制限のために設けられる。通常、制御装置は、構成に関して簡単である配置を有する。好ましい例において、前記制御装置は、ガス入口側に配された少なくとも1つの吸入弁を具備する。前記制御装置は、その吸入弁と一体に形成されることも可能である。好ましくは、前記吸入弁は、圧力制御リード弁であり、構成に関して簡単である変形例において、それは、絞り貫通ボア及び入口ブレードを有するバルブプレートによって形成される。この入口ブレードは、好ましくは舌状構造であることが好ましい。

本願発明によるコンプレッサが、ピストンを有するコンプレッサ、特にシリンダブロックと、このシリンダブロックに設けられたボアを軸方向前後に移動可能である少なくとも１つ、特には５〜９のピストンを有するアキシャルピストンコンプレッサである場合、入口弁は、それぞれのシリンダに結合され、この場合、シリンダに対応する入口ブレードは、入口ブレードプレートに一体に形成される。これは、本願発明のコンプレッサに要求される個々の部品の数を減少させ、製造コストを減少させる。入口弁と結合し又は対面するそれぞれのシリンダ空間の端部は、より好ましい例において、入口ブレードの固定位置に対して傾斜して形成され又は平坦に形成される環状延出部を有する。この手段によって、入口ブレードのストロークは、効果的に制限される。

前記コンプレッサがピストンを有するコンプレッサであると推測するならば、ピストン径とピストンストロークの比は、約０．４〜１．５の範囲、特に約０．６５〜１．１の範囲であるならば、有利である。ピストン径と弁プレートの絞り貫通ボアの比は、約１．５〜５の範囲、特に２．５〜４の範囲であることが好ましい。弁プレートの絞り貫通ボアと入口ブレードのストロークの比は、好ましい例において、約２．５〜８の範囲、特に３．７〜６．７の範囲である。入口ブレードのストロークに対するピストンストロークの比は、約１０〜３０の範囲、特に１４〜２４の範囲であるべきである。上述した比率、いわゆる上述したコンプレッサの幾何学的特性は、冷媒としてＣＯ２を有するコンプレッサに関して特にエネルギー条件において有利である。代替え的に又は付加的に、前記制御装置は、ガス入口側に配され、冷媒の質量流量、入口圧又は入口密度を適切に規制するオリフィスプレートを具備することも可能である。

本願発明のコンプレッサが斜板を有するコンプレッサである場合、コンプレッサのピストンストロークを制御する斜板の偏向角は、一方で斜板を実質的に収納する駆動機構室の圧力Ｐ_Ｃと、他方で入口側の冷媒質量流量又は入口圧Ｐ_Ｖ１ ^＊の相互作用によって大変大きい範囲で制御される。ピストンに作用するさらなる力は、高圧側の圧力Ｐ_Ｖ２によって作られる。一方で駆動機構室の圧力の調節、他方で入口圧Ｐ_Ｖ１ ^＊の調節又は制御の結果として、ピストンストロークの理想的な調節が達成されることが可能となると共に、優先が駆動機構室又は調節を目的とした「主な」介入のための駆動機構室の変化に与えられ、良好な調節が、素早い調節又は制御装置によって規定される入口圧の制限によって実行されるものである。既に述べたように、入口圧の調節又は制御は、駆動機構室の圧力の調節よりも実質的に低いエンジンの負荷と結合されるので、調節を目的した小さく迅速な介入は、性能の主なロスなしに実行されることが可能であるか、又は先ず第１に必要にすらならない。

前記調節装置は、コンプレッサの外側から動作可能又は制御可能である。その目的のために、ソレノイド等を設けることを考慮する。これは、調節装置のための動作装置の簡単なメンテナンス及び簡単な取り替えを確保する。

構成に関して簡単であり、そのために好ましい例において、調節装置及び／若しくは制御装置は、多機能の有効性を有するガス入口側オイルセパレータを具備する。一方で、入口ガスに存在するオイルは分離され、他方で、圧力調節又は冷媒質量流量の調節は、その手段によって同時に達成される。

本願発明によるコンプレッサの変形例において、調節装置は、一方で吐出側又は高圧側と、他方で吸入側又はコンプレッサの入口側との圧力差によって自己調節を行う。これは、最も重要な制御パラメータを考慮するコンプレッサの信頼性のある調節を確保する。

特に斜板形式の構成を有するコンプレッサの場合、回転及び変換で動作又は動作可能なコンプレッサの構成要素のモーメント分散が存在し、コンプレッサの回転速度が増加する場合に、実質的に一定な調節特性が確保される（いわゆるモーメントがバランスされる）ことが望ましい。斜板コンプレッサの例を用いてこれを説明すると、これは、斜板の傾斜角度が実質的に同じ状態又は減少することを意味する。したがって、本願発明によるコンプレッサの特徴の利益的結合において（回転斜板の例を使用して説明すると）、コンプレッサの調節に影響を与える３つの機構、すなわち第１にガス入口側の冷媒質量流量又は本願発明によって制御され又は調節されるために配置される入口圧Ｐ_Ｖ１ ^＊、駆動機構質内の圧力及びコンプレッサの構成要素のモーメント分散がある。これは、斜板及び／若しくはピストンの構成によって、モーメント分散又はモーメント比率が、コンプレッサを回転速度に対して中立に作用すること、いわゆる特に上昇調節しないことを意味する。減少調節作用は、要求されるならば、駆動機構室の圧力ＰＣのための適切な調節介入によって補助されると共に、重要でない調節介入が、調節又は入口圧Ｐ_Ｖ１ ^＊の規定された制御／制限によってエンジン性能の大きなロスなしに達成されることが可能となる。

調節装置及び／若しくは制御装置は、主にコンプレッサのシリンダヘッドに延出する入口ガス通路に配置される。入口ガス通路は、コンプレッサの吸入ガス入口をそれぞれのシリンダの入口開口部の上流側又は前に配置されるガス入口室に接続する。

前記調節装置は、さらに冷媒の質量流量及び／若しくは入口ガス通路の圧力（絞り箇所のそれぞれの両側及び絞り箇所の一方の側）及び／若しくはコンプレッサの回転速度及び／若しくはコンプレッサを駆動するエンジンの回転速度及び／若しくはコンプレッサの吐出側の圧力を測定する手段を具備する。コンプレッサの所定形式の構成によって、その調節は、容易に入手可能な変数の基づいて可能となる。

随意に、調節装置の調節部材は、弾性要素の力に対して、特にバネの力に対して作用する。これは、個々の調節特性の広い範囲（弾性要素が有する特性に依存して）を可能にすると同時に、実施が観点である調節部材の自動的な調節を構成する。その好ましい配置において、弾性要素の力は、特に調節ねじ等の配置によって調節される。これは、同じ構成によって、色々な調節特性が簡単な手段によって設定可能であることを確保する。したがって、弾性要素の製造公差及び／若しくは弾性要素の特性公差は、弾性要素の特性のきめの細かい調節が可能であることから、簡単な手段で補償することが可能である。

構造上の条件において簡単に実施できる構造の形式において、調節部材は、圧力ガス側と入口ガス側との間に配置され、一方で圧力ガス側の、他方で入口ガス側の圧力がかけられる結果として（弾性要素の作用に対して適用でき）自動的に調節される。

さらに好ましい例いおいて、前記調節装置及び／若しくは制御装置は、一定の断面を有する絞り箇所を具備する。この絞り箇所は、例えば本願発明のコンプレッサの唯一の調節装置として、又は調節部材を有する絞り箇所と共同して存在する。特に、高い作動圧力を有するコンプレッサ、例えば冷媒としてＣＯ_２を使用するコンプレッサの場合に、この簡単な構造的方法によってのみ、要求された結果が達成される可能性がある。随意的に、入口ライン及び／若しくは前記コンプレッサとエバポレータとの接続は、調節装置の構成要素の一部であり、特に一定の断面を有する絞り箇所の場合、コンプレッサの効率の良い調節が、入口ライン及び／若しくはコンプレッサとエバポレータの間の接続の適切な設計によって達成されることが可能となる。

本願発明によるコンプレッサの特に効率の良い変形例は、調節装置にわたって、コンプレッサの回転速度が約６００ｒｐｍの時に約１ｂａｒの圧力差があり、約８０００ｒｐｍの時に約１０ｂａｒの圧力差がある時に、製造される。前記調節装置又は絞り箇所は、絞り箇所が一定の断面の絞り箇所の場合、約８ｍｍ〜１０ｍｍの管状断面を有する管状ラインを具備する。すでに上述されたように、本願発明のコンプレッサの特別な形式の構成においては冷媒としてＣＯ_２が使用される。

特に効率が良く且つ駆動機構室の圧力Ｐ_Ｃに関して調節を目的としたいくつかの介入で制御されるコンプレッサは、回転動作されるコンプレッサの構成要素によるモーメントが、変換動作されるコンプレッサの構成要素によるモーメントの大きさと実質的に等しい大きさである時、いわゆるコンプレッサの作用が、回転速度に関してその調節作用の点から中性である時に、製造される。

本発明は、実施例によってさらなる利点及び特徴に関して且つ添付図面に関して以下に説明される。

図１において、本願発明に係る第１の実施例が、ハウジング１、シリンダブロック２及びシリンダヘッド３を具備することが示される。ピストン４は、軸方向前後に移動可能であるように、前記シリンダブロック２に装着される。前記コンプレッサは、ベルト板５から駆動軸６によって駆動される。この場合のコンプレッサは、変化するピストンストロークを有し、このピストンストロークが、斜板７の偏向角によって制御されるコンプレッサである。この斜板７は、摺動ブロック８によって前記ピストン４と動作可能に配置され、駆動軸６によって回転動作される。前記斜板７の偏向角は、従来技術から明らかなように、斜板が実質的に配される駆動機構室８’の圧力変化によって影響される。駆動機構室８’には、入口圧、いわゆるコンプレッサの入口側の圧力と、高圧、いわゆるコンプレッサの吐出側の圧力との間の圧力がかけられる。駆動機構室８’の圧力によって、又は入口側と駆動機構室の圧力差に依存して、斜板の予め決定された偏向角を生じ、これによってコンプレッサの吐出側の予め決定された圧力が生じる。

斜板７の偏向角に影響を与える第２の量は、変換動作するシリンダの構成要素、例えば、ピストン4又は摺動ブロック８と、回転動作するコンプレッサの構成要素、例えば斜板７との間のモーメント分散である。この場合、適当な質量、又はモーメント分散によって、拘束開店時のコンプレッサのむしろ減少調節傾向を達成することができる。これは、特に最近のコンプレッサの場合、高速回転時、調節を目的とした大量の介入なしに、着氷を避けるために要求される。モーメントに関連する正確な構成的配置のより正確な詳細は、第1の実施例に係る本願発明によるコンプレッサのさらなる重要な特徴の下記する説明によって与えられる。

図１からわかるように、入口ガス通路９は、シリンダヘッド３に配置されると共に、吸入ガス入口１０をシリンダの上流側に配される入口ガス室１１に接続する。圧縮される流体、いわゆる冷媒は、圧縮ガス室又は出口室１２によって冷媒回路に利用される。入口ガス側の冷媒の質量流量又はコンプレッサの吸入側の圧力の調節のために、調節装置が、入口ガス通路９に配される。この調節装置は、調節ピストン（示された配置に交換可能なように段付ピストン形状である）、バネ１４の形の弾性要素及び前記バネ１４の付勢力を調節する調節ネジ１５とを具備する。出口室に面する側、いわゆる圧力ガス室１２側で、調節ピストン１３は、出口圧力、いわゆる高圧にさらされ、さらに調節ネジ１５に面する側では、入口圧いわゆる吸入圧にさらされる。コンプレッサの吐出側が高ければ高いほど、調節装置の調節部材を構成するピストンは、入口ガス通路９に圧入され、結果としてその断面積を小さくする。これは、入口ガス通路９へ流入する冷媒質量を低くし、入口ガス室１１の圧力を低くし、結果としてコンプレッサの減少調節作用を生じる。

最小流断面の位置に関する端止めが、調節ピストン１３と結合され、それによって、コンプレッサが非常に高速で回転する場合、相対的に高い圧力で出力される場合に、予め決められた冷媒流又は入口圧力が確保されることを確実にする。したがって、調節ピストン１３、バネ１４及び調節ネジ１５を具備する調節装置は、自己調節され、その調節は、吐出側及び吸入側の圧力、いわゆる入口ガス側の圧力によって達成される。したがって、この点で、斜板７の偏向角は、駆動機構室８’の圧力と、一方で入口ガス側の冷媒の質量流量又は入口圧と、他方でコンプレッサの吐出圧に順次依存する入口圧との相互作用によって制御され、フィードバック再生が、コンプレッサについて実施される。

図１に示す自動的な調節に代えて、一般的に絞り箇所１７として明確に図２の図面に示される調節装置は、もちろん、外部の調節変量及び外部装置、例えばソレノイドによって調節されるものである。図２は、絞り箇所１７又は絞り（調節部材）が、外部信号１６によって調節されることを示している。この信号は、例えば、質量流量、高圧側の圧力、入口ガス通路及び高圧側との間の圧力差又は絞り箇所１７にわたる圧力差Ｐ_Ｖ１及びＰ_Ｖ１ ^＊から得られる入口ガス通路の圧力差の測定に基づいて生成される。もちろん、他のパラメータ、例えば回転速度又は温度等の量は、外部信号１６の基礎として使用することができる。

図２は、また絞り箇所（δＰＶ）で表現されるｈ対ｌｏｇｐ特性線図（冷媒としてＣＯ２を使用する超臨界行程）における冷媒回路の概略表示を示す。

図１の記述において既に説明されたように、変換動作を行うコンプレッサの質量、例えばピストン４と、斜板７を含む回転動作する質量との間のモーメントの分散は、コンプレッサの調節効果を有する。このモーメント比は、以下に詳細に説明される。説明を目的として、例によって与えられたものと見なされるべき単純化された導関数は、いろいろなモーメントについて考慮される。特に斜板の複雑な幾何学的構造の場合（図面からのアプローチは、決して満足のいく結果を提供しない）、質量の慣性モーメントと、偏向モーメント及び幾何学的構成によって影響される他の変量及び物質の密度は、ＣＡＤによる簡単な方法において演算可能である。

質量の慣性モーメントの単純化され、図示された導関数において、斜板の重心は、駆動軸の中心軸上の傾斜結合部位に位置し、シュタイナー要素等を考慮する必要がない。偏差モーメントの導関数について、下記する数学的関係が、一般的に適用される（図３に示されるものに基づいた座標系）。

以上の示したように、ここで使用される座標系は、図３から明らかである。また、下記するものは、「リング」に適用される。

傾斜動作を制御する偏向モーメントに関して、下記するものが適用される。

図３から独立して、下記するものが、ピストンの質量力によるモーメントについて真実を保持する。

また、偏向モーメントによるモーメントＭ_ＳＷは下記のものである。

本発明の状況において、下記するモーメント比は、要求された傾斜角度又は傾斜角度範囲のための構造的手段によって設定されるべきである。

結果として、下記するものが適用される。

すでに述べたように、結合された偏向モーメントによる斜板の傾斜モーメントは、上記数式６により、いろいろなパラメータ（幾何学的構造、密度分散、質量、重心）によって意図的に調節される。与えられた等式に関して、変量は、下記に示される：
θ 駆動軸の回転角（簡略化を目的として、上方及び下方への考慮はθ＝０に基
づいてなされる）
η ピストンの数
Ｒ ピストン軸から駆動軸の軸までの距離
ω 駆動軸の回転速度
α 傾斜リング／斜板の傾斜角度
ｍ_ｋ 摺動ブロック又は一対の摺動ブロックを有するピストンの質量
ｍ_k,ges 摺動ブロックを含むピストンの質量
ｍ_SW 傾斜リングの質量
ｒ_ａ 傾斜リングの外径
ｒ_ｉ 傾斜リングの内径
ｈ 傾斜リングの高さ
ｇ 傾斜リングの密度
Ｖ 傾斜リングの容積
β_ｉ ピストンｉの角位置
ｚ_ｉ ピストンｉの加速度
Ｆ_mi ピストンｉの質量力（摺動ブロックを含む）
Ｍ（Ｆ_mi）ピストンｉの質量力によるモーメント
Ｍ_k,ges 全てのピストンの質量力によるモーメント
Ｍ_SW 偏向モーメント（Ｊ_yz）の結果として傾斜リング／斜板の進行モーメントに
よるモーメント

図４は、例によって、導関数について基礎として使用される斜板形式の構成の駆動機構を示す。その導関数において、斜板の偏向モーメントＪ_yzによる傾斜モーメントＭ_SWは、簡略化された方法において、変換動作される質量又はそれによって生じるモーメントＭ_k,gesに対して設定される。ピン及び／若しくはガス力支持等の力及びモーメントは、簡略化する方法において、計算計画に含まれず、下位の重要度である。

回転速度の影響を、前記等式からなくすことができることは、数学的関係から明らかである。また一方で、相互に関連し、構成要素の密度及び密度分散を有する幾何学的変量が含まれ、それは、原則として、質量力によるモーメントの合計がゼロに調節されるように選択される。

図５、６及び７は、それぞれ使用された等式による計算体系を含む。その計算結果として、モーメント均衡が示される。さらに、ガス力が考慮された結果として、（質的）傾斜特性が示される。

図５、６及び７の傾斜特性は、上述した力及びモーメントに追加して回転速度及び駆動機構室圧の変数を加えて、特別な入口圧及び特別な高圧が系関連の理由で課せられた時に生じる。その過程において、コンプレッサの上流側がさらされる入口圧とコンプレッサの下流側がさらされる高圧は、コンプレッサの入口圧と高圧に対応することが推定される。いわゆる絞りがコンプレッサにおいて実行されないことを意味する。

与えられた等式によって演算されたモーメント平衡に関して、下記するものが与えられる：
・ 図５ 増加調節作用を有する駆動機構
・ 図６ 減少調節作用を有する駆動機構
・ 図７ 中和作用を有する駆動機構

図７及びモーメント合計に関する等式を使用して、傾斜角の影響は、簡単な方法において分析される。その効果は、tan (α)及びsin (2α)の項の部分から生じる。これは、計算において、モーメントの合計が、正確に1つの傾斜角とバランスすることを意味し、もしこれが、斜板の最大傾斜角について実行されるならば、他の傾斜角の合計モーメントにおいて相対的に小さい偏差が生じる。しかしながら、これらの偏差は相対的にちいさいままであることが可能である。

下記する傾斜角についてモーメント平衡が設定されることが可能である。

最後に記載された２つの場合が好ましい。

合計モーメントに関して実質的にバランスする駆動機構の利点は、とりわけ、回転速度が上昇する時に、ピストンストロークが同じように上昇せず、（望ましくない）場合において、補償されなければならない存在する２つの効果があるという事実にある。したがって、Ｍ_k,gesがＭ_SWとほぼ等しい場合、回転速度に関して中立である調節作用を有するコンプレッサを生じるということができる。要求されるならば、Ｍ_SWは、Ｍ_k,gesより大きくなるように設定されることも可能であり、これは高回転速度時にコンプレッサの減少調節作用を生じる。尚、Ｍ_k,gesが、Ｍ_SWよりも大きい場合（回転速度が上昇する場合のコンプレッサの増加調節）には、決して要求されない場合である。

以上の述べたように、Ｍ_k,gesがＭ_SWに対応することが望ましい。図７からわかるように、傾斜角度に対する駆動機構室圧のプロットにおいて、曲線の推移は、全回転速度ｎについて、モーメントの略等価物と非常に類似する。これは、傾斜角度に対するモーメントのプロットにおいて反映され、そこから、全ての傾斜角度について、モーメントの合計がほとんど一定であることを理解することができる。しかしながら、個々のモーメントは、異なる傾斜角度に関して確実に変化すると共に、Ｍ_k,gesが、示される全範囲において傾斜角度が大きくなるほど増加するのに対して、Ｍ_SWが、傾斜角度が大きくなるほど減少することから、略一定であるモーメントの合計Ｍ_k,ges＋Ｍ_SWを生じる。したがって、そのようなモーメントプロットによって特徴付けられるコンプレッサは、その調節特性に関して、回転速度からほとんど独立している。

モーメントの合計による効果が、減少調節作用を有するならば、少なくとも傾向は右のものである。しかしながら、効果的なモーメントＭ_S及びＭ_k,gesへの回転速度の影響は、ストローク量への回転速度の線形影響と比較して二次式であり、送出される質量流量を一定に保つための条件付の適合性である。

回転速度が変化する場合に、中立的に作用する駆動機構が与えられるとすれば、それは、実質的に、圧力Ｐ_Ｖ１（入口圧）、Ｐ_Ｖ２（高圧、いわゆる出口圧）及び斜板の傾斜角度が変化する駆動機構室圧Ｐ_Ｃの変化の結果として生じるものだけである。Ｐ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２が予め設定されたものとして存在する一定の動作点で、変化は、駆動機構室圧Ｐ_Ｃの結果としてのみ実質的に生じる。

駆動機構が記載された基準によって設計される時、送出される冷媒の質量流量に関する作用は、回転速度の変化が存在する時に比例する。これは、もしコンプレッサの回転速度が二倍となったならば、斜板の傾斜角度が同じままであり、駆動機構が中立作用を有する場合には、約２倍の冷媒量が送出されることを意味する。変化する流状態等の結果として生じる損失が無視されたならば、その結果は、正確に２倍の冷媒量の送出となる。もし変化された流状態が考慮されるならば、矛盾が発生することになる。

送出される冷媒の質量流量を一定に保つために、又はそれを制限するために、例えば回転速度が実質的に上昇する場合、すでに図１及び図２において示されているように、冷媒の入口の領域に、変化可能であり、迅速な介入を提供する絞り箇所が設けられる。

コンプレッサがコンプレッサの回転速度に直接依存するように設計されることが可能である（例えば、第２の実施例におけるように：図２参照）。一方で、第１の実施例において（図１参照）、絞り箇所の断面は、コンプレッサの高圧Ｐ_Ｖ２の関数であり、いわゆる絞りは、高圧に依存して制御される。

コンプレッサの回転速度が上昇する時（例えば、急激に）、圧力ＰＶ２は迅速に近似的に増加する。高圧側では実質的な絞りが生じないので、Ｐ_Ｖ２は、システム側高圧とシリンダヘッドの高圧側の高圧レベルの両方であると推定することができる。配管による圧力損は、この分析においてそれらが考慮されないために、下位の部分を演じる。コンプレッサ回転速度の上述した増加の場合、入口圧はさらに減少し、絞り箇所の上流側の圧力Ｐ_Ｖ１は、そのレベル（入口側のシステム側圧力レベル）をほとんど維持し、絞り箇所の下流側の圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊は、Ｐ_Ｖ１と比較して降下する。圧力ＰＶ２は、基本的な調節変量として、絞り箇所の断面が減少するような方法において、前記絞り機構に作用する。

圧力Ｐ_Ｖ１を、絞り箇所の下流側の圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊まで低下させることは、減少される入口密度（減少された圧力）がシリンダ（入口弁）に印加される結果を有し、その結果として、シリンダ内の圧力又はピストンの端面の圧力（弁プレートに対して向かう）が、斜板が減少する傾向を有するために減少する。これは、さらに、圧力ＰＶ２が再び減少する結果を生じ、次いで絞りへのフィードバックを生じる。

変数ｔ_Ｖ１及びＰ_Ｖ１（図１４参照）によって記載されるコンプレッサの入口状態が、実質的に変化しないので、膨張弁はその設定を変化させず、圧力レベルＰ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２も同じままである。この点で、調節通路は、Ｐ_Ｖ１の代わりに、圧力Ｐ_Ｖ２がコンプレッサの後退を規定するために使用されるように、相違して配されることが述べられるべきである。

要約すると、（循環方向における）コンプレッサの前後の熱力学変量が同じままであり、調節素子は、システムに介在しない。

熱平衡膨張素子に加えて、それぞれに動作し且つそれぞれに作動される膨張素子がもちろん使用可能である。

コンプレッサの回転速度の上昇の結果として、コンプレッサは、駆動機構室圧Ｐ_Ｃに加えて、入口圧Ｐ_Ｖ１又は高圧Ｐ_Ｖ２が調節降下を有するようになるという事実によって自動的にそれ自身を調節する。Ｐ_Ｖ１とＰ_Ｖ２が、通常コンプレッサの回転速度が変化する場合に変化を有することが必要に応じて要求されないシステムの動作状態によって影響されるので、ピストンに印加されるガス圧である圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊は、力の平衡、又は斜板のモーメントの平衡において介在するようにもたらされる。

これは、突然回転速度が上昇する動作状態において、絞り箇所後の入口圧が、圧力レベルＰ_Ｖ１ ^＊が設定されるように減少され、高圧Ｐ_Ｖ２及びその質量流量が同じレベルを保持することを意味する。一方の側で、圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊及びＰ_Ｖ２が、他方の側（駆動機構側）で圧力Ｐ_Ｃがピストンに作用する（図８参照）。Ｐ_Ｖ１がレベルＰ_Ｖ１ ^＊まで低下する時、斜板の傾斜角は減少し、それはクランク室圧を変化させる必要なしの場合である。これは、駆動機構室圧Ｐ_Ｃが調節変量として使用される従来技術と比較して、さらなる調節変量Ｐ_Ｖ１ ^＊が本願発明によって導入されることを意味する。

圧力ＰＶ１＊は、実質的にＰＶ１よりも小さい（確実に５〜１５ｂａｒ）。そのような絞りは、動作点に依存して、実質的なロスを生じるので、絞り箇所又は調節装置は、広い範囲にわたって変化することができる。

好ましい例において、その位置に依存して、入口ガス通路断面をより大きい又はより小さい範囲に増減させる絞り箇所は、３つの異なる動作範囲を有する。

第１の位置において、絞りは実行されない（動作位置１）。

第２の位置において、圧力Ｐ_Ｖ１及びＰ_Ｖ１ ^＊の間の圧力及び高圧側の圧力Ｐ_Ｖ２が、ピストンの入口側に作用する。また、ガイド変量として、例えば圧力バネの力が作用する。第２の位置において、印加されるガス力に依存する実質的な又は少し実質的な絞りが生じる（動作位置２）。

第３の位置において、調節ピストンは、入口通路の流断面が最小値に到達するとき、端止めに突き当たることができる。その場合には、最小流断面が維持される（動作位置３）。

ここで提案される原理は、実施例によってのみ存在するものとして見なされるべきであることが理解されるべきである。例えば、段付ピストンが使用され、圧力Ｐ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２に関して、それぞれの場合に異なる適用径が使用可能である。この点において、調節部材又はピストンは、ピストンリングによって確保されるように、可能なかぎり漏れのない方法において動作されるべきであることが述べられるべきである。他のシール方法も使用可能である。

図９（ａ）は、空気調和システムの予め設定された圧力レベルＰ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２について、調節可能な質量流量（質的な概念作用）を示すと同時に、図９（ｂ）は、それに対応するｐ−Ｖ線図を示すものである。原点から始まって、達成可能な質量流量は、回転速度に伴って増加する。対応する傾きに関する包絡曲線は、最大斜板傾斜角／最大幾何学的ストローク量に対する送出質量流量を示す。対応する回転速度がｎ_２＝２×ｎ_１で増加する場合には、回転速度ｎ_１時の冷媒質量流量ｍ_１が２倍されて、例えば回転速度ｎ_２時の冷媒の質量流量ｍ_２となる。要求される冷媒の質量流量が大きくなれば、最大のコンプレッサストロークで流すことを達成するために、コンプレッサの回転速度を大きくする必要がある。要求された冷媒の質量流量が達成されると、例えばｍ_１，ｍ_２又はｍ_３において、さらに回転速度が上昇する場合には、冷媒質量流量の増加は要求されない。図に示されるｍ_１，ｍ_２及びｍ_３に対する水平プロットは、略一定である特定の駆動機構室圧にそれぞれの場合において対応する。水平線の領域において、入口ガス側絞り箇所の効果は、回転速度を上昇させるように動作することになる。包絡曲線において、入口ガス側絞りは、動作位置１（絞りなし）にあり、動作位置２において絞り断面は減少され、回転速度を上昇させる。

結果として、絞り箇所が、変化する冷媒の質量流量について最適に設計され、それが特別な操作状態によって設定される場合、質量流量は一定を保つことが可能となる。

例えば、操作状態がＰ_Ｖ１、ｔ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２によって、高圧側の圧力及びシステムの入口側の圧力について又はコンプレッサ入口での入口状態について確立される場合、動作状態において、回転速度ｎ_２が冷媒の質量流量ｍ_１と共に存在し、絞り箇所が動作状態２であり、いわゆる入口ラインの入口断面が初期状態（動作状態１）に関して絞り箇所の領域において減少されるものである。さらに、コンプレッサ入口の圧力レベルＰ_Ｖ１に加えて、入口圧Ｐ_Ｖ１ ^＊は、絞りによってＰ_Ｖ１より低くなるように設定される。圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊のさらなる減少において、ピストンに作用するガス力は、駆動機構室圧が略等しいままであるために、斜板の傾斜角が減少するように低くなる（従来技術と比較して：この点について、図９（ｃ）参照）。斜板の傾斜角の減少は、順次質量流量を減少させる。この場合、それは、実質的に事実によってではなく圧力損が生じることであり、また吸込効率いわゆる充填度合いが、吐出される量が制限又は一定に保たれるように貧しくなることである。主に圧力減少は、直接的にストローク調節の平衡に介入し、回転速度が増加する場合にストロークを減少調節する。この点で、ＰＶ１＊が、他の過大な損失が発生するので、実質的に降下するべきでないというべきである。

非常に高い回転速度又は非常の小さい傾斜角（最大）の場合に例外が生じるけれども、調節作用は、Ｐ_Ｖ１，ｔ_Ｖ１及びＰ_Ｖ２によってシステムの一定の動作状態が正確に記載されるならば、１つの斜板の傾斜角がそれぞれ駆動機構室圧Ｐ_Ｃと結合している従来技術と対照的に（図５参照）、複数の斜板の傾斜角が、駆動機構室圧Ｐ_Ｃに使用可能であることによって特徴付けられる。従来技術と対照的に、Ｐ_Ｃが調節量であるだけでなく、圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊も調節量となる。

圧力差（Ｐ_Ｖ１ ^＊−Ｐ_Ｃ）は、負の値となる。従来技術の場合、Ｐ_Ｃ−Ｐ_Ｖ１は、基礎として使用されなければならない。その場合、圧力Ｐ_Ｃは、いつも圧力Ｐ_Ｖ１より高いものである。その結果として、調節範囲は、本願発明による（Δｐ）よりも大きくなる。

結論として、調節ピストンに作用する調節変量（冷媒の質量流量ｍ又はＰ_Ｖ２）に加えて、調節ピストン又は絞り装置の外部作動も、実行することができる（ソレノイド等によって：図２参照）。このような設備は、例えば入口側又は高圧側の圧力差（コンプレッサの入口側又は高圧側の絞り箇所／測定オリフィス（可変又は非可変））を検出することによって、信号の形で質量流量の増加について「知らされ」なければならない。

図１０乃至１３は、図６及び図７に示される回転速度から独立した駆動機構を有し、且つ図７で分析されたように、図１２及び図１３に示される回転速度が増加した場合に減少調節を指向する駆動機構を有する図６及び図７の質的な概念作用の継続を示すものである。合計モーメント（図６及び図７からのＭ_SW及びＭ_k,gesの比）が変化しない場合、質量流量、圧力又は回転速度に依存する入口側の絞り（Ｐ_Ｖ１に対向するようなＰ_Ｖ１ ^＊の構成）が、特性曲線のさらなる分離を引き起こすことが示される。

最後に、図１４は、概略図形式において、本願発明の第３の実施例を示す。この第３の実施例は、調節装置を有するのではなく、むしろ入口圧のための制御装置を有するコンプレッサである。これは、記載されたコンプレッサが、構造に関して大変単純であり、その結果、製造するのに経済的であるという事実を生じる。この点で、第３の実施例の制御装置は、入口圧のための調節装置と共にコンプレッサに実施されることが可能であることも指摘されるべきである。しかしながら、代わりに、制御装置のみを有する構成も使用可能である。第３の実施例は、他の実施例と同様に、前後に移動可能なように、前記シリンダブロック２に設けられる複数のピストン４を具備する。

第３の実施例は、調節可能な絞り装置の代わりに、シリンダ空間に入る入口ガスの入口側で、その下方に配される入口ブレード２１を有する弁プレート１８を有する。この入口ブレード２１は、舌状構造を有し、入口ガス吸引の制御を行う。ガスがシリンダ内で圧縮される時に、入口ブレード２１は、絞り貫通ボア１９を閉鎖し、入口ガスが引き込まれる時（シリンダに印加される低圧によって実行される）、入口ブレード２１は、ストロークｔを通って下方方向（矢印２０によって指摘）に移動し、冷媒又は吸入ガスが絞り貫通ボア１９を通ってシリンダ内に引き込まれるようにするものである。

前記絞り貫通ボア１９は、径ｄを有する。入口弁の幾何学的構造、いわゆる特に絞り貫通ボア１９の径及びコンプレッサの幾何学的構造によって、圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊の要求される低下は、本願発明のコンプレッサの広い動作範囲にわたって実行される。入口ブレード２１のストロークは、０．９〜１．２ｍｍの間であり、弁プレート１８は、４．５ｍｍ〜６ｍｍの間の径ｄを有するボア（絞り貫通ボア）を有する。ピストン径の値は、約１５ｍｍ〜１８ｍｍの間であり、ピストンストロークは、約１７ｍｍ〜２２ｍｍの範囲内である。シリンダ毎の最大ストローク量は、３ｃｃｍ〜６ｃｃｍである。これは、約０．６５〜〜１．１のピストン径とピストンストロークの比、約２．５〜４のピストン径と弁プレートの絞り貫通ボアの比、約３．７〜６．７の弁プレートの絞り貫通ボア及び入口ブレードのストロークの比及び約１４〜２４の入口ブレードのストロークに対するピストンストロークの比であるエネルギー条件において利点のあるコンプレッサの幾何学的構造を記載する変量を生じる。この点で、これらの値は、冷媒としてＣＯ２を使用して動作する最適な幾何学的構造を影響を与えること、構造的要求に依存して、ピストン径及びピストンストロークの比についての０．４〜１．５の値、ピストン径と絞り貫通ボアの比についての１．５〜５の値、絞り貫通ボアと入口ブレードのストロークについての２．５〜８の値及びピストンストロークの入口ブレードのストロークに対する比についての約１０〜３０の値が、エネルギー状態において利益的であるということが記されるべきである。したがって、この実施例において、入口側の絞り貫通ボア１９は、絞り箇所又は制御装置として使用され、コンプレッサを調節する他のパラメータと結合して適切に設計される。その種の構造は、特にモーメントに関して既に最適化され、回転質量によるモーメントと、変換動作される質量によるモーメントとの間の最適な関係を有するコンプレッサにおいて大変有効である。流入するガスは、圧力Ｐ_Ｖ１で、シリンダヘッド２に配される入口室を通過して流れ、例えば上述した構造を有する入口弁によって、シリンダボアに導入され、入口弁構造によって、圧力Ｐ_Ｖ１ ^＊が達成され、コンプレッサの最適な調節作用を確保する。

概要において、入口圧の絞り又は冷媒流の絞りが、入口密度の低減からではなく、むしろストローク量調節を目的とした絞りで、印加される圧力差の直接的な利用から主に結果として生じる減少調節効果を生じることを述べるべきである。絞りの調節は、結果として絞りに印加される圧力差の調節及びそれによるストローク量の調節を生じる。さらに、容量流量の変化は、印加される圧力差の変化及びそれによるストローク量のその後の調節を生じる。

さらにまた、本発明の利点が、
・ とりわけ斜板コンプレッサが、ベルト駆動（駆動機構）によって生じる回転速度における変量に対して、あまり感度良く反応せず、又は決して反応せず、
・ 入口圧、高圧及び駆動機構室圧の圧力レベルの間の調節を目的とした介入による損失が減少し、
・ 調節速度が改善され、
・ 冷媒の質量流量が、広い回転速度範囲において一定を保ち、
・ 冷媒の質量流量が、高速回転で制限される、
という事実にあるということが述べられる。

本願発明は、特徴の一定の組み合わせを有する具体例を使用して記載されるが、それにもかかわらずそれはまたそれらの特徴の使用可能な利益的組み合わせを包含するが、従属請求項において余すことなく述べられているというわけではない。本明細書に記載される全ての特徴は、それらが、それら自体において又は従来技術と比べられる組み合わせにおいて新規性を有する限りにおいて、且発明に対して重要であるものとして請求されている。

本願発明のコンプレッサの第１の実施例の断面図である。 本願発明のコンプレッサの第２の実施例の動作モードを示した概略図である。 モーメント比の計算に基づいた座標系の概略図である。 斜板機構の断面図及び分解組み立て図である。 回転動作可能及び変換動作可能なコンプレッサの構成要素のいろいろなモーメント比についてのコンプレッサの調節特性を示した図である。 回転動作可能及び変換動作可能なコンプレッサの構成要素のいろいろなモーメント比についてのコンプレッサの調節特性を示した図である。 回転動作可能及び変換動作可能なコンプレッサの構成要素のいろいろなモーメント比についてのコンプレッサの調節特性を示した図である。 作用する圧力状態を有する第１又は第２の実施例のコンプレッサのピストンを示した図である。 （ａ）〜（ｃ）は、本願発明にかかるコンプレッサの質量流量説明図、ｐ−Ｖ説明図、及び／若しくは調節特性図である。 回転速度が上昇する場合に上昇調節傾向を有するコンプレッサ及び減少調節傾向を示すコンプレッサの調節特性の例を示した図である。 回転速度が上昇する場合に上昇調節傾向を有するコンプレッサ及び減少調節傾向を示すコンプレッサの調節特性の例を示した図である。 回転速度が上昇する場合に上昇調節傾向を有するコンプレッサ及び減少調節傾向を示すコンプレッサの調節特性の例を示した図である。 回転速度が上昇する場合に上昇調節傾向を有するコンプレッサ及び減少調節傾向を示すコンプレッサの調節特性の例を示した図である。 本願発明のコンプレッサの第３の実施例の概略形式の図である。 従来技術にかかるコンプレッサの概略図である。

符号の説明

１ ハウジング
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ ベルト板
６ 駆動軸
７ 斜板
８ 摺動ブロック
８’駆動機構室
９ 入口ガス通路
１０ 吸入ガス入口
１１ 入口ガス室
１２ 出口ガス室又は圧力ガス室
１３ 調節ピストン
１４ バネ
１５ 調節ネジ
１６ 外部信号
１７ 調節装置
１８ 弁プレート
１９ ボア（絞り貫通ボア）
２０ 矢印
２１ 入口ブレード
１０１ コンプレッサ
１０２ ガス冷却／液化器
１０３ 膨張要素
１０４ エバポレータ
１０５ 調節通路

Claims (32)

1. 特に自動車用空調装置に使用され、冷媒を吸引圧縮するためのものであって、ハウジング（１）と、該ハウジング（１）に配されると共に駆動軸によって駆動されるコンプレッサユニットとを有し、該コンプレッサユニットが、前記ハウジング（１）によって実質的に画成される駆動機構室内の圧力（Pc）によって調節されるコンプレッサにおいて、
   ガス入口側冷媒の質量流量及び／若しくは吸入側圧力及び／若しくは吸入密度のための付加的調節装置（１７）且つ／又は制御装置を具備することを特徴とするコンプレッサ。
2. 前記調節装置（１７）は、例えば絞り弁若しくは絞りフラップである調節部材（１３）を有する絞り箇所を具備するか、又は減圧弁を具備することを特徴とする請求項１記載のコンプレッサ。
3. 前記調節装置の前記調節部材（１３）は、冷媒の質量流量を調節するか、回転速度による吸入圧を調節することを特徴とする請求項１又は２記載のコンプレッサ。
4. 前記絞り箇所は、高速回転の場合にも、予め定められた最小の冷媒質量流量又は吸入圧が確保されるように、最小流断面の位置のための前記調節部材（１３）と結合する端部止めを有することを特徴とする請求項２又は３記載のコンプレッサ。
5. 前記調節部材（１３）は、例えば段付ピストンである調節ピストン（１３）であることを特徴とする請求項２〜４のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
6. 前記制御装置は、ガス入口側に配置された少なくとも1つの吸入弁を具備することを特徴とする請求項１〜５のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
7. 前記吸入弁は、圧力調節リード弁であることを特徴とする請求項７記載のコンプレッサ。
8. 前記吸入弁、特にリード弁は、絞り貫通ボア（１９）を有する弁プレート（１８）と、舌状吸入ブレード（２１）を具備することを特徴とする請求項６又は７記載のコンプレッサ。
9. さらに、シリンダブロックと、該シリンダブロック内に設けられたボア内を軸方向前後に移動するように配された少なくとも１つ、特には５〜９本のピストンとを具備し、
   前記吸入弁は、それぞれのシリンダに設けられ、対応する吸入ブレード（２１）が前記吸入ブレードプレートに一体に設けられることを特徴とする請求項８記載のコンプレッサ。
10. 前記吸入弁と結合するそれぞれのシリンダ空間又はその端部は、前記吸入ブレード（２１）のストロークを制限し且つ前記吸入ブレードの固定位置に対して傾斜され又は平らにされる径方向に延出する環状延出部を有することを特徴とする請求項７〜９のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
11. さらに、シリンダブロックと、該シリンダブロック内に設けられたボア内を軸方向前後に移動するように配された少なくとも１つ、特には５〜９本のピストンとを具備し、
    前記ピストン径とピストンストロークの比（Ｄ／ｓ）は、約０．４〜１．５、特に０．６５〜１．１の範囲であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
12. シリンダ径と、前記弁プレートの絞り貫通ボアの比（Ｄ／ｄ）は、約１．５〜５、特に２．５〜４の範囲であることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
13. 前記弁プレートの絞り貫通ボアと、吸入ブレードのストロークとの比（ｄ／ｔ）は、約２．５〜８、特に３．７〜６．７の範囲であることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
14. 前記吸入ブレードのストロークに対するピストンストロークの比（ｓ／ｔ）は、約１０〜３０、特に１４〜２４の範囲であることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
15. 前記制御装置は、前記吸入弁の幾何学的外形構造によって規定されることを特徴とする請求項６〜１４のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
16. 前記制御装置は、前記ガス入口側に配されたオリフィスプレートを具備することを特徴とする請求項１〜１５のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
17. シリンダブロック内を軸方向前後に移動するピストンを具備し、駆動軸（６）を駆動し、例えばスワッシュプレート、ワブルプレート又は傾斜リングである斜板（７）を回転させるコンプレッサユニットにおいて、
    斜板（７）の転向角が、前記斜板を実質的に収納する駆動機構室（８’）の圧力と、吸入側の冷媒の質量流量又は吸入圧力との相互作用によって制御されることを特徴とする請求項１〜１６のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
18. 前記調節装置（１７）は、例えばソレノイド等の装置によって、コンプレッサ外部から、駆動され又は制御されるように配されることを特徴とする請求項１〜１７のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
19. 前記調節装置（１７）及び／若しくは制御装置は、ガス入口側オイルセパレータを有することを特徴とする請求項１〜１８のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
20. 前記調節装置は、高圧側である吐出側と吸入圧側である吸入側との圧力差によって自己調節することを特徴とする請求項１〜１９のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
21. 回転且つ変換において移動するコンプレッサの構成要素のモーメント分配は、コンプレッサの回転速度が上昇する場合、斜板（７）の傾斜角が、実質的に同じまま又は減少するものであることを特徴とする請求項１〜２０のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
22. 前記調節装置及び／若しくは制御装置は、主としてシリンダヘッド（２）に延出するガス入口路（９）に配されることを特徴とする請求項１〜２１のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
23. 調節装置（１７）は、冷媒質量流量及び／若しくは絞り箇所の一方の側に対する又はそれぞれの側に対するガス入口路（９）の圧力及び／若しくはコンプレッサの回転速度及び／若しくはコンプレッサを駆動するエンジンの回転速度及び／若しくはコンプレッサの吐出側の圧力を測定する手段を具備することを特徴とする請求項１〜２２のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
24. 調節装置（１７）の調節部材（１３）は、弾性要素の力に対して、特にスプリング（１４）の力に対して作用することを特徴とする請求項１〜２３のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
25. 弾性要素の力又は調節部材（１３）の弾性要素によって励起されるバイアスは、特に調節ネジ（１５）によって調節可能であることを特徴とする請求項２４記載のコンプレッサ。
26. 前記調節部材（１３）は、圧力ガス側及びガス入口側の間に配置されることを特徴とする請求項１〜２５のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
27. 前記調節装置は、一定の断面の絞り箇所を具備することを特徴とする請求項１〜２６のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
28. 吸入通路及び／若しくはコンプレッサとエバポレータの間の接続は、前記調節装置の一部であること特徴とする請求項１〜２７のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
29. 前記調節装置に渡って、約６００ｒｐｍのコンプレッサ回転速度で約１ｂａｒの圧力差及び／若しくは約８０００ｒｐｍのコンプレッサ回転速度で約１０ｂａｒの圧力差があることを特徴とする請求項１〜２８のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
30. 前記調節装置又は絞り箇所は、約８〜１０ｍｍの環状断面を有する管状ラインを具備することを特徴とする請求項１〜２９のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
31. ＣＯ_２が冷媒として使用されることを特徴とする請求項１〜３０のいずれか１つに記載のコンプレッサ。
32. 回転動作されるコンプレッサの構成要素によるモーメントＭ_ＳＷは、変換動作されるコンプレッサの構成要素によるモーメントＭ_k,gesと実質的に等しい大きさであることを特徴とする請求項１〜３１のいずれか１つに記載のコンプレッサ。

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