Kolbenverdichter, insbesondere für Druckluftanlagen in Kraftfahrzeugen Die Erfindung betrifft :einen Kolbenverdichter, insbesondere für Druckluftanlagen in Kraftfahrzeu gen, z. B. Druckluftbremsanlagen. Diese Kolbenvzr- dichter haben Kolben, die durch in Ringnuten des Kolbenmantels eingesetzte Kolbenringe abgedichtet sind, die von radial wirkenden, am Nutgrund sich abstützenden Federn gegen die Zylinderwand ge drückt werden.
Bei Verdichtern mit .solchen Kolben ist der Verdichtungsraum besser gegen den Kurb,el- wellenraum abgedichtet als bei Verdichtern mit den üblichen selbstspreizenden Kolbenringen, weil die Kolbenringe mit Federunterstützung über ihren gan zen Umfang sehr gleichmässig an der Zylinderwand anliegen. Dies ist besonders wichtig bei Luftpressern für Kraftfahrzeug-Druckluftanlagen, vor allem sol chen für hohe Drücke, z.
B. bei Stufenluftpressern, weil hier bei :schlechter Abdichtung eine zu grosse Ölentnahme aus dem auch den .Luftpnesser versorgen den Schmierölkreislauf der Antriebsbrennkraftma- schine des Fahrzeugs eintreten kann und weil dann ..die mit Öl angereicherte Druckluft dazu führt, dass nicht genügend gekühlte Auslassventile des Luftpres- sers verkoken.
Der Austausch der üblichen selbst- spreizenden Kolbenringe<I>gegen</I> solche mit radialer Federunterstützung hat hier zwar bereits einen be achtlichen Fortschritt gebracht ;bei längerer Be triebsdauer und schärferen Betriebsbedingungen zei gen sich aber doch häufig wieder die alten Mängel.
Durch eingehende systematische Untersuchungen während einer grossen Zahl von Dauerversuchen konnte nun unter Beibehaltung der genannten feder- unterstützten Kolbenringe eine Lösung zum Ver ringern ides Ölverbrauchs :und der damit verbundenen nachteiligen Folgen gefunden werden, und zwar ohne zusätzliche Mittel und Mehrkosten.
Zum Beheben des bisherigen Mangels werden gemäss der Erfin dung bei derartigen Verdichtern die für die Auf- nahme :der radial ,durch Federn unterstützten Kolben ringe im Kolben vorgesehenen Nuten so ausgebildet, dass deren Grundkreis-Mittelpunkt exzentrisch zur Kolbenachse liegt, und zwar so, dass die Ringnuten dort, wo der Kolben durch die vom Kurbeltrieb her rührende, über das Pleuel am Kolbenbolzen wir kende Querkraft an die Zylinderwand gedrückt wird, am tiefsten und auf der gegenüberliegenden Seite am niedrigsten ist;
id. h. der Mittelpunkt des Grund kreises der Nuten ist von der Kolbenachse entge gen der erwähnten Querkraft verschoben.
Die Erfindung ist im nachfolgenden an Hand von schematischen Vergleichsbildern eines bisher für Kolbenverdichter vorgesehenen Kolbens und eines Kolbenverdichters gemäss der Erfindung unter Dar stellung verschiedener Arbeitsstellungen erläutert.
Im einzelnen zeigen: Fig. 1-6 einen Kolbenverdichter bisheriger Aus führung mit einem Kolben in seinem Zylinder wäh rend des Saughubs und Druckhubs je in drei Lagen, nämlich in der ,des oberen .und des unteren Tot punkts und in einer Mittellage, während die Fig. 7 und 8 in Saughub- bzw.
Druckhubmittel- lage einen gemäss der Erfindung abgeänderten Ver dichter skizzieren und Fig.9 den neuen Kolbenverdichter mit seinem Kolben im Schnitt nach einer Querebene IX-IX der Fig.7 in grösserem Massstab als in den Fig.7 und 8 zeigt.
In einem Verdichterzylinder 1 ist ein zylindrischer Kolben 2 verschiebbar angeordnet, der von einer nicht dargestellten, im Uhrzeigersinn sich drehenden Kurbelwelle über eine Pleuelstange und einen Kol benbolzen auf und ab bewegt wird. In den Mantel dieses bekannten Kolbens sind Ringnuten 3 einge stochen, deren zylindrischer Nutgrund 4 konzentrisch zur Kolbenachse und zum Kolbenmantel verläuft. In diese nach oben und unten durch radiale Flanken 5, 6 begrenzten Nuten sind handelsübliche Kolben ringe 7 mit Wehfedern 8 eingelegt.
Der Flankenab stand der Nuten ist um ein gewisses Mass grösser als die axiale Ringstärke. Die Wellfedern liegen mit ihren Wellenbergen an der Innenseite der Kolben ringe und mit ihren Tälern am Nutgrund je unter radialer Spannung an.
Infolge ihrer Vielzahl von Wellen sorgen diese Federn, wie viele einzelne, radial gerichtete Schraubenfedern, dafür, d'ass die Kolben ringe mit ihrer Aussenseite rund herum galt abschlie ssend an der Innenwand ides Zylinders 1 gleiten. Die Federn sind ausserdem stets bestrebt,
mit Hilfe der zugehörigen Kolbenringe 7 den Kolben 2 in oder Boh-' rung des Zylinders 1 zu zentrieren, d. h. die Kolben achse in der Zylinderachse zu halten bzw.
in diese zurückzuführen, wenn die insbesondere während des Verdichtungshubs auftretenden Querbelastungen des Kolbens wieder wegfallen. Zur Vereinfachung der Darstellung sind in den Fig. 1-8 fast durchwegs ra dial gerichtete Einzelschraubenfedern eingezeichnet, mit denen sich die unterschiedlichen radialen Spreiz- kräfte besser darstellen lassen.
Bei Verdichtern mit Kolben d er genannten Bau art lassen sich unter anderem folgende Vorgänge feststellen: Bei Benn des Saughubs wollen die Kolben ringe 7 die Abwärtsbewegung des Kolbens 2 zu nächst nicht mitmachen, bis sie von den oberen Flan ken 5 ihrer Ringnuten 3 erfasst und mitgenommen werden.
Dabei entsteht zwischen den unteren Flanken 6 der Ringnuten und den ihnen zugekehrten Flanken ihrer Kolbenringe je ein Spalt, der sich bis zum Mass des Amalspiels der Kolbenringe vergrössert.
Das beim Saughub ,durch die untere Kolbenringkante von der Zylinderwand abgeschraubte Schmieröl wind mitgenommen und ein Teil davon in die Radial spalte über den Nutflanken 6 und von dort in die Ringräume zwischen den Kolbenringen 3 und Odem jeweiligen Nutgrund 4 getrieben.
Diese Ölaufnahme in die Kolbenringnuten er streckt sich über den ganzen Saughub, wenn sie sich auch nicht gleichmässig über den ganzen Kolbenum fang verteilt, weil die beim, Saughub, zeitweise nach rechts unten ziehende Pleuelstange auch den Kolben aus seiner Mittellage entsprechend Odem Kolbenspiel s nach rechts verschiebt und dabei über die rundrar an der Zylinderwand bleibenden Kolbenringe die Ringräume zwischen diesen Ringen und dem Nut grund verändert,
so dass diese Räume vorübergehend rechts schmäler und links breiter werden und dann wieder gegen Ende des Saughubs die gleichmässig breite Ringform annehmen.
Am Ende des Saughubs (Fig. 3) steht der Kolben 2 wieder zentrisch im Zylinder, die Ringräume in den Ringnuten 3 sind wieder ringsum gleich breit und gleichmässig mit Öl gefüllt. Es beginnt nach kurzem übergang der Druckhub .unter Umkehrung der Bewegungsrichtung des Kolbens.
In idieser über- gangsperiade kann zwar ein Teil des in den Ring- nuten angesammelten Öls infolge seines Beharrungs vermögens nach unten abströmen, der grössere Teil dieses Öls bleibt aber noch in den Nutr'ngräumen, die nun - beim beginnenden Verdichtungshub des Kolbens - nach unten gegen den Kurbelweltenraum hin abgeschlossen werden,
weil die zurückbleiben den Kolbenringe von den unteren Nutflanken 6 er fasst werden und dann während des weiteren Auf wärtshubs des Kolbens 2 dort angelegt bleiben (vgl. Fig. 4).
Mit zunehmendemVerdichtungsweg wird derKol- ben 2 vom hochlaufenden Pleuel wieder nach rechts an die Zylinderwand geschoben, und zwar infolge der vom Kolben aufzubringenden Verdichtungsarbeit mit einer noch grösseren Querkraft als beim Saug hub.
Es tritt also wiederum eine Querverschiebung zwischen Nutgrund und Kolbenring ein; auf der rechten Kolbenseite wenden die Nutringräume klei ner und auf der linken Kolbenseite grösser.
Dabei wird an den rechten Ringteilräumen Öl verdrängt, das aber wegen der grossen waagrechten Entfernung nicht oder doch nur zu einem Teil in die sich ver grössernden linken Ringteilräume ausweicht, im übri gen jedoch auf kürzestem Weg unter dem Press- ,druck von der Pressstelle aus nach oben in. .den Spalt zwischen Kolbenmantel und Zylinderwand strömen will,
insbesondere sobald dieser Spalt gegen Ende des Druckhubs wieder breiter wird und dem hoch drückenden Öl den Weg frei macht. Infolgedessen spritzt aus dem rechten Ringraum der oberen Kolben ringnut Öl in den Verdichtungsraum und aus den entsprechenden Ringräumen der nächsten Kolben ringnuten strömt jeweils Öl zwischen Kolbenmantel und Zylinderwand der Barüberliegenden Kolben ringnut zu, die diese Ölmenge beim nächsten Saug hub aufnimmt und beim darauffolgenden Druckhub wieder weiterfördert bzw. in den Verdichtungsraum ausspritzt.
Es ist also festzustellen, @dass bei den üblichen Kolben die Kolbenringe in ihren Nuten wie Ver drängungsglieder von ölpumpien arbeiten, wobei je weils die unteren Ringe den über ihnen liegenden Öl zupumpen und ,der oberste Ring ;seine Ölmenge in den Verdichtungsraum spritzt.
Von dort gelangt Öl in unerwünschter Menge zu den Ventilen, insbe sondere zum Auslassventil. Es entstehen beachtliche Schmierölverluste, weil ,das über die Druckleitung mit der verdichteten Luft ausgestossene Öl nicht mehr in den Ölbehälter, z.
B. die Kurbelwanne einer auch .den Luftpresser antreibenden Fahrzeug-An- triebsbrennkraftmaschine, zurückkehrt, sondern. über Flüssigkeitsablassventile das Luftleitungssystem ins Freie ausgestossen wird. Ausserdem verkoken bei zunehmender Erwärmung, also bei höherer Verdich tung, die Luftpresserventile verhältnismässig schnell.
Diese Erscheinungen lassen sich an laufenden Luftpressern üblicher Bauart beim Beobachten ides Verdichtungsvorgangs im Zylinderraum, beispiels weise über Fenster im Zylinderkopf, und des Luft flusses im Leitungssystem feststellen. Sie wirken sich besonders bei Verdichtern mit grossem Kolbenspiel und hoher Luftverdichtung, z. B. bei Stufenkolben luftpressern, unangenehm aus.
Versuche haben nun gezeigt, dass sich diese Män gel der bisherigen Kolbenverdichter mit ,überraschend einfachen Massnahmen beheben lassen, so dass die Verdichter wesentlich betriebssicherer werden und eine hohe Gebrauchsdauer erhalten.
Diese Massnah men gemäss der Erfindung verhindern die Pumpwir- kung der Kolbenringe in ihren Nuten, ihdem sie den Kolben ständig auf seiner Anlaufseite an der Wand des Verdichterzylinders halten und radiale Raum- änderungen innerhalb der Nuten unterbinden.
Der Kolbenverdichter gemäss der Erfindung (Fig. 7 bis 9) unterscheidet sich dabei nur dadurch von dem bekannten Kolbenverdichter (Fig. 1 bis 6), dass die Ringauen 13 seines Kolbens 12 exzentrisch zur Kolbenachse eingearbeitet sind. Die Exzentrizität e des Nutgrundkreises gegenüber dem Kolbenmantel, d. h.
der Abstand zwischen der Achse a des zylindrischen Nutgrunds 14 und der Kolben achse b ist beim Ausführungsbeispiel grösser als das Kolbenspiel s gewählt und nach derjenigen Seite des Kolbens gelegt, mit welcher der Kolben beim Arbeiten sich seitlich von der Zylinderwand entfernen will. Infolge ,dieser .seitlichen Versetzung des Nut grunds 14 ist beim montierten Kolben der Nut grundabstand von ider ihm zugekehrten Innenwand ,des zugehörigen Kolbenrings 17 jetzt links kleiner und rechts grösser als beim bekannten Kolben.
Die Wehfeder 18 ist also links in einen kleineren Raum gepresst als rechts, ;so dass sie an der linken Kolben seite stärker vorgespannt ist als an der rechten Kol benseite und,den Kolben ständig, und zwar während des ganzen Saug- und Druckhubs des .Kolbens auf :der Seite der grösseren Nuttiefe an der Wand des Zylinders 1 hält und also praktisch jede radiale Räng- raumänderung beim Hoch- und Niedergang des Kol bens verhindert.
Auch hier versucht nämlich die Wellfeder 18, die der Wellfeder 8 des Kolbens 2 nach Fig. 1 entspricht, den Nutgrund 14 mit Hilfe des zugehörigen Kolbenrings 17 gegenüber der Zy linderwand zu zentrieren, was notwendig einen ent sprechenden Rechtsdruck des Kolbens 12 zur Folge hat, der auch im oberen und unteren Totpunkt des Kolbens noch vorhanden ist.
Das Pumpen der Kol benringe, soweit es durch relative Querverschiebun gen dieser Ringe 17 bewirkt werden könnte, bleibt somit beim Kolben 12 aus. Aus den Fig. 7 und 8 ist dieser Erfolg deutlich erkennbar, idenn diese Fi guren zeigen, dass die freien Nutringräume zwischen ,
dem jeweiligen Nutgrund 14 und der Innenwand des zugehörigen Kolbenrings 17 praktisch unverändert bleiben und lediglich eine axiale Verschiebung der Kolbenringe 17 relativ Dur oberen Nutflanke 15 oder zur unteren Nutflanke 16 eintritt, je nachdem der Kolben 12 saugt oder drückt.
Die ungleich verteilte Radialspannkraft der Wellfeder 18 und die Exzentri zität der Ringnuten 13 sind in Fig. 9 gezeigt. An stelle einer einfachen Wellfeder kann natürlich auch eine in mehrere Radialdruckelemente aufgegliederte Feder verwendet werden, wie solche aus der Praxis bekannt sind.
Piston compressor, in particular for compressed air systems in motor vehicles The invention relates to: a piston compressor, in particular for compressed air systems in motor vehicles, e.g. B. air brake systems. These piston seals have pistons which are sealed by piston rings inserted in the ring grooves of the piston skirt, which are pressed against the cylinder wall by radially acting springs that are supported on the groove base.
In compressors with such pistons, the compression chamber is better sealed against the crank shaft space than in compressors with the usual self-expanding piston rings, because the piston rings with spring support rest very evenly on the cylinder wall over their entire circumference. This is particularly important in air compressors for automotive compressed air systems, especially sol chen for high pressures, e.g.
B. with stepped air compressors, because here with: poor sealing, too much oil can be withdrawn from the air pump supplying the lubricating oil circuit of the internal combustion engine of the vehicle and because then ... the compressed air enriched with oil means that the outlet valves are not sufficiently cooled of the air compressor coke.
Replacing the usual self-expanding piston rings <I> for </I> ones with radial spring support has already brought considerable progress, but the old deficiencies often reappear after longer periods of operation and more severe operating conditions.
Through detailed systematic investigations during a large number of endurance tests, a solution for reducing oil consumption and the associated disadvantageous consequences could now be found while retaining the aforementioned spring-assisted piston rings, without additional funds and additional costs.
To remedy the previous deficiency, according to the invention, in such compressors, the grooves provided in the piston for receiving: the radial, spring-supported piston rings are designed so that their base circle center is eccentric to the piston axis, in such a way that the ring grooves where the piston is pressed against the cylinder wall by the moving from the crank mechanism, via the connecting rod on the piston pin we kende lateral force, is deepest and lowest on the opposite side;
id. H. the center of the base circle of the grooves is shifted from the piston axis against the aforementioned transverse force.
The invention is explained below with reference to schematic comparative images of a piston previously provided for piston compressors and a piston compressor according to the invention with Dar position different working positions.
In detail: Fig. 1-6 shows a piston compressor of previous design with a piston in its cylinder during the suction stroke and pressure stroke in three positions, namely in the, the upper .and the lower dead point and in a central position, while the 7 and 8 in suction stroke and
Druckhubmittel- position sketch a modified according to the invention Ver denser and FIG. 9 shows the new piston compressor with its piston in section along a transverse plane IX-IX of FIG. 7 on a larger scale than in FIGS. 7 and 8.
In a compressor cylinder 1, a cylindrical piston 2 is slidably disposed, which is moved up and down by a not shown, clockwise rotating crankshaft via a connecting rod and a Kol benbolzen. In the jacket of this known piston annular grooves 3 are pierced, the cylindrical groove base 4 is concentric to the piston axis and the piston skirt. In this up and down by radial flanks 5, 6 grooves commercially available piston rings 7 are inserted with spiral springs 8.
The distance between the flanks of the grooves is a certain amount larger than the axial ring thickness. The corrugated springs are with their wave crests on the inside of the piston rings and with their valleys on the groove base each under radial tension.
As a result of their multitude of waves, these springs, like many individual, radially directed helical springs, ensure that the piston rings slide on the inside wall of the cylinder 1 with their outside all around. The springs also always strive to
with the help of the associated piston rings 7 to center the piston 2 in or bore of the cylinder 1, d. H. to keep the piston axis in the cylinder axis or
due to this when the transverse loads on the piston that occur especially during the compression stroke cease to exist. In order to simplify the representation, individual coil springs directed almost entirely radially are shown in FIGS. 1-8, with which the different radial expansion forces can be better represented.
In the case of compressors with pistons of the type mentioned, the following processes can be determined, among other things: When the suction stroke occurs, the piston rings 7 initially do not want to take part in the downward movement of the piston 2 until they are caught by the upper flanks 5 of their annular grooves 3 and taken along will.
This creates a gap between the lower flanks 6 of the annular grooves and the flanks of their piston rings facing them, which increases to the extent of the Amal clearance of the piston rings.
The lubricating oil unscrewed from the cylinder wall through the lower edge of the piston ring during the suction stroke is carried along and part of it is driven into the radial column over the groove flanks 6 and from there into the annular spaces between the piston rings 3 and the respective groove base 4.
This oil absorption in the piston ring grooves extends over the entire suction stroke, even if it is not evenly distributed over the entire piston circumference, because the connecting rod, which temporarily pulls down to the right during the suction stroke, also pulls the piston from its central position to the right, corresponding to the piston clearance shifts and thereby changes the annular spaces between these rings and the groove base via the piston rings remaining on the cylinder wall,
so that these spaces temporarily become narrower on the right and wider on the left and then take on the uniformly wide ring shape again towards the end of the suction stroke.
At the end of the suction stroke (Fig. 3) the piston 2 is again centered in the cylinder, the annular spaces in the annular grooves 3 are again equally wide and evenly filled with oil all around. After a short transition, the pressure stroke begins, reversing the direction of movement of the piston.
In this transitional period, part of the oil that has accumulated in the annular grooves can flow downwards due to its inertia, but the greater part of this oil still remains in the groove spaces, which now - at the beginning of the piston compression stroke - downwards be locked against the crank world space,
because the piston rings remain behind from the lower groove flanks 6 it is grasped and then remain applied there during the further upward stroke of the piston 2 (see. Fig. 4).
As the compression travel increases, the piston 2 is pushed back to the right against the cylinder wall by the connecting rod as it moves up, and as a result of the compression work to be performed by the piston with an even greater transverse force than during the suction stroke.
So there is again a transverse shift between the groove base and the piston ring; On the right side of the piston, the grooved ring spaces turn smaller and on the left side of the piston larger.
In the process, oil is displaced in the right-hand ring sub-spaces, but due to the large horizontal distance it does not or only partially escapes into the enlarged left-hand ring sub-spaces, but the rest of the time by the shortest possible route under the pressing pressure from the pressing point wants to flow up into the gap between the piston skirt and cylinder wall,
especially as soon as this gap widens again towards the end of the pressure stroke and clears the way for the high-pressure oil. As a result, oil spurts out of the right annular space of the upper piston ring groove into the compression chamber and from the corresponding annular spaces of the next piston ring grooves, oil flows between the piston skirt and cylinder wall of the piston overlying the piston ring groove, which absorbs this amount of oil on the next suction stroke and delivers it again on the following pressure stroke or injected into the compression chamber.
It can therefore be determined that in the usual pistons the piston rings work in their grooves like displacement members of oil pumps, with the lower rings pumping in the oil above them and the uppermost ring spraying its oil volume into the compression chamber.
From there, oil reaches the valves in undesired quantities, in particular the exhaust valve. There are considerable losses of lubricating oil because the oil expelled via the pressure line with the compressed air is no longer in the oil tank, e.g.
B. the crankcase of a vehicle internal combustion engine that also drives the air compressor, but. The air line system is expelled into the open via liquid drainage valves. In addition, the air compressor valves coke relatively quickly when the temperature increases, i.e. when the compression is higher.
These phenomena can be determined on running air compressors of the usual design when observing the compression process in the cylinder space, for example via windows in the cylinder head, and the air flow in the pipe system. They are particularly effective in compressors with large piston clearance and high air compression, e.g. B. with stepped piston air compressors, uncomfortable.
Tests have now shown that these deficiencies in the previous piston compressors can be remedied with surprisingly simple measures, so that the compressors are much more reliable and have a long service life.
These measures according to the invention prevent the pumping action of the piston rings in their grooves by constantly holding the piston on its contact side against the wall of the compressor cylinder and preventing radial changes in space within the grooves.
The piston compressor according to the invention (FIGS. 7 to 9) differs from the known piston compressor (FIGS. 1 to 6) only in that the annular surfaces 13 of its piston 12 are incorporated eccentrically to the piston axis. The eccentricity e of the groove base circle with respect to the piston skirt, d. H.
the distance between the axis a of the cylindrical groove base 14 and the piston axis b is selected larger than the piston clearance s in the embodiment and placed on that side of the piston with which the piston wants to move laterally from the cylinder wall when working. As a result of this .seitlichen displacement of the groove base 14, the groove base distance from the inner wall facing it, of the associated piston ring 17 is now smaller on the left and larger on the right than in the known piston.
The tension spring 18 is therefore pressed into a smaller space on the left than on the right, so that it is more pretensioned on the left side of the piston than on the right side of the piston and, the piston is constantly, during the entire suction and pressure stroke of the piston on: the side of the greater groove depth on the wall of the cylinder 1 and thus practically prevents any radial change in the space when the piston goes up and down.
Here too the wave spring 18, which corresponds to the wave spring 8 of the piston 2 according to FIG. 1, tries to center the groove base 14 with the aid of the associated piston ring 17 relative to the cylinder wall, which necessarily results in a corresponding right-hand pressure of the piston 12 which is still present at the top and bottom dead center of the piston.
The pumping of the Kol benringe, as far as it could be caused by relative transverse displacement conditions of these rings 17, thus remains in the piston 12. From Figs. 7 and 8, this success is clearly visible, idenn these Fi gures show that the free grooved spaces between,
the respective groove base 14 and the inner wall of the associated piston ring 17 remain practically unchanged and only an axial displacement of the piston rings 17 occurs relative to the upper groove flank 15 or to the lower groove flank 16, depending on whether the piston 12 sucks or pushes.
The unevenly distributed radial tension force of the wave spring 18 and the eccentricity of the annular grooves 13 are shown in FIG. Instead of a simple corrugated spring, it is of course also possible to use a spring which is subdivided into several radial pressure elements, as are known from practice.