EP3615798B1 - Verdichteranordnung für eine druckluftzuführung einer druckluftversorgungsanlage - Google Patents

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EP3615798B1
EP3615798B1 EP18716604.6A EP18716604A EP3615798B1 EP 3615798 B1 EP3615798 B1 EP 3615798B1 EP 18716604 A EP18716604 A EP 18716604A EP 3615798 B1 EP3615798 B1 EP 3615798B1
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EP
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connecting rod
compressor
drive shaft
rod
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    • F04B39/121—Casings

Definitions

  • the invention relates to a compressor arrangement for a compressed air supply to a compressed air supply system, for operating a pneumatic system, comprising: a compressor, in particular a compressor, with at least one cylinder and at least one connecting rod in a connecting rod plane, the at least one connecting rod further having a compressor piston and at least one connecting rod bearing, a drive with an axis of rotation and a drive shaft, as well as a housing, the drive shaft being mounted in at least one drive shaft bearing and having a connecting rod end and an end remote from the connecting rod, and the drive shaft having a connecting rod receiving section arranged eccentrically to the axis of rotation of the drive at the connecting rod end.
  • the invention also relates to a compressed air supply system for operating a pneumatic system.
  • Compressors in particular compressors in compressed air supply systems in vehicles, are generally known.
  • a long service life robustness, efficiency and low-noise and low-vibration operation are important aspects.
  • crankshaft drive which allow the crankshaft drive to be adjusted to the motor shaft for the purpose of reducing the bearing play and thus the generation of noise are known.
  • DE 10 2005 009 445 B4 a compressor unit for generating compressed air in a vehicle, with a piston compressor and a motor for driving the piston compressor, the piston of which is driven by the motor via a connecting rod / crank drive arrangement via a motor shaft, characterized in that the crank drive is adjustable in the longitudinal direction of the motor shaft on the motor shaft when assembling the compressor unit.
  • a compressor arrangement of the DE 10 2004 020 104 A1 shows a double piston for a compressor, with an elongated piston carrier, which has a piston at each end, and with a connecting rod running approximately parallel to the piston carrier, which is rotatably mounted by means of a drive shaft bearing on a pin of the piston carrier and spaced therefrom by means of a connecting rod bearing an eccentric of a drive device can be mounted;
  • the drive shaft bearing and the connecting rod bearing therefore lie a distance above one another in approximately the same axial direction.
  • the piston carrier contains an intermediate space which is dimensioned to accommodate the connecting rod in a freely movable manner and in which the connecting rod is accommodated in a freely movable manner.
  • Direct mass balancing is characterized in that the piston has its center of gravity in its axis of rotation around the piston pin, a balance weight is attached to the connecting rod and the system of all oscillating parts is balanced so that the common center of gravity is in the axis of rotation of the crankshaft
  • the DE102013003513A1 describes a compressor arrangement for operating a compressed air supply system of a vehicle, comprising a compressor with an electric motor, which is formed as an electronically commutated, brushless direct current motor with a control circuit comprising power electronics and a pneumatic compressor, the electric motor being in the form of an external rotor motor.
  • the object relating to the compressor arrangement is achieved by the invention with a compressor arrangement of claim 1.
  • the object relating to the compressed air supply system is achieved by the invention with a compressed air supply system of claim 16.
  • the invention also leads to a vehicle of claim 17 with the compressor arrangement of claim 1 and / or the compressed air supply system of claim 16.
  • the invention is based on a compressor arrangement for a compressed air supply to a compressed air supply system, for operating a pneumatic system, comprising: a compressor, in particular a compressor, with at least one cylinder and at least one connecting rod in a connecting rod plane, the at least one connecting rod also having a compressor piston and at least one connecting rod bearing comprises, a drive with an axis of rotation and a drive shaft, as well as a housing, wherein the drive shaft is mounted in at least one drive shaft bearing and has a connecting rod-side end and an end remote from the connecting rod, and the drive shaft has a connecting rod receiving section arranged eccentrically to the axis of rotation of the drive at the connecting rod-side end having.
  • the at least one drive shaft bearing and the at least one connecting rod bearing are arranged in such a way that the at least one drive shaft bearing is at least partially located in the radial direction within the at least one connecting rod bearing.
  • overlap The case that the drive shaft bearing is completely in the interior of the connecting rod bearing is referred to as complete overlap.
  • the synergetic aim of the concept of the invention is to prevent negative mechanical effects such as vibrations, structure-borne noise and air-borne noise, both through the axially overlapping bearing arrangement and through the improved introduction of the connecting rod forces into the housing, as far as possible.
  • This is achieved in particular by the axial arrangement of the first bearing or A-bearing within the connecting rod bearing as well as the frame-fixed fastening of the inner ring of the A-bearing on the axle journal fixed to the frame.
  • tilting moments on the drive shaft bearings, in particular on a first bearing or A-bearing and axial forces acting on the drive shaft are reduced or avoided in an advantageous manner.
  • Low-noise and low-vibration operation is particularly important for vehicles in the passenger car sector, since here, in contrast to applications in the truck sector, the acoustic requirements are higher or more sensitive.
  • the concept preferably offers the basis for a compressor arrangement that functions in an improved manner, in particular a low-vibration and low-noise compressor arrangement.
  • these loads include, in particular, tilting moments acting on the connecting rod bearing, which occur in a conventional drive shaft bearing due to shaft bending.
  • the reduction or avoidance of such tilting moments by a bearing according to the concept of the invention leads to a better durability of the connecting rod; the connecting rod can be designed to be smaller and therefore lighter, especially in a constructive optimization.
  • the drive shaft in the compressor arrangement is mounted in the drive shaft bearing on the connecting rod end of the drive shaft in a bearing plane as the first bearing on a first bearing receiving section coaxially to the axis of rotation.
  • the development is based on the consideration that a distance in the axial direction between the bearing plane of the first bearing or A-bearing and the connecting rod plane leads to a bending moment, which in particular results in a deformation the drive shaft results.
  • a deformation can lead to possibly disadvantageous dynamic load conditions and the development of noise and vibrations.
  • Such noise and vibration developments can be further intensified by bearing play that may increase over the operating time.
  • Deformations of the drive shaft are due in particular to connecting rod forces which arise when the air is compressed by the movement of the compressor piston in the cylinder and which are passed into the drive shaft via the connecting rod bearing and / or the first bearing or A-bearing.
  • the bending moment is proportional to the connecting rod forces and the distance in the axial direction between the bearing plane and the connecting rod plane.
  • the development has recognized that when the distance in the axial direction between the bearing plane of the first bearing or A-bearing and the connecting rod plane of the connecting rod is reduced, the bending moment acting on the drive shaft is reduced.
  • a reduction can be achieved in particular if the first bearing or A-bearing is arranged in the radial direction within the connecting rod bearing.
  • a bending moment which is caused by connecting rod forces and acting on the drive shaft is completely avoided.
  • the drive shaft is mounted in the drive shaft bearing located on an end remote from the connecting rod as a second bearing on a second bearing receiving section located coaxially to the axis of rotation at the end remote from the connecting rod.
  • the bearings are arranged within the housing and / or on it.
  • the housing can comprise the compressor arrangement and / or the drive and / or further components and house them, and particularly advantageously in a modular manner means, in particular, for the compressor arrangement and drive to be designed individually but can be assembled.
  • the development is based on the idea that a reversal of the fastening arrangement of the first bearing or A-bearing, namely the stationary or frame-fixed fastening of the inner ring and a rotatable mounting of the outer ring, a transfer of the connecting rod forces into the Housing allows.
  • This is particularly the case because it is possible to fasten the first bearing or A-bearing fixed to the frame by means of an axle journal fixed to the frame at a small axial distance from the wall of the housing. Due to the small axial distance, an improved absorption of the connecting rod forces is possible, in particular without bending moments caused by connecting rod forces and particularly preferably without deforming the drive shaft or the axle journal.
  • the first bearing is firmly seated on the journal and is firmly seated in the first bearing receiving section and connects the journal and the first bearing receiving section rotatably relative to one another.
  • the bearing outer ring of the first bearing is fixed to the bearing receiving section of the Drive shaft connected. In this way, a rotational relative movement between the axle journal fixed to the frame and the drive shaft around the axis of rotation is made possible.
  • the compressor has several, in particular a first connecting rod and a second connecting rod.
  • this can mean that gas, in particular air, is compressed in two or more compression chambers.
  • a two-stage compressor is implemented by arranging two cylinders, the cylinders each having a compressor piston and a connecting rod. These are in particular driven by a drive shaft and are preferably arranged such that the overall system is in a practically balanced state.
  • a two-stage compressor leads in particular to the advantages of higher achievable efficiencies and compression pressures.
  • first connecting rod and the second connecting rod are arranged in such a way that the first connecting rod is arranged at a first bearing distance and the second connecting rod is arranged at a second bearing distance in the axial direction, ie in the direction of the axis of rotation, to the bearing plane.
  • first and the second bearing spacing can be selected depending on the structural requirements in such a way that, in particular, deformations of the drive shaft and loads on connecting rods and bearings can be minimized as far as possible.
  • one connecting rod absorbs greater forces than the other, bending moments acting on the drive shaft can be minimized by reducing the bearing spacing from the connecting rod absorbing the greater forces.
  • the setting of the bearing spacing can be used in an advantageous manner to produce a shaft bending, in particular to compensate for a deformation of the axle journal.
  • This is in the drawing in Fig. 3 shown by way of example and in connection with the Fig. 3 further explained by way of example in the context of a preferred embodiment.
  • first connecting rod and the second connecting rod are arranged in such a way that the bearing plane is centered in the axial direction between a first connecting rod plane (already here for clarification: denoted by P1 in the drawing) and a second connecting rod plane (already here for clarification: designated in the drawing with P2).
  • first and the second connecting rod planes are arranged at an axial distance of the same amount, but in the opposite direction to the bearing plane.
  • the compressor has a first connecting rod which is arranged in the bearing plane of the first bearing, the bearing distance between the connecting rod plane and the bearing plane is practically zero.
  • a two-stage compressor can also be implemented within a cylinder with a compressor piston that can be pressurized on both sides.
  • the compressor has a first connecting rod which is arranged at an axial bearing spacing from the first bearing.
  • This deformation, in particular a bend in the drive shaft can be used advantageously, for example, to compensate for a deformation of the axle journal.
  • the first connecting rod and the compressor piston are rigidly connected to one another, in particular the compressor is designed as a wobble piston compressor.
  • the connecting rod and the compressor piston are essentially constructed in one piece. This leads to the advantage that fewer moving parts have to be used to couple the drive and compressor piston and, if necessary, no guide elements are required for the piston to absorb lateral forces introduced by the connecting rod. Any gaps between the cylinder and the compressor piston resulting from the wobble kinematics are sealed in such an embodiment by means of suitable seals, in particular piston sleeve seals.
  • the compressor is designed as a single-stage compressor. Specifically, this means that the gas, in particular the air, is compressed in a compression chamber.
  • This compression chamber is formed by the interior of the cylinder and the side of the compressor piston opposite the connecting rod.
  • the compressor is designed as a multi-stage compressor, in particular a two-stage compressor. Specifically, this means that the gas, in particular the air, is compressed in two or more compression chambers.
  • a multi-stage compressor can be realized by the arrangement of several, in particular two, pistons, the pistons each having a compressor piston and a connecting rod. These are in particular driven by a drive shaft and are preferably arranged such that the overall system is in a practically balanced state.
  • the gas can be compressed in two compression chambers, for example, which are each formed by a cylinder and a compression piston that can be pressurized on both sides.
  • the side of the compressor piston opposite the connecting rod together with the interior of the cylinder located on this side of the compressor piston forms the first compression chamber.
  • the side facing the connecting rod together with the interior of the cylinder located on that side of the compressor piston also forms the second compression chamber.
  • the connecting rod bearing is formed as a roller bearing, in particular a ball bearing, needle roller bearing, cylindrical roller bearing, barrel bearing or similar roller bearing.
  • Needle and cylindrical roller bearings and generally roller bearings with cylindrical rolling elements have a generally high radial load capacity due to the line contact with the running surface.
  • ball bearings Due to the osculation in the rolling contacts, ball bearings have a relatively high axial and radial load-bearing capacity.
  • barrel bearings Due to the spherical design of the rolling elements and a spherical outer ring raceway, barrel bearings also allow a certain pendulum movement between the inner and outer ring. This makes it insensitive to misalignment and misalignment of the drive shaft with respect to the housing.
  • the first bearing and / or the second bearing is formed as a plain bearing. Specifically, this can be achieved with a lubricated or lubrication-free plain bearing. This leads in an advantageous manner to a low-maintenance, particularly preferably maintenance-free, design of the rotatable connection, since it - apart from the relative movement between shaft and bearing - has no moving parts, in particular no rolling elements.
  • the first bearing and / or the second bearing is non-positively fastened, in particular by a tolerance ring.
  • the tolerance ring can be formed by a metal spring ring, or a ring made of rubber or plastic with a suitable cross section, or a further suitable, compressible connecting element.
  • the first bearing or A-bearing and / or the second bearing or B-bearing can alternatively and / or additionally also in other ways, for example positively by a locking ring arranged in the axial direction or non-positively or frictionally by thermal Shrink, be fixed.
  • the attachment by means of a fastening element such. B.
  • a tolerance ring can refer to both the inside of the inner ring and the outside of the outer ring of the respective bearing. Consequently, for the first bearing, for example, both a tolerance ring arranged between the cavity and the outer ring of the first bearing and between a tolerance ring arranged between the axle journal and the inner ring would be possible.
  • the invention also leads to a compressed air supply system for operating a pneumatic system.
  • This compressed air supply system has: an aforementioned compressor arrangement, an air dryer and a valve arrangement.
  • the invention also leads to the solution of the object on a vehicle with a compressed air supply system and a pneumatic system, the compressed air supply system having a compressor arrangement according to the concept of the invention.
  • a compressor arrangement according to the concept of the invention is particularly advantageous in the case of cars, since high acoustic requirements prevail in the field of cars and low-noise and low-vibration operation of the compressor arrangement is of great importance or is advantageous.
  • Fig. 1 shows a compressor arrangement with a compressor 100 according to a particularly preferred embodiment of the invention.
  • a first connecting rod 140 with a first compressor piston 150 is moved up and down in an oscillating manner and practically along the axis of symmetry of the first cylinder 170.
  • the first compressor piston 150 is shown near top dead center, ie at the top end of the stroke path H. Due to the fact that the embodiment shown here is a wobble piston compressor, that is, the first connecting rod 140 and the first compressor piston 150 are rigidly connected, the oscillating movement is predominantly, but not completely, translational.
  • the first connecting rod 140 and the first compressor piston 150 therefore perform a tumbling movement corresponding to the kinematics during the upward and downward movement.
  • a second connecting rod 141 with a second compressor piston 151 is moved up and down in a second cylinder 171 in an oscillating manner and practically along the symmetry axis of the second cylinder 171 for the purpose of compressing air.
  • a multi-stage compressor can also be formed by a single-piston compressor which, by means of appropriately graduated pistons and cylinders or by a piston that can be pressurized on more than one side, forms a plurality of compression chambers.
  • the drive shaft 220 is supported in a housing 440 by means of a first, connecting-rod-side drive shaft bearing or A-bearing 360 and a second, connecting-rod-remote drive shaft bearing or B-bearing 362.
  • Both the A-bearing 360 and the B-bearing 362 can be fastened by means of a tolerance ring 164, not shown here.
  • This fastening which in particular serves as a fixed bearing seat, can relate both to the inside of the respective bearing 360, 362 and to the outside of the respective bearing 360, 362.
  • the two cylinders 170, 171 are arranged practically opposite one another with regard to the axis of rotation A.
  • these are advantageously arranged in such a way that the linear inertial forces of the system of moving masses, in particular the connecting rods, compressor pistons and sleeves, cancel each other out during the movement.
  • this canceling function of an opposing piston can be achieved by a counterweight. If the number of cylinders or pistons is greater than two, the cylinders must be similar to achieve a mass balance be arranged around the axis of rotation A, that the inertial forces balance each other out.
  • the connecting rods 140, 141 each have a connecting rod eye on their sides opposite the compressor piston 150, 151, which is used to hold a connecting rod bearing 160, 161.
  • the connecting rod bearing 160, 161 also serves to connect the connecting rod 140, 141 in a rotatable manner to a connecting rod receiving section 320 of a drive shaft 220.
  • the connecting rod receiving section 320 is integrally connected to the drive shaft 220; Nevertheless, it is just as possible for the connecting rod receiving section 320 and the drive shaft 220 to be designed in two pieces and to be joined together via a corresponding positive, non-positive or material connection.
  • the drive shaft 220 furthermore has, at an end PS on the connecting rod side, next to the outer connecting rod receiving section 320, an inner first bearing receiving section 380.
  • the outer connecting rod receiving section 320 has a cylindrical outer shape which receives the inner ring of the connecting rod bearings 160, 161.
  • the inner first bearing receiving section 330 has a cylindrical inner shape and is used to receive the first bearing or A-bearing 360.
  • Both connecting rod bearings 160, 161 and the first bearing or A-bearing 380 and the second bearing or B-bearing 382 can be attached to the drive shaft 220 in a number of ways. In particular, this fastening can take place in a form-fitting manner, for example by means of suitable fastening elements, in a force-fitting manner by shrinking on, or by a combination of the aforementioned or other operating principles.
  • the A-bearing 360 is also connected to the housing 440 via a journal 450 fixed to the frame.
  • the axle journal 450 particularly advantageously enables connecting rod forces to be introduced into the wall of the housing 440 as directly as possible, without significant bending moments or significant deformations occurring as a result of bending moments.
  • Deformations of the journal 450 that actually occur can be reduced to a negligible level by appropriate dimensioning of the journal 450, in particular by increasing the journal diameter AD and / or reducing the journal lever AH.
  • the first connecting rod bearing 160 is arranged in a first connecting rod plane P1 and the second connecting rod bearing 161 in a second connecting rod plane P2 in relation to the A-bearing 360 in such a way that the bearing plane LE of the A-bearing 360 is axially centered between the connecting rod planes P1 and P2 .
  • the connecting rod receiving section 320 is arranged eccentrically to the axis of rotation A of the drive shaft 220. This means that the axis of symmetry of the first bearing receiving section 380 lying on the axis of rotation A is arranged parallel but offset to the cylinder axis of the cylindrical connecting rod receiving section 320 lying on the eccentric axis Ex of the connecting rod bearings 160, 161.
  • the drive shaft 220 serves to transmit the rotary movement generated by a drive 200 to the connecting rods 140, 141.
  • the drive shaft 220 is driven by an electric motor 290.
  • the A-bearing 360 is arranged in the axial direction centrally between the connecting rod planes P1 and P2. In this way, bending moments acting on the drive shaft 220 are significantly reduced or avoided, since practically all connecting rod forces act essentially within the bearing plane LE and thus practically no or only a small lever arm can arise for a bending moment acting on the drive shaft 220.
  • FIG. 2A to 2C a situation with a single connecting rod bearing 260 ′ and a single drive shaft bearing 260 is shown schematically in the present case.
  • This situation also symbolizes an in Fig. 1 or Fig. 3 illustrated embodiment.
  • the axial distance with which the drive shaft bearing 260 protrudes into the connecting rod bearing interior 190 is referred to here as the overlap UD.
  • the UD overlap results from the in Figure 2A apparent embodiment, from the width BP of the connecting rod bearing 260 ', the width BA of the drive shaft bearing 260 and the axial distance SA.
  • the overlap UD is comparatively small, in particular the drive shaft bearing 260 protrudes less into the connecting rod bearing interior 190 at a distance UD that is less than half its axial width BA.
  • This case of a "simple" overlap UD can be expressed by the following relationship: UD ⁇ 0.5 * BA.
  • FIG 2B a further possible arrangement of connecting rod bearing 260 'and drive shaft bearing 260 is shown.
  • the drive shaft bearing 260 protrudes into the connecting rod bearing interior 190 as a result of an enlarged overlap UD ', the enlarged overlap UD' being greater than half the axial width BA of the drive shaft bearing 260.
  • This case of the enlarged and, in this respect, "predominant" overlap UD ' can be expressed using the following relationship: 0.5 * BA ⁇ UD ' ⁇ BA.
  • Figure 2C shows a third possible bearing arrangement in which the axial center plane EP of the connecting rod bearing 260 'and the axial center plane EA of the drive shaft bearing 260 coincide in a bearing plane E particularly advantageously.
  • the creation of bending moments is avoided in a particularly advantageous manner.
  • FIGS 3A-3D show different arrangements of A-bearings and connecting rod bearings or connecting rod bearings according to the concept of the invention.
  • Figure 3A shows a bearing arrangement according to a development in which A-bearing 360 and connecting rod bearing 160 practically exactly overlap in the axial direction.
  • the connecting rod force FP introduced from a connecting rod 140, not shown here, via the connecting rod bearing 160 to the connecting rod receiving section 320 of the drive shaft 220 is transmitted directly, in particular without bending moment, to the A-bearing 360 and thus via the journal 450 into the wall of the housing 440 becomes.
  • FIG 3B shows a bearing arrangement according to a further development of the invention.
  • the connecting rod bearing 160 is arranged on the connecting rod receiving section 320 and the A bearing 360 in the A bearing receiving section 380 in such a way that there is an offset in the axial direction between the connecting rod bearing 160 and the A bearing 360. Consequently, the connecting rod plane P of the connecting rod bearing 160 and the bearing plane LE of the A-bearing 360 lie parallel to one another in the axial direction at a bearing spacing LA.
  • a bending moment caused by the connecting rod forces which is formed from the connecting rod force FP and a lever arm with the length LA, acts on the connecting rod receiving section 320 of the drive shaft 220.
  • Such a bearing arrangement can advantageously be used to compensate for a deformation of the axle journal 450 caused by a bending moment by a deformation of the drive shaft 220 specifically caused by the bearing spacing LA.
  • the bending moment acting on the journal 450 results from the bearing force acting on the A-bearing 360 and the journal lever AH. This connection is shown below in Fig. 4 explained in more detail.
  • FIG. 3C a bearing arrangement according to a further development of the invention is shown by way of example.
  • This training is about a compressor with two cylinders 170, 171, not shown here, and correspondingly two connecting rods 140, 141, also not shown here.
  • the corresponding connecting rod bearings 160, 161 are arranged axially next to one another on the connecting rod receiving section 320.
  • the A-bearing 360 is arranged within the A-bearing receiving section 180 and on the axle journal 450 such that the bearing plane LE lies centrally in the axial direction between the connecting rod planes P1, P2.
  • the central arrangement of the A-bearing 360 in the axial direction between the connecting rod bearings 160, 161 represents a compromise for minimizing the bending moments caused by connecting rod forces FP1, FP2, since due to the arrangement of the connecting rod planes P1 and P2 outside the bearing plane LG it is not completely free of bending moments Storage of the drive shaft 220 is possible.
  • the first connecting rod bearing 160 is arranged displaced by a first bearing spacing LA1 in the negative axial direction, that is to say in the direction of the wall of the housing 440 on which the journal 450 is attached.
  • the second connecting rod bearing 161 is arranged in the positive axial direction, ie in the direction of the free end of the journal 450, by a second bearing spacing LA2, which in this case is equal to the first bearing spacing LA1 in terms of amount.
  • Figure 3D shows a bearing arrangement according to yet another development of the invention.
  • the A-bearing 360 is arranged in relation to the connecting rod bearings 160, 161 in such a way that the bearing distances LA1 and LA2 are each of different sizes.
  • connecting rods 140, 141 that are approximately equally loaded in terms of amount, this means that one of the resulting total connecting rod forces conducted into drive shaft 220 from both connecting rods 140, 141 and thus both connecting rod bearings 160, 161 does not essentially act within bearing plane E.
  • the resulting, deliberately induced deformation can, analogous to that in Figure 3B Bearing arrangement described, can be used to compensate for the deformation of the journal 450.
  • an in Figure 3D Bearing arrangement shown can be used specifically to take into account and compensate for this fact. It is assumed here, for example, that the connecting rod force FP2 acting on the second connecting rod bearing 161 is greater than the connecting rod force FP1 acting on the first connecting rod bearing 160. Consequently, the axial position of the A-bearing 360 is shifted in the direction of the more heavily loaded connecting rod bearing, in this case the connecting rod bearing 161, so that the second bearing spacing LA2 is smaller than the first bearing spacing LA1.
  • critical deformation refers to a deformation that leads directly or indirectly to one or more of the disadvantages mentioned at the beginning, in particular with regard to noise and vibration development as well as wear behavior.
  • Fig. 4 shows in a schematic representation a deflection of a drive shaft 220 and an axle journal 450.
  • a connecting rod force FP that acts on the connecting rod bearing 160 is transmitted to the drive shaft 220 and thus to the A bearing 360.
  • This force is finally conducted via the A-bearing 360 into the journal 450, where it leads to a bending moment due to the distance between the housing 440 and the A-bearing 360, which in turn results in a deformation of the journal 450, namely a pin deflection ZA .
  • the arrangement of A-bearing 360 and connecting rod bearing 160 ensures that a bending moment acts on drive shaft 220.
  • This bending moment is opposite to the bending moment acting on the stub axle.
  • This advantageously ensures that the drive shaft 220 is deformed in such a way that the forces acting on the B-bearing 362 are as small as possible, in particular transverse forces and Overturning moments act.
  • the deformation of the drive shaft 220 thus partially or completely compensates for the pin deflection ZA.
  • Fig. 5 shows a greatly simplified, schematic overview of a compressed air supply system 500 with a compressor arrangement 1000 according to the concept of the invention for supplying a pneumatic system 600.
  • the compressed air supply system 500 has an air intake 0 for sucking in fresh air, which continues to carry fluid, in particular gas, with an inlet of the compressor 100 , connected is.
  • the compressor 100 is driven by a drive 200 via a drive shaft 220.
  • the compressed fresh air is also made available via a compressed air source 1, to which a branch 510 is connected.
  • a vent 3 is connected to this junction 510 via a vent valve 520.
  • an air dryer 520 is connected to the junction 510, which also leads to a compressed air connection 2.
  • a compressed air reservoir 560 and the pneumatic system 600 are also connected to this via a gallery 570.
  • the pneumatic system 600 can, for example, be an air suspension system or another pneumatic system, in particular a vehicle.
  • individual valves, throttles and similar adjusting means as well as individual components, in particular the pneumatic system are not shown in this illustration for reasons of clarity and simplicity.
  • Fig. 6 shows a schematic representation of a vehicle 800 - in the present case in the form of a car - with a compressed air supply system 500 and a pneumatic system 600.
  • vehicle 800 in the passenger car sector, low-noise and low-vibration operation is of great importance because here, in contrast to applications in trucks -Area, the acoustic requirements are higher or more sensitive.
  • the car vehicle 800 shown here by way of example, without restricting its applicability for trucks or other commercial vehicles, has four wheels 801, 802, 803 and 804, of which the two front wheels are shown here due to the sectional view.
  • the pneumatic system 600 has four air springs 601, 602, 603 and 604, of which the two front air springs are shown here analogously to the wheels due to the sectional view.
  • the air springs 601, 602, 603 and 604, which are respectively assigned to the wheels 801, 802, 803 and 804, are supplied with compressed air from the compressed air supply system 500 as part of the pneumatic system 600.
  • the compressed air supply system 500 is connected in a fluid-conducting manner via the gallery 570 to the components of the pneumatic system 600, in this case the air springs 601, 602, 603 and 604 shown here.
  • the compressed air supply system 500 is shown greatly simplified in this illustration, so that only the compressed air reservoir 560 and the compressor 100 according to the concept of the invention are visible.
  • the compressor 100 according to the concept of the invention can, however, in a modification not shown here, additionally or alternatively be used independently of the compressed air supply system.
  • the concept preferably offers the basis for a compressor arrangement that functions in an improved manner, in particular a low-vibration and low-noise compressor arrangement. Furthermore, a reduction in forces and / or moments and, in particular, a reduction in the dynamic loads and vibrations associated with the forces and / or moments lead to a gentler mode of operation, which has a positive effect on the efficiency and longevity of the compressor arrangement.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Verdichteranordnung für eine Druckluftzuführung einer Druckluftversorgungsanlage, zum Betreiben einer Pneumatikanlage, aufweisend: einen Verdichter, insbesondere Kompressor, mit mindestens einem Zylinder und mindestens einem Pleuel in einer Pleuelebene, wobei das mindestens eine Pleuel weiter einen Verdichterkolben und mindestens ein Pleuellager aufweist, einen Antrieb mit einer Drehachse und einer Antriebswelle, sowie einem Gehäuse, wobei die Antriebswelle in mindestens einem Antriebswellenlager gelagert ist und ein pleuelseitiges Ende und ein pleuelfernes Ende aufweist, und die Antriebswelle einen exzentrisch zur Drehachse des Antriebs am pleuelseitigen Ende angeordneten Pleuel-Aufnahmeabschnitt aufweist.
  • Die Erfindung betrifft auch eine Druckluftversorgungsanlage zum Betreiben einer Pneumatikanlage.
  • Verdichter, insbesondere Verdichter in Druckluftversorgungsanlagen in Fahrzeugen, sind allgemein bekannt. Allgemein stellen bei der Verbesserung eines solchen Verdichters eine hohe Lebensdauer, Robustheit, Effizienz sowie ein geräusch- und vibrationsarmer Betriebs wichtige Aspekte dar.
  • Verdichter, welche die Einstellbarkeit des Kurbeltriebs auf die Motorwelle zwecks Reduzierung des Lagerspiels und somit der Geräuschentwicklung vorsehen, sind bekannt. So beschreibt DE 10 2005 009 445 B4 ein Kompressoraggregat zur Erzeugung von Druckluft in einem Fahrzeug, mit einem Kolbenkompressor und einem Motor zum Antrieb des Kolbenkompressors, wobei dessen Kolben über eine Pleuel/Kurbeltrieb-Anordnung von dem Motor über eine Motorwelle angetrieben wird, dadurch gekennzeichnet, dass der Kurbeltrieb beim Zusammenbau des Kompressoraggregates in Längsrichtung der Motorwelle auf der Motorwelle justierbar ist.
  • Eine Verdichteranordnung der DE 10 2004 020 104 A1 zeigt einen Doppelkolben für einen Verdichter, mit einem länglichen Kolbenträger, der an jedem Ende einen Kolben aufweist, und mit einem etwa parallel zum Kolbenträger verlaufenden Pleuel, das mittels eines Antriebswellenlagers auf einem Bolzen des Kolbenträgers drehbar gelagert ist und im Abstand davon mittels eines Pleuellagers auf einem Exzenter einer Antriebseinrichtung lagerbar ist; Antriebswellenlager und Pleuellager liegen also in etwa in gleicher axialer Richtung ein Abstand übereinander. Der Kolbenträger enthält in einem mittleren Bereich, der sich zwischen beiden Kolben erstreckt, einen zur frei beweglichen Aufnahme des Pleuels bemessenen Zwischenraum, in dem das Pleuel frei beweglich aufgenommen ist.
  • Weiterhin sind Verfahren zum direkten Massenausgleich bei Kolbenmaschinen bekannt. DE 2424562 A1 beschreibt ein Verfahren des direkten Massenausgleichs. Der direkte Massenausgleich ist dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben seinen Schwerpunkt in seiner Drehachse um den Kolbenbolzen hat, am Pleuel ein Ausgleichsgewicht angebracht wird und das System aller oszillierender Teile so ausgewuchtet wird, dass der gemeinsame Schwerpunkt sich in der Drehachse der Kurbelwelle befindet
  • Die DE102013003513A1 beschreibt eine Verdichteranordnung zum Betreiben einer Druckluftversorgungsanlage eines Fahrzeugs, aufweisend einen Verdichter mit einem Elektromotor, der als ein elektronisch kommutierter, bürstenloser GleichstromMotor mit einer Ansteuerschaltung umfassend eine Leistungselektronik gebildet ist und einem pneumatischen Kompressor, wobei der Elektromotor in Form eines Außenläufer-Motors gebildet ist.
  • Das Konzept, insbesondere die eingangs dargestellten Bauformen von Verdichteranordnungen, sind noch verbesserungswürdig, insbesondere hinsichtlich eines geräusch- und vibrationsarmen Betriebs sowie der Langlebigkeit des Verdichters.
  • Wünschenswert ist es daher, die Funktion einer Verdichteranordnung, insbesondere der mechanischen Kopplung von Antrieb und Verdichter, insbesondere hinsichtlich dieser Aspekte, nämlich eines geräusch- und vibrationsarmen Betriebs, zu verbessern.
  • An dieser Stelle setzt die Erfindung an, deren Aufgabe es ist, in verbesserter Weise eine Anordnung, insbesondere eine Verdichteranordnung, eine Druckluftversorgungsanlage und ein Fahrzeug, anzugeben, die insbesondere die o. g. Probleme adressiert.
  • Die Aufgabe, betreffend die Verdichteranordnung, wird durch die Erfindung mit einer Verdichteranordnung des Anspruchs 1 gelöst. Die Aufgabe, betreffend die Druckluftversorgungsanlage, wird durch die Erfindung mit einer Druckluftversorgungsanlage des Anspruchs 16 gelöst. Die Erfindung führt auch auf ein Fahrzeug des Anspruchs 17 mit der Verdichteranordnung des Anspruchs 1 und/oder der Druckluftversorgungsanlage des Anspruchs 16.
  • Die Erfindung geht aus von einer Verdichteranordnung für eine Druckluftzuführung einer Druckluftversorgungsanlage, zum Betreiben einer Pneumatikanlage, aufweisend: einen Verdichter, insbesondere Kompressor, mit mindestens einem Zylinder und mindestens einem Pleuel in einer Pleuelebene, wobei das mindestens eine Pleuel weiter einen Verdichterkolben und mindestens ein Pleuellager aufweist, einen Antrieb mit einer Drehachse und einer Antriebswelle, sowie einem Gehäuse, wobei die Antriebswelle in mindestens einem Antriebswellenlager gelagert ist und ein pleuelseitiges Ende und ein pleuelfernes Ende aufweist, und die Antriebswelle einen exzentrisch zur Drehachse des Antriebs am pleuelseitigen Ende angeordneten Pleuel-Aufnahmeabschnitt aufweist.
  • Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass das mindestens eine Antriebswellenlager und das mindestens eine Pleuellager derartig angeordnet sind, dass sich das mindestens eine Antriebswellenlager in radialer Richtung zumindest teilweise innerhalb des mindestens einen Pleuellagers befindet.
  • Damit ist vor allem gemeint, dass in einer Projektionsebene senkrecht zur Drehachse betrachtet - der Außendurchmesser des Antriebswellenlagers vollständig innerhalb des Innendurchmessers des Pleuellagers befindet; dies ist beispielhaft in Fig. 2A-2C dargestellt. Dies kann im Rahmen der Weiterbildung vor allem bedeuten, dass das Antriebswellenlager in axialer Richtung derartig entlang der Drehachse in Richtung des Pleuellagers oder des Antriebs --also seitlich-- verschoben ist, dass es sich hinsichtlich seiner axialen Ausdehnung ganz oder teilweise innerhalb des Pleuellager-Innenraums befindet. Insbesondere kann dies vorteilhaft auch bedeuten, dass das Antriebswellenlager derart entlang der Drehachse des Antriebs in Richtung des Pleuellagers verschoben angeordnet ist, dass es mit einem bestimmten, als Überdeckung bezeichneten, Abstand in einen Pleuellager-Innenraum des Pleuellagers hineinragt. Der Fall, dass sich das Antriebswellenlager vollständig im Pleuellager-Innenraum befindet, wird als vollständige Überdeckung bezeichnet.
  • Insbesondere bei gleichzeitiger Anordnung des Antriebswellenlagers - in radialer Richtung betrachtet - innerhalb des Pleuellagers führt dies zu einer besonders vorteilhaften Ausbildung.
  • Insbesondere besteht das synergetische Ziel des Konzepts der Erfindung darin, negative, insbesondere durch Biegemomente hervorgerufene, mechanische Auswirkungen wie Vibrationen, Körperschall- und Luftschallentwicklung sowohl durch die sich axial überdeckende Lageranordnung als auch durch das verbesserte Einleiten der Pleuelkräfte in das Gehäuse möglichst zu unterbinden. Dies wird insbesondere erreicht durch die axiale Anordnung des ersten Lagers bzw. A-Lagers innerhalb des Pleuellagers sowie die gestellfeste Befestigung des Innenrings des A-Lagers am gestellfesten Achszapfen. Auf diese Weise werden nämlich insbesondere in vorteilhafter Weise Kippmomente auf die Antriebswellenlager, insbesondere auf ein erstes Lager bzw. A-Lager sowie auf die Antriebswelle wirkende Axialkräfte reduziert bzw. vermieden. Insbesondere bei Fahrzeugen im PKW-Bereich ist ein geräusch- und vibrationsarmer Betrieb von großer Bedeutung, da hier, im Unterschied zu Anwendungen im LKW-Bereich, die Akustikanforderungen höher bzw. sensibler sind.
  • Das Konzept bietet vorzugsweise die Basis für eine in verbesserter Weise funktionierende, insbesondere vibrations- und geräuscharme Verdichteranordnung.
  • Weiterhin führen eine Reduzierung von Kräften und/oder Momenten sowie insbesondere eine Reduzierung der mit den Kräften und/oder Momenten verbundenen dynamischen Belastungen und Vibrationen, zu einer schonenderen Betriebsweise, welche sich auf Effizienz und Langlebigkeit der Verdichteranordnung positiv auswirken. Zu diesen Belastungen zählen vorliegend insbesondere auf das Pleuellager wirkende Kippmomente, welche bei einer herkömmlichen Antriebswellenlagerung durch Wellenbiegung entstehen. Die Reduzierung bzw. das Vermeiden derartiger Kippmomente durch eine Lagerung gemäß dem Konzept der Erfindung führt zu einer besseren Haltbarkeit des Pleuels; das Pleuel kann dadurch insbesondere in einer konstruktiven Optimierung kleiner und somit leichter ausgelegt werden.
  • Ebenfalls werden durch die insbesondere biegemomentfreie Lagerung der Antriebswelle gemäß dem Konzept der Erfindung auf den Verdichterkolben und insbesondere Dichtmanschette wirkende Radialkräfte reduziert. Hierdurch ergibt sich in vorteilhafter Weise eine höhere Lebensdauer der Verdichter- und Antriebskomponenten, insbesondere Pleuellager, Antriebswellenlager Verdichterkolben und/oder Manschette.
  • Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind den Unteransprüchen zu entnehmen und geben im Einzelnen vorteilhafte Möglichkeiten an, das oben erläuterte Konzept im Rahmen der Aufgabenstellung sowie hinsichtlich weiterer Vorteile zu realisieren.
  • Im Rahmen einer besonders bevorzugten Weiterbildung ist bei der Verdichteranordnung die Antriebswelle in dem an einem pleuelseitigen Ende der Antriebswelle in einer Lagerebene angeordneten, pleuelseitigen Antriebswellenlager als erstes Lager an einem koaxial zur Drehachse angeordneten ersten Lager-Aufnahmeabschnitt gelagert ist.
  • Die Weiterbildung geht von der Überlegung aus, dass ein Abstand in axialer Richtung zwischen der Lagerebene des ersten Lagers, bzw. A-Lagers und Pleuelebene zu einem Biegemoment führt, welches insbesondere in einer Verformung der Antriebswelle resultiert. Eine derartige Verformung kann bei einer drehenden Antriebswelle zu gegebenenfalls unvorteilhaften dynamischen Belastungszuständen und einer Geräusch- und Vibrationsentwicklung führen. Derartige Geräusch- und Vibrationsentwicklungen können durch gegebenenfalls über die Betriebszeit zunehmendes Lagerspiel noch weiter verstärkt werden. Verformungen der Antriebswelle sind insbesondere auf Pleuelkräfte zurückzuführen, welche bei einem Verdichten der Luft durch die Bewegung des Verdichterkolbens im Zylinder entstehen und über das Pleuellager und/oder das erste Lager bzw. A-Lager in die Antriebswelle geleitet werden. Das Biegemoment ist dabei proportional zu den Pleuelkräften und dem Abstand in axialer Richtung zwischen der Lagerebene und der Pleuelebene.
  • Die Weiterbildung hat erkannt, dass bei einer Verringerung des Abstandes in axialer Richtung zwischen der Lagerebene des ersten Lagers bzw. A-Lagers und der Pleuelebene des Pleuels das auf die Antriebswelle wirkende Biegemoment reduziert wird. Eine Verringerung kann insbesondere erreicht werden, wenn das erste Lager bzw. A-Lager in radialer Richtung innerhalb des Pleuellagers angeordnet ist. Insbesondere wird bei einer vollständigen Vermeidung des Abstandes in axialer Richtung zwischen der Lagerebene des ersten Lagers bzw. A-Lagers und der Pleuelebene des Pleuellagers ein durch Pleuelkräfte hervorgerufenes, auf die Antriebswelle wirkendes Biegemoment vollständig vermieden.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass die Antriebswelle in dem an einem pleuelfernen Ende der Antriebswelle angeordneten pleuelfernen Antriebswellenlager als zweites Lager an einem koaxial zur Drehachse am pleuelfernen Ende angeordneten zweiten Lager-Aufnahmeabschnitt gelagert ist.
  • Weiterhin ist in einer bevorzugten Weiterbildung vorgesehen, dass die Lager innerhalb des Gehäuses und/oder an diesem angeordnet sind. Das Gehäuse kann die Verdichteranordnung und/oder den Antrieb und/oder weitere Komponenten umfassen und diese einhausen, und besonders vorteilhaft modular, das heißt insbesondere jeweils für Verdichteranordnung und Antrieb einzeln, aber zusammensetzbar, ausgebildet sein.
  • Vorzugsweise ist bei der Verdichteranordnung
    • der erste Lager-Aufnahmeabschnitt zur Aufnahme des ersten Lagers als ein zylindrischer Hohlraum ausgebildet, und/oder
    • das erste Lager weiterhin auf einem gestellfest mit dem Gehäuse verbundenen und praktisch koaxial zur Drehachse angeordneten Achszapfen befestigt ist, wobei
    • das erste Lager in dem zylindrischen Hohlraum zwischen dem ersten Lager-Aufnahmeabschnitt und dem Achszapfen sitzt.
  • Weiter geht die Weiterbildung von der Überlegung aus, dass eine Umkehrung der Befestigungsanordnung des ersten Lagers bzw. A-Lagers, nämlich die orts- bzw. gestellfeste Befestigung des Innenrings und eine drehbare Lagerung des Außenrings, in besonders vorteilhafter Weise eine Ableitung der Pleuelkräfte in das Gehäuse ermöglicht. Dies ist insbesondere der Fall, weil die gestellfeste Befestigung des ersten Lagers bzw. A-Lagers mittels eines gestellfesten Achszapfens in geringem axialen Abstand zur Wand des Gehäuses möglich ist. Durch den geringen axialen Abstand ist eine verbesserte Aufnahme der Pleuelkräfte möglich, insbesondere ohne durch Pleuelkräfte hervorgerufene Biegemomente und besonders bevorzugt ohne Verformung der Antriebswelle oder des Achszapfens.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass das erste Lager fest auf dem Achszapfen aufsitzt und in dem ersten Lager-Aufnahmeabschnitt festsitzt und den Achszapfen und den ersten Lager-Aufnahmeabschnitt relativ zueinander drehbar verbindet. Konkret bedeutet dies, dass der Lagerinnenring des ersten Lagers ortsfest auf dem Achszapfen befestigt ist, beispielsweise durch ein geeignetes form-, kraft, oder stoffschlüssiges Befestigungsverfahren. Weiterhin ist der Lageraußenring des ersten Lagers fest mit dem Lager-Aufnahmeabschnitt der Antriebswelle verbunden. Auf diese Weise wird eine rotatorische Relativbewegung zwischen dem gestellfesten Achszapfen und der Antriebswelle um die Drehachse ermöglicht.
  • Vorteilhaft ist vorgesehen, dass der Verdichter mehrere, insbesondere ein erstes Pleuel und ein zweites Pleuel aufweist. Konkret kann dies beinhalten, dass Gas, insbesondere Luft, in zwei oder mehreren Verdichtungskammern verdichtet wird. In diesem Fall wird ein zweistufiger Verdichter durch die Anordnung von zwei Zylindern realisiert, wobei die Zylinder jeweils über einen Verdichterkolben und ein Pleuel verfügen. Diese werden insbesondere von einer Antriebswelle angetrieben und sind bevorzugt derart angeordnet, dass sich das Gesamtsystem in einem praktisch ausgewuchteten Zustand befindet. Ein zweistufiger Verdichter führt insbesondere zu den Vorteilen höherer erreichbarer Wirkungsgrade und Verdichtungsdrücke.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass das erste Pleuel und das zweite Pleuel derartig angeordnet sind, dass das erste Pleuel in einem ersten Lagerabstand und das zweite Pleuel in einem zweiten Lagerabstand in axialer Richtung, d. h. in Richtung der Drehachse, zur Lagerebene angeordnet sind. Konkret bedeutet dies, dass der erste und der zweite Lagerabstand je nach konstruktivem Erfordernis derart gewählt werden können, dass insbesondere Verformungen der Antriebswelle und Belastungen auf Pleuel und Lager möglichst minimiert werden können. Insbesondere für den Fall, dass ein Pleuel größere Kräfte aufnimmt als das andere, können auf die Antriebswelle wirkende Biegemomente dadurch minimiert werden, dass der Lagerabstand zu dem die größeren Kräfte aufnehmenden Pleuel verringert wird. Weiterhin kann das Einstellen des Lagerabstandes in vorteilhafter Weise genutzt werden, um eine Wellenbiegung, insbesondere zur Kompensation einer Verformung des Achszapfens, zu erzeugen. Dies ist in der Zeichnung in Fig. 3 beispielhaft dargestellt und im Zusammenhang mit der Fig. 3 beispielhaft im Rahmen einer bevorzugten Ausführungsform weiter erläutert.
  • Im Rahmen einer besonders bevorzugten Weiterbildung ist vorgesehen, dass das erste Pleuel und das zweite Pleuel derartig angeordnet sind, dass sich die Lagerebene in axialer Richtung mittig zwischen einer ersten Pleuelebene (bereits hier zur Verdeutlichung: in der Zeichnung mit P1 bezeichnet) und einer zweiten Pleuelebene (bereits hier zur Verdeutlichung: in der Zeichnung mit P2 bezeichnet) befindet. Konkret bedeutet dies, dass die erste und die zweite Pleuelebene in einem betragsmäßig gleichen axialen Abstand, jedoch in entgegengesetzter Richtung zur Lagerebene angeordnet sind. Obwohl sich in dieser Weiterbildung keine der beiden Pleuelebenen in der Lagerebene befindet und somit auf die Antriebswelle wirkende Biegemomente auftreten, stellt die axial mittige Anordnung des ersten Lagers bzw. A-Lagers zwischen beiden Pleueln einen Kompromiss zur Minimierung der durch Pleuelkräfte entstehenden Biegemomente dar.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass der Kompressor ein erstes Pleuel aufweist, das in der Lagerebene des ersten Lagers angeordnet ist, der Lagerabstand zwischen Pleuelebene und Lagerebene praktisch gleich null ist. Konkret bedeutet dies, dass durch die Anordnung von erstem Pleuel und ersten Lager bzw. A-Lager ohne axialen Abstand mit einer Lageranordnung gemäß dem Konzept der Erfindung eine praktisch biegemomentfreie Aufnahme von Pleuelkräften erreicht wird.
  • Diese Weiterbildung kommt insbesondere für einstufige Verdichter mit einem Pleuel und einem Zylinder in Frage. Jedoch kann im Rahmen dieser biegemomentfreien, einfachen Pleuelanordnung wie untenstehend weiter beschrieben auch ein zweistufiger Verdichter innerhalb eines Zylinders mit einem beidseitig druckbeaufschlagbaren Verdichterkolben realisiert werden.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass der Kompressor ein erstes Pleuel aufweist, das in einem axialen Lagerabstand zum ersten Lager angeordnet ist. Konkret bedeutet dies, dass die auf die Antriebswelle wirkenden Pleuelkräfte zu einem Biegemoment führen, welches, in Abhängigkeit der konstruktiven Auslegung der Antriebswelle, insbesondere zu einer Verformung führen kann. Diese Verformung, insbesondere eine Biegung der Antriebswelle, kann beispielsweise vorteilhaft genutzt werden, um eine Verformung des Achszapfens zu kompensieren. Dies ist in der Zeichnung in Fig. 3 beispielhaft dargestellt und im Zusammenhang mit der Fig. 3 beispielhaft im Rahmen einer bevorzugten Ausführungsform weiter erläutert.
  • Im Rahmen einer besonders bevorzugten Weiterbildung ist vorgesehen, dass das erste Pleuel und der Verdichterkolben starr miteinander verbunden sind, insbesondere der Verdichter als Taumelkolbenkompressor ausgebildet ist. Dies bedeutet konkret, dass Pleuel und Verdichterkolben im Wesentlichen einstückig ausgebildet sind. Dies führt zu dem Vorteil, dass weniger bewegte Teile zur Kopplung von Antrieb und Verdichterkolben eingesetzt werden müssen und gegebenenfalls auch keine Führungselemente für den Kolben zur Aufnahme seitlicher, durch das Pleuel eingeleiteter Kräfte, benötigt werden. Etwaige, sich durch die Taumelkinematik ergebende Spalte zwischen Zylinder und Verdichterkolben werden in einer derartigen Ausführungsform durch geeignete Dichtungen, insbesondere Kolbenmanschettendichtungen, abgedichtet.
  • Vorteilhaft ist vorgesehen, dass der Verdichter als einstufiger Verdichter ausgebildet ist. Konkret bedeutet dies, dass das Gas, insbesondere die Luft, in einer Verdichtungskammer verdichtet wird. Diese Verdichtungskammer wird von dem Innenraum des Zylinders und der dem Pleuel gegenüberliegenden Seite des Verdichterkolbens gebildet.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass der Verdichter als mehrstufiger Verdichter, insbesondere zweistufiger Verdichter, ausgebildet ist. Konkret bedeutet dies, dass das Gas, insbesondere die Luft, in zwei oder mehreren Verdichtungskammern verdichtet wird. Ein derartiger mehrstufiger Verdichter durch die Anordnung mehrerer, insbesondere von zwei, Kolben realisiert werden, wobei die Kolben jeweils über einen Verdichterkolben und ein Pleuel verfügen. Diese werden insbesondere von einer Antriebswelle angetrieben und sind bevorzugt derart angeordnet, dass sich das Gesamtsystem in einem praktisch ausgewuchteten Zustand befindet.
  • Im Falle eines zweistufigen Verdichters kann das Gas beispielsweise in zwei Verdichtungskammern verdichtet werden, die jeweils durch einen Zylinder sowie einem beidseitig druckbeaufschlagbaren Verdichterkolben gebildet werden. Die dem Pleuel gegenüberliegende Seite des Verdichterkolbens bildet hierbei zusammen mit dem auf dieser Seite des Verdichterkolbens liegenden Innenraum des Zylinders die erste Verdichtungskammer. Die dem Pleuel zugewandte Seite bildet weiterhin zusammen mit dem auf jener Seite des Verdichterkolbens liegenden Innenraum des Zylinders die zweite Verdichtungskammer.
  • Vorteilhaft ist vorgesehen, dass das Pleuellager als ein Wälzlager, insbesondere ein Kugellager, Nadellager, Zylinderrollenlager, Tonnenlager oder dergleichen Wälzlager gebildet ist.
  • Konkret bedeutet dies, dass eine Lagerform in Abhängigkeit der konstruktiven Anforderungen gewählt wird. Nadel- und Zylinderrollenlager und allgemein Wälzlager mit zylindrischen Wälzkörpern haben aufgrund des Linienkontaktes mit der Lauffläche eine generell hohe radiale Tragfähigkeit. Bei einem Nadellager kommt hinzu, dass es aufgrund der geringen Wälzkörperdurchmesser relativ kompakt ist, und somit in vorteilhafter Weise den Einbauraum des Antriebs weiter verkleinert. Kugellager weisen aufgrund der Schmiegung in den Wälzkontakten eine relativ hohe axiale und radiale Tragfähigkeit auf. Tonnenlager ermöglichen weiterhin, aufgrund der balligen Ausführung der Wälzkörper und einer hohlkugeligen Außenringlaufbahn, eine gewisse Pendelbewegung zwischen Innen- und Außenring. Somit wird eine Unempfindlichkeit gegen Schiefstellung und Fluchtfehler der Antriebswelle gegenüber dem Gehäuse erreicht.
  • Vorteilhaft ist vorgesehen, dass das erste Lager und/oder das zweite Lager als ein Gleitlager gebildet ist. Konkret kann dies durch eine geschmierte oder schmierungsfreie Gleitlagerung erreicht werden. Dies führt in vorteilhafter Weise zu einer wartungsarmen, besonders bevorzugt wartungsfreien, Auslegung der drehbeweglichen Verbindung, da sie - abgesehen von der Relativbewegung zwischen Welle und Lager - keine bewegten Teile, insbesondere keine Wälzkörper, aufweist.
  • Insbesondere ist vorgesehen, dass das erste Lager und/oder das zweite Lager kraftschlüssig, insbesondere durch einen Toleranzring, befestigt ist. Konkret kann der Toleranzring durch einen Metall-Federring, oder ein aus Gummi oder Kunststoff bestehenden Ring mit geeignetem Querschnitt, oder ein weiteres geeignetes, komprimierbares Verbindungselement gebildet sein. Weiterhin kann das das erste Lager bzw. A-Lager und/oder das zweite Lager bzw. B-Lager alternativ und/oder zusätzlich auch auf andere Weise, beispielsweise formschlüssig durch einen in axialer Richtung angeordneten Sicherungsring oder kraft-/ bzw. reibschlüssig durch thermisches Einschrumpfen, fixiert werden. Die Befestigung mittels eines Befestigungselements wie z. B. eines Toleranzrings kann sich sowohl auf die Innenseite des Innenrings als auch auf die Außenseite des Außenrings des jeweiligen Lagers beziehen. Folglich wäre beispielsweise für das erste Lager sowohl ein zwischen dem Hohlraum und dem Außenring des ersten Lagers angeordneter Toleranzring möglich, als auch zwischen ein zwischen dem Achszapfen und dem Innenring angeordneter Toleranzring.
  • Die Erfindung führt zur Lösung der Aufgabe auch auf eine Druckluftversorgungsanlage zum Betreiben einer Pneumatikanlage. Diese Druckluftversorgungsanlage weist auf: eine vorgenannte Verdichteranordnung, einen Lufttrockner und eine Ventilanordnung. Weiterhin führt die Erfindung zur Lösung der Aufgabe auch auf ein Fahrzeug, mit einer Druckluftversorgungsanlage und einer Pneumatikanlage, wobei die Druckluftversorgungsanlage eine Verdichteranordnung gemäß dem Konzept der Erfindung aufweist. Eine Verdichteranordnung gemäß dem Konzept der Erfindung ist insbesondere bei PKW vorteilhaft, da im Bereich der PKW hohe Akustikanforderungen herrschen und ein geräusch- und vibrationsarmer Betrieb der Verdichteranordnung hohe Bedeutung besitzt bzw. vorteilhaft ist.
  • Ausführungsformen der Erfindung werden nun nachfolgend anhand der Zeichnung beschrieben. Diese soll die Ausführungsformen nicht notwendigerweise maßstäblich darstellen, vielmehr ist die Zeichnung, wo zur Erläuterung dienlich, in schematisierter und/oder leicht verzerrter Form ausgeführt. Im Hinblick auf Ergänzungen der aus der Zeichnung unmittelbar erkennbaren Lehren wird auf den einschlägigen Stand der Technik verwiesen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass vielfältige Modifikationen und Änderungen betreffend die Form und das Detail einer Ausführungsform vorgenommen werden können, ohne von der allgemeinen Idee der Erfindung abzuweichen. Die in der Beschreibung, in der Zeichnung sowie in den Ansprüchen offenbarten Merkmale der Erfindung können sowohl einzeln als auch in beliebiger Kombination für die Weiterbildung der Erfindung wesentlich sein. Zudem fallen in den Rahmen der Erfindung alle Kombinationen aus zumindest zwei der in der Beschreibung, der Zeichnung und/oder den Ansprüchen offenbarten Merkmale. Die allgemeine Idee der Erfindung ist nicht beschränkt auf die exakte Form oder das Detail der im Folgenden gezeigten und beschriebenen bevorzugten Ausführungsformen oder beschränkt auf einen Gegenstand, der eingeschränkt wäre im Vergleich zu dem in den Ansprüchen beanspruchten Gegenstand. Bei angegebenen Bemessungsbereichen sollen auch innerhalb der genannten Grenzen liegende Werte als Grenzwerte offenbart und beliebig einsetzbar und beanspruchbar sein. Der Einfachheit halber sind nachfolgend für identische oder ähnliche Teile oder Teile mit identischer oder ähnlicher Funktion gleiche Bezugszeichen verwendet.
  • Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen sowie anhand der Zeichnung; diese zeigt in:
    • Fig. 1
    eine Verdichteranordnung gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform,
    Fig. 2A - 2C
    unterschiedliche Anordnungen von Antriebswellenlager und Pleuellager gemäß dem Konzept der Erfindung,
    Fig. 3A - 3D
    unterschiedliche Anordnungen von erstem Lager bzw. A-Lager und Pleuellager in verschiedenen Weiterbildungen, vor allem gemäß der bevorzugten Ausführungsform der Fig.1 aber insgesamt dem Konzept der Fig.2 folgend,
    Fig. 4
    eine schematische Darstellung der Durchbiegung von Antriebswelle und Achszapfen,
    Fig. 5
    eine stark vereinfachte, schematische Übersicht einer Druckluftversorgungsanlage,
    Fig. 6
    eine schematische Darstellung eines Fahrzeugs mit einer Druckluftversorgungsanlage.
  • Fig. 1 zeigt eine Verdichteranordnung mit einem Verdichter 100 gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung. In einem ersten Zylinder 170 wird zwecks Verdichtung von Luft ein erstes Pleuel 140 mit einem ersten Verdichterkolben 150 oszillierend und praktisch entlang der Symmetrieachse des ersten Zylinders 170 auf- und abwärts bewegt. Vorliegend ist der erste Verdichterkolben 150 nahe dem oberen Totpunkt, d. h. am oberen Ende des Hubweges H, dargestellt. Aufgrund der Tatsache, dass es sich bei der hier gezeigten Ausführungsform um einen Taumelkolbenkompressor handelt, das heißt das erste Pleuel 140 und der erste Verdichterkolben 150 starr verbunden sind, ist die oszillierende Bewegung zwar überwiegend, aber nicht vollständig translatorisch. Daher führen das erste Pleuel 140 und der erste Verdichterkolben 150 bei der Auf- und Abwärtsbewegung eine der Kinematik entsprechende, taumelnde Bewegung durch.
  • Analog zum ersten Zylinder 170 wird in einem zweiten Zylinder 171 zwecks Verdichtung von Luft ein zweites Pleuel 141 mit einem zweiten Verdichterkolben 151 oszillierend und praktisch entlang der Symmetrieachse des zweiten Zylinders 171 auf- und abwärts bewegt.
  • Auch wäre jedoch eine Ausführungsform gemäß dem Konzept der Erfindung denkbar, bei dem - wie bei Kolbenverdichtern weithin üblich - der erste Verdichterkolben 150 mit dem ersten Pleuel 140 bzw. der zweite Verdichterkolben 151 mit dem zweiten Pleuel 141 jeweils gelenkig, insbesondere jeweils mittels einer Lagerung, verbunden sind.
  • Auch sind neben dem gezeigten zweistufigen Kompressor einstufige Kompressoren gemäß dem Konzept der Erfindung möglich. Auch kann in einer weiteren Weiterbildung ein mehrstufiger Kompressor durch einen Einkolben-Kompressor gebildet sein, welcher, durch entsprechend abgestufte Kolben und Zylinder oder durch einen mehrseitig druckbeaufschlagbaren Kolben, mehrere Verdichtungskammern bildet.
  • In der vorliegenden Weiterbildung ist die Antriebswelle 220 mittels eines ersten, pleuelseitigen Antriebswellenlagers bzw. A-Lagers 360 und eines zweiten, pleuelfernen Antriebswellenlagers bzw. B-Lagers 362 in einem Gehäuse 440 gelagert. Dabei kann sowohl das A-Lager 360 als auch das B-Lager 362 mittels eines hier nicht näher dargestellten Toleranzrings 164 befestigt sein. Diese Befestigung, die insbesondere einem festen Lagersitz dient, kann sich sowohl auf die Innenseite des jeweiligen Lagers 360, 362, als auch auf die Außenseite des jeweiligen Lagers 360, 362 beziehen.
  • Weiterhin sind vorliegend die beiden Zylinder 170, 171 hinsichtlich der Drehachse A praktisch gegenüberliegend angeordnet. Somit sind diese in vorteilhafter Weise derartig angeordnet, dass sich die linearen Trägheitskräfte des Systems bewegter Massen, insbesondere der Pleuel, Verdichterkolben und Manschetten, während der Bewegung aufheben.
  • Im Falle eines einstufigen, insbesondere einkolbigen Kompressors, kann diese aufhebende Funktion eines gegenüberliegenden Kolbens durch ein Ausgleichsgewicht erreicht werden. Bei einer Zylinder- bzw. Kolbenanzahl größer zwei müssen analog zum Erreichen eines Massenausgleichs die Zylinder derartig um die Drehachse A angeordnet werden, dass sich die Trägheitskräfte insgesamt ausgleichen.
  • Die Pleuel 140, 141 weisen weiterhin jeweils auf ihren dem Verdichterkolben 150, 151 gegenüberliegenden Seiten ein Pleuelauge auf, welches zur Aufnahme eines Pleuellagers 160, 161 dient. Das Pleuellager 160, 161 dient weiterhin zur drehbeweglichen Verbindung des Pleuels 140, 141 mit einem PleuelAufnahmeabschnitt 320 einer Antriebswelle 220.
  • Vorliegend ist der Pleuelaufnahmeabschnitt 320 einstückig mit der Antriebswelle 220 verbunden; gleichwohl ist es aber genauso möglich, dass Pleuelaufnahmeabschnitt 320 und Antriebswelle 220 zweistückig ausgeführt sind und über eine entsprechende form-, kraft- oder stoffschlüssige Verbindung zusammengefügt sind.
  • Die Antriebswelle 220 weist weiterhin an einem pleuelseitigen Ende PS neben dem außenliegenden Pleuel-Aufnahmeabschnitt 320, einen innenliegenden ersten Lager-Aufnahmeabschnitt 380 auf. Der außenliegende Pleuel-Aufnahmeabschnitt 320 weist eine zylindrische Außenform auf, welche den Innenring der Pleuellager 160, 161 aufnimmt. Der innenliegende erste Lager-Aufnahmeabschnitt 330 weist eine zylindrische Innenform auf, und dient zur Aufnahme des ersten Lagers bzw. A-Lagers 360. Sowohl Pleuellager 160, 161 als auch erstes Lager bzw. A-Lager 380 und zweites Lager bzw. B-Lager 382 können an der Antriebswelle 220 auf verschiedene Weise befestigt werden. Insbesondere kann diese Befestigung formschlüssig geschehen, beispielsweise durch geeignete Befestigungselemente, kraftschlüssig durch Aufschrumpfen oder durch eine Kombination der vorher genannten oder weiteren Wirkprinzipien.
  • Das A-Lager 360 ist weiterhin über einen gestellfesten Achszapfen 450 mit dem Gehäuse 440 verbunden. Dies bedeutet, dass der Innenring des A-Lagers 360 ortsfest auf dem Achszapfen 450 befestigt ist, während der Außenring des A-Lagers 360 drehbar um die Drehachse A gelagert ist. Durch die Aufnahme des Außenrings des A-Lagers 360 im ersten Lager-Aufnahmeabschnitt 380 wird somit, zusammen mit der Lagerung durch das B-Lager 362 an einem pleuelfernen Ende PF der Antriebswelle 220, die Drehbewegung der Antriebswelle 220 ermöglicht. Der Achszapfen 450 ermöglicht hierbei besonders vorteilhaft ein möglichst direktes Einleiten von Pleuelkräften in die Wand des Gehäuses 440, ohne dass signifikante Biegemomente auftreten bzw. es zu signifikanten Verformungen durch auftretende Biegemomente kommt.
  • Tatsächlich auftretende Verformungen des Achszapfens 450 können durch eine entsprechende Dimensionierung des Achszapfens 450 insbesondere durch eine Vergrößerung des Achszapfen-Durchmessers AD und/oder eine Verkleinerung des Achszapfen-Hebels AH auf ein vernachlässigbares Niveau reduziert werden.
  • Vorliegend sind das erste Pleuellager 160 in einer ersten Pleuelebene P1 und das zweite Pleuellager 161 in einer zweiten Pleuelebene P2 derartig zum A-Lager 360 angeordnet, dass sich die Lagerebene LE des A-Lagers 360 in axialer Richtung mittig zwischen den Pleuelebenen P1 und P2 befindet. Auf diese Weise wird gemäß dem Konzept der Erfindung vorteilhaft erreicht, dass unter Berücksichtigung sämtlicher im Betrieb in beiden Pleueln 140, 141 auftretenden Pleuelkräfte ein möglichst biegemomentarmer, insbesondere biegemomentfreier Zustand der Antriebswelle 220 erreicht wird.
  • Tatsächlich treten aufgrund des Abstandes beider Pleuelebenen P1 und P2 weiterhin Biegemomente auf; jedoch stellt die mittige Positionierung des A-Lagers 360 in axialer Richtung mittig zwischen den Pleuelebenen P1 und P2 ein Optimum hinsichtlich der Minimierung von durch Pleuelkräfte hervorgerufenen Biegemomenten dar. Diese mittige Position ergibt sich aus der Annahme betragsmäßig nahezu gleicher Pleuelkräfte in beiden Pleueln 140, 141. Im Falle einer Abweichung der auftretenden Pleuelkräfte in einem der beiden Pleuel 140, 141 wäre zur Minimierung der Biegemomente das A-Lager 360 und somit die Lagerebene LE entsprechend axial in Richtung desjenigen Pleuellagers 160 oder 161 zu verschieben, an dem die größeren Pleuelkräfte aufgenommen werden.
  • Zur Erzeugung einer oszillierenden Hubbewegung von Pleuel 140, 141 und Verdichterkolben 150, 151 ist der Pleuel-Aufnahmeabschnitt 320 exzentrisch zur Drehachse A der Antriebswelle 220 angeordnet. Das heißt, dass die auf der Drehachse A liegende Symmetrieachse des ersten Lager-Aufnahmeabschnitts 380 parallel, aber versetzt zu der auf der Exzenterachse Ex der Pleuellager 160, 161 liegenden Zylinderachse des zylindrischen Pleuel-Aufnahmeabschnittes 320 angeordnet ist.
  • Die Antriebswelle 220 dient zur Übertragung der von einem Antrieb 200 erzeugten Drehbewegung auf die Pleuel 140, 141. Vorliegend wird die Antriebswelle 220 über einen Elektromotor 290 angetrieben.
  • Gemäß dem Konzept der Erfindung ist das A-Lager 360 in axialer Richtung mittig zwischen den Pleuelebenen P1 und P2 angeordnet. Auf diese Weise werden auf die Antriebswelle 220 wirkende Biegemomente wesentlich reduziert, bzw. vermieden, da praktisch sämtliche Pleuelkräfte im Wesentlichen innerhalb der Lagerebene LE angreifen und somit praktisch kein oder nur ein geringer Hebelarm für ein auf die Antriebswelle 220 wirkendes Biegemoment entstehen kann.
  • Bezugnehmend auf Fig. 2A bis Fig. 2C ist vorliegend schematisch eine Situation mit einem einzigen Pleuellager 260' und einem einzigen Antriebswellenlager 260 gezeigt. Diese Situation steht symbolisch auch für eine in Fig. 1 oder Fig. 3 dargestellte Ausführungsform. Insofern steht das Pleuellager 260' der Fig. 2 symbolisch für eine Pleuellager-Anordnung 160, 161 der Fig. 1 oder Fig. 3 und das Antriebswellenlager 260 der Fig. 2 symbolisch für eine Antriebswellenlager-Anordnung 360 der Fig. 1 oder Fig. 3.
  • In Fig. 2A ist eine Weiterbildung dargestellt, in der sich das Pleuellager 260' und Antriebswellenlager 260 teilweise überdecken. Dies bedeutet, dass das Antriebswellenlager 260 in axialer Richtung derartig entlang der Drehachse A in Richtung des Pleuellagers 260' verschoben ist, dass es sich teilweise innerhalb des Pleuellager-Innenraums 190 befindet. Diese Verschiebung --vorliegend in Richtung des Antriebs 200 gemäß der Fig. 1 (in der Fig. 2A, Fig. 2B nach rechts)-- wird beschrieben durch einen axialen Abstand SA zwischen der axialen Mittenebene EP des Pleuellagers 260' und der axialen Mittenebene EA des Antriebswellenlagers 260. Diese Verschiebung kann in einer alternativen Abwandlung auch in Richtung weg vom Antrieb 200 gemäß der Fig. 1 umgesetzt werden (in der Fig. 2A, Fig. 2B wäre das dann nach links).
  • Je größer der axiale Abstand SA gewählt wird, desto größer sind die auf die Antriebswelle 220 wirkenden und durch Pleuelkräfte hervorgerufenen Biegemomente, welche gemäß dem Konzept der Erfindung vermindert bzw. vermieden werden sollen.
  • Als Überdeckung UD wird hier derjenige axiale Abstand bezeichnet, mit dem das Antriebswellenlager 260 in den Pleuellager-Innenraum 190 hineinragt. Die Überdeckung UD ergibt sich in der in Fig. 2A ersichtlichen Ausführungsform, aus der Breite BP des Pleuellagers 260', der Breite BA des Antriebswellenlagers 260 und dem axialen Abstand SA.
  • In der in Fig. 2A dargestellten Weiterbildung ist die Überdeckung UD vergleichsweise gering, insbesondere ragt das Antriebswellenlager 260 weniger mit einem Abstand UD in den Pleuellager-Innenraum 190 hinein, der geringer ist als die Hälfte seiner axialen Breite BA. Dieser Fall einer "einfachen" Überdeckung UD lässt sich durch folgenden Zusammenhang ausdrücken: UD < 0,5*BA.
  • Das Konzept der Erfindung kann -jedenfalls grundsätzlich, wenn auch nicht bevorzugt-- in einer anderen hier nicht gezeigten Ausführungsform realisiert werden wenn keine Überdeckung stattfindet. Es zeigt sich, dass dies jedenfalls in der hier nicht gezeigten Ausführungsform hinnehmbar wäre solange der axiale Abstand SA ausreichend gering ist, um einen Hebelarm für auf die Antriebswelle 220 wirkende und durch Pleuelkräfte hervorgerufene Biegemomente zu vermeiden. Als Richtwert für einen maximalen axialen Abstand SA wird der Wert SA = BP + BA angesehen.
  • In Fig. 2B ist eine weitere mögliche Anordnung von Pleuellager 260' und Antriebswellenlager 260 dargestellt. Hierbei ist wesentlich, dass die in der in Fig. 2B ersichtlich variierte Überdeckung UD' der Ausführungsform der Fig. 2B größer ist als die Überdeckung UD der in Fig. 2A dargestellten Weiterbildung. Das Antriebswellenlager 260 ragt infolge einer insofern vergrößerten Überdeckung UD' in den Pleuellager-Innenraum 190 hinein, wobei die vergrößerte Überdeckung UD' größer ist als die Hälfte der axialen Breite BA des Antriebswellenlagers 260. Dieser Fall der vergrößerten und insofern "überwiegenden" Überdeckung UD' lässt sich durch folgenden Zusammenhang ausdrücken: 0,5*BA < UD' < BA.
  • Für die hier dargestellte Weiterbildung gilt ebenfalls, dass der axialer Abstand SA im Vergleich zu der in Fig. 2A dargestellten Weiterbildung, verkleinert ist. Dies hat vorteilhaft zur Folge, dass der Hebelarm für auf die Antriebswelle 220 und durch Pleuelkräfte verursachte Biegemomente, gemäß dem Konzept der Erfindung ebenfalls verkleinert ist.
  • Fig. 2C zeigt schließlich eine dritte mögliche Lageranordnung, bei der besonders vorteilhaft die axiale Mittenebene EP des Pleuellagers 260' und die axiale Mittenebene EA des Antriebswellenlagers 260 in einer Lagerebene E zusammenfallen. Dies bedeutet, dass der axialer Abstand SA gleich null ist und somit praktisch kein Hebelarm für aus dem Pleuel 140 in die Antriebswelle 220 geleitete Kräfte besteht. Auf diese Weise wird besonders vorteilhaft gemäß dem Konzept der Erfindung eine Entstehung von Biegemomenten vermieden. Die Tatsache, dass das Antriebswellenlager 260 in axialer Richtung derart angeordnet ist, dass es sich vollständig im Pleuellager-Innenraum 190 befindet, führt zu einer nochmals ersichtlich vergrößerten, nämlich "vollständigen" Überdeckung UD", das heißt: UD" = BA.
  • Fig. 3A - Fig. 3D zeigen unterschiedliche Anordnungen von A-Lager und Pleuellager bzw. Pleuellagern gemäß dem Konzept der Erfindung.
  • In Fig. 3A ist eine Lageranordnung gemäß einer Weiterbildung dargestellt, in der sich A-Lager 360 und Pleuellager 160 in axialer Richtung praktisch genau überdecken. Dies bedeutet, dass Lagerebene LE und Pleuelebene P in einer Ebene zusammenfallen. Folglich ist der Lagerabstand LA zwischen A-Lager 360 und Pleuellager 160 gleich null. Hieraus resultiert, dass von einem hier nicht näher dargestellten Pleuel 140 über das Pleuellager 160 auf den Pleuelaufnahmeabschnitt 320 der Antriebswelle 220 eingeleitete Pleuelkraft FP direkt, insbesondere biegemomentfrei, auf das A-Lager 360 und somit über den Achszapfen 450 in die Wand des Gehäuses 440 übertragen wird.
  • In Fig. 3B ist eine Lageranordnung gemäß einer weiteren Weiterbildung der Erfindung dargestellt. In dieser ist das Pleuellager 160 auf dem Pleuel-Aufnahmeabschnitt 320 und das A-Lager 360 in dem A-Lager Aufnahmeabschnitt 380 derartig angeordnet, dass ein Versatz in axialer Richtung zwischen Pleuellager 160 und A-Lager 360 besteht. Folglich liegen Pleuelebene P des Pleuellagers 160 und Lagerebene LE des A-Lagers 360 in axialer Richtung in einem Lagerabstand LA parallel zueinander entfernt. Hieraus resultiert insbesondere, dass ein durch die Pleuelkräfte hervorgerufenes Biegemoment, welches sich aus der Pleuelkraft FP und einem Hebelarm mit der Länge LA bildet, auf den Pleuelaufnahmeabschnitt 320 der Antriebswelle 220 wirkt. Eine derartige Lageranordnung kann in vorteilhafter Weise dazu genutzt werden, eine durch ein Biegemoment hervorgerufene Verformung des Achszapfens 450 durch eine mittels des Lagerabstandes LA gezielt hervorgerufene Verformung der Antriebswelle 220 zu kompensieren. Dass dabei auf den Achszapfen 450 wirkende Biegemoment ergibt sich aus der auf das A-Lager 360 wirkenden Lagerkraft sowie dem Achszapfen-Hebel AH. Dieser Zusammenhang ist im Folgenden in Fig. 4 näher erläutert.
  • In Fig. 3C ist eine Lageranordnung gemäß einer weiteren Weiterbildung der Erfindung beispielhaft dargestellt. In dieser Weiterbildung handelt es sich um einen Verdichter mit hier nicht dargestellten zwei Zylindern 170, 171 und entsprechend zwei hier ebenfalls nicht dargestellten Pleuel 140,141. Die entsprechenden Pleuellager 160,161 sind vorliegend axial nebeneinander auf dem Pleuelaufnahmeabschnitt 320 angeordnet. Das A-Lager 360 ist dazu derartig innerhalb des A-Lager Aufnahmeabschnittes 180 sowie auf dem Achszapfen 450 angeordnet, dass die Lagerebene LE in axialer Richtung mittig zwischen den Pleuelebenen P1, P2 liegt. Wie bereits im Zusammenhang mit Fig. 1 beschrieben, stellt die mittige Anordnung des A-Lagers 360 in axialer Richtung zwischen den Pleuellagern 160, 161 einen Kompromiss zur Minimierung der durch Pleuelkräfte FP1, FP2 hervorgerufenen Biegemomenten dar, da aufgrund der Anordnung der Pleuelebenen P1 und P2 außerhalb der Lagerebene LG keine vollständig biegemomentfreie Lagerung der Antriebswelle 220 möglich ist. Vorliegend ist das erste Pleuellager 160 um einen ersten Lagerabstand LA1 in negativer axialer Richtung, d.h. in Richtung der Wand des Gehäuses 440, an welcher der Achszapfen 450 befestigt ist, verschoben angeordnet. Weiterhin ist das zweite Pleuellager 161 um einen zweiten Lagerabstand LA2, der vorliegend betragsmäßig gleich dem ersten Lagerabstand LA1 ist, in positiver axialer Richtung, d. h. in Richtung des freistehenden Stirnendes des Achszapfens 450, angeordnet.
  • In Fig. 3D ist eine Lageranordnung gemäß einer noch weiteren Weiterbildung der Erfindung dargestellt. Hierbei ist, im Unterschied zu der in Fig. 2C dargestellten Weiterbildung, das A-Lager 360 in Bezug zu den Pleuellager 160, 161 derartig angeordnet, dass die Lagerabstände LA1 und LA2 jeweils unterschiedlich groß sind. Hieraus kann, im Falle betragsmäßig etwa gleich belasteter Pleuel 140, 141, dass eine aus beiden Pleuel 140, 141 und somit beiden Pleuellagern 160, 161 in die Antriebswelle 220 geleitete, resultierende Gesamtpleuelkraft im Wesentlichen nicht innerhalb der Lagerebene E angreift. Die hierdurch entstehende, gezielt hervorgerufene Verformung kann, analog zu der in Fig. 3B beschriebenen Lageranordnung, zur Kompensation der Verformung des Achszapfens 450 genutzt werden.
  • Alternativ kann weiterhin, für den Fall, dass ein Pleuel stärker belastet wird als das andere Pleuel, eine in Fig. 3D gezeigte Lageranordnung zu Berücksichtigung und Kompensation dieses Umstandes gezielt eingesetzt werden. Vorliegend wird beispielsweise angenommen, dass die auf das zweite Pleuellager 161 wirkende Pleuelkraft FP2 größer ist als auf das erste Pleuellager 160 wirkende Pleuelkraft FP1. Folglich wird die axiale Position des A-Lagers 360 in Richtung des stärker belasteten Pleuellagers, in diesem Falle das Pleuellager 161, verschoben, so dass der zweite Lagerabstand LA2 kleiner als der erste Lagerabstand LA1 ist. Hierdurch wird erreicht, dass die größere, auf das Pleuellager 161 wirkende Pleuelkraft FP2 die Antriebswelle 220 in einer Pleuelebene P2 angreift, die insbesondere so nah an der Lagerebene LE liegt dass die resultierenden Biegemomente keine kritische Verformung der Antriebswelle 220 hervorruft. Unter kritischer Verformung wird in diesem Kontext eine Verformung genannt, die direkt oder indirekt zu einem oder mehreren der eingangs erwähnten Nachteile, insbesondere hinsichtlich Geräusch- und Vibrationsentwicklung sowie Verschleißverhalten, führt.
  • Fig. 4 zeigt in einer schematischen Darstellung eine Durchbiegung von einer Antriebswelle 220 und einem Achszapfen 450. In dieser stark vereinfachten Darstellung sind die Verformungen übertrieben dargestellt. Eine Pleuelkraft FP, die auf das Pleuellager 160 angreift, wird auf die Antriebswelle 220 und somit auf das A Lager 360 übertragen. Über das A-Lager 360 wird diese Kraft schließlich in den Achszapfen 450 geleitet, wo sie aufgrund des Abstandes zwischen Gehäuse 440 und A-Lager 360 zu einem Biegemoment führt, welches wiederum eine Verformung des Achszapfens 450, nämlich eine Zapfenauslenkung ZA, zur Folge hat. Gleichzeitig wird durch die Anordnung von A-Lager 360 und Pleuellager 160, insbesondere durch die Anordnung von A-Lager 360 und Pleuellager 160 in einem axialen Lagerabstand LA, erreicht, dass auf die Antriebswelle 220 ein Biegemoment wirkt. Dieses Biegemoment ist dem auf den Achszapfen wirkenden Biegemoment entgegengerichtet. Hierdurch wird in vorteilhafter Weise erreicht, dass die Antriebswelle 220 derart verformt wird, dass auf das B-Lager 362 möglichst geringe Kräfte, insbesondere Querkräfte und Kippmomente, wirken. Durch das Verformen der Antriebswelle 220 wird somit die Zapfenauslenkung ZA teilweise oder vollständig kompensiert.
  • Fig. 5 zeigt eine stark vereinfachte, schematische Übersicht einer Druckluftversorgungsanlage 500 mit einer Verdichteranordnung 1000 gemäß dem Konzept der Erfindung zur Versorgung einer Pneumatikanlage 600. Die Druckluftversorgungsanlage 500 weist eine Luftansaugung 0 zum Ansaugen von Frischluft auf, die weiterhin mit einem Einlass des Verdichters 100 fluidführend, insbesondere gasführend, verbunden ist. Der Verdichter 100 wird als Teil der Verdichteranordnung 1000 von einem Antrieb 200 über eine Antriebswelle 220 angetrieben. Die verdichtete Frischluft wird weiterhin über eine Druckluftquelle 1 bereitgestellt, an welche sich eine Abzweigung 510 anschließt. An diese Abzweigung 510 ist zum einen, über ein Entlüftungsventil 520, eine Entlüftung 3 angeschlossen. Zum anderen ist an die Abzweigung 510 ein Lufttrockner 520 angeschlossen, der weiterhin zu einem Druckluftanschluss 2 führt. An diesen sind weiterhin über eine Galerie 570 ein Druckluftspeicher 560 und die Pneumatikanlage 600 angeschlossen. Die Pneumatikanlage 600 kann beispielsweise eine Luftfederanlage, oder eine weitere pneumatische Anlage, insbesondere eine Fahrzeugs, sein. Weiterhin sind einzelne Ventile, Drosseln und dergleichen Stellmittel sowie einzelne Komponenten, insbesondere der Pneumatikanlage, in dieser Darstellung aus Gründen der Übersicht und Vereinfachung nicht dargestellt.
  • Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung eines Fahrzeugs 800 -vorliegend in Form eines PKW-- mit einer Druckluftversorgungsanlage 500 und einer Pneumatikanlage 600. Bei Fahrzeugen im PKW-Bereich ist ein geräusch- und vibrationsarmer Betrieb von großer Bedeutung, da hier, im Unterschied zu Anwendungen im LKW-Bereich, die Akustikanforderungen höher bzw. sensibler sind. Das hier deswegen, ohne Einschränkung der Anwendbarkeit auch für LKW'S oder andere Nutzfahrzeuge, beispielhaft dargestellte PKW-Fahrzeug 800 verfügt über vier Räder 801, 802, 803 und 804, von denen hier aufgrund der Schnittdarstellung die zwei jeweils vorderen Räder gezeigt sind. Analog zur Anzahl der Räder verfügt die Pneumatikanlage 600 über vier Luftfedern 601, 602, 603 und 604, von denen hier analog zu den Rädern aufgrund der Schnittdarstellung die zwei jeweils vorderen Luftfedern gezeigt sind. Die Luftfedern 601, 602, 603 und 604, die jeweils den Rädern 801, 802, 803 und 804 zugeordnet sind, werden als Teil der Pneumatikanlage 600 von der Druckluftversorgungsanlage 500 mit Druckluft versorgt. Die Druckluftversorgungsanlage 500 ist über die Galerie 570 mit den Komponenten der Pneumatikanlage 600, in diesem Falle den hier dargestellten Luftfedern 601, 602, 603 und 604, fluidführend verbunden.
  • Die Druckluftversorgungsanlage 500 ist in dieser Darstellung stark vereinfacht zeigt, so dass lediglich der Druckluftspeicher 560 und der Verdichter 100 gemäß dem Konzept der Erfindung sichtbar ist. Der Verdichter 100 gemäß dem Konzept der Erfindung könnt allerdings in einer hier nicht gezeigten Abwandlung zusätzlich oder alternativ unabhängig von der Druckluftversorgungsanlage eingesetzt werden. Das Konzept bietet vorzugsweise die Basis für eine in verbesserter Weise funktionierende, insbesondere vibrations- und geräuscharme Verdichteranordnung. Weiterhin führen eine Reduzierung von Kräften und/oder Momenten sowie insbesondere eine Reduzierung der mit den Kräften und/oder Momenten verbundenen dynamischen Belastungen und Vibrationen, zu einer schonenderen Betriebsweise, welche sich auf Effizienz und Langlebigkeit der Verdichteranordnung positiv auswirken.
    • Bezugszeichenliste (Bestandteil der Beschreibung)
    • 0
    Luftansaugung
    1
    Druckluftquelle
    2
    Druckluftanschluss
    3
    Entlüftung
    100
    Verdichter
    140
    Erstes Pleuel
    141
    Zweites Pleuel
    150
    Erster Verdichterkolben
    151
    Zweiter Verdichterkolben
    160
    Erstes Pleuellager
    161
    Zweites Pleuellager
    170
    Erster Zylinder
    171
    Zweiter Zylinder
    164
    Toleranzring
    200
    Antrieb
    220
    Antriebswelle
    290
    Elektromotor
    320
    Pleuel-Aufnahmeabschnitt
    360
    Erstes Lager, Pleuelseitiges Antriebswellenlager (A-Lager)
    362
    Zweites Lager, Pleuelfernes Antriebswellenlager (B-Lager)
    370
    Hohlraum
    380
    Erster Lager-Aufnahmeabschnitt (A-Lager-)
    382
    Zweiter Lager-Aufnahmeabschnitt (B-Lager-)
    440
    Gehäuse
    450
    Achszapfen
    500
    Druckluftversorgungsanlage
    510
    Abzweigung
    520
    Entlüftungsventil
    540
    Lufttrockner
    560
    Druckluftspeicher
    600
    Pneumatikanlage
    601, 602, 603, 604
    Luftfeder
    800
    Fahrzeug
    801,802,803,804
    Rad
    1000
    Verdichteranordnung
    A
    Drehachse der Antriebswelle
    AD
    Achszapfen-Durchmesser
    AH
    Achszapfen-Hebel
    Ex
    Exzenterachse
    FP
    Pleuelkraft
    FP1
    Erste Pleuelkraft
    FP2
    Zweite Pleuelkraft
    H
    Hubweg des Verdichterkolbens
    LA
    Lagerabstand
    LA1
    Erster Lagerabstand
    LA2
    Zweiter Lagerabstand
    M
    Mittenebene, axiale Mittenebene des A-Lagers
    P1
    Erste Pleuelebene
    P2
    Zweite Pleuelebene
    PF
    pleuelfernes Ende der Antriebswelle
    PS
    pleuelseitiges Ende der Antriebswelle
    WA
    Wellenauslenkung, Auslenkung der Antriebswelle
    ZA
    Zapfenauslenkung, Auslenkung des Achszapfens
    BA
    Antriebswellenlager-Breite
    BP
    Pleuellager-Breite
    DAA
    Antriebswellenlager-Außendurchmesser
    DIA
    Antriebswellenlager-Innendurchmesser
    DAP
    Pleuellager-Außendurchmesser
    DIP
    Pleuellager-Innendurchmesser
    E
    Lagerebene
    EA
    Axiale Mittenebene des Antriebswellenlagers
    EP
    Axiale Mittenebene des Pleuellagers
    UD
    einfache Überdeckung
    UD'
    überwiegende Überdeckung
    UD"
    vollständige Überdeckung

Claims (17)

  1. Verdichteranordnung (1000) für eine Druckluftzuführung einer Druckluftversorgungsanlage, zum Betreiben einer Pneumatikanlage (600), aufweisend:
    - einen Verdichter (100), insbesondere Kompressor, mit mindestens einem Zylinder (170, 171) und mindestens einem Pleuel (140, 141) in einer Pleuelebene (P, P1, P2), wobei das mindestens eine Pleuel weiter einen Verdichterkolben (150, 151) und mindestens ein Pleuellager (160, 161) aufweist,
    - einen Antrieb (200) mit einer Drehachse (A) und einer Antriebswelle (220), sowie einem Gehäuse (440), wobei die Antriebswelle (220) in mindestens einem Antriebswellenlager (360) gelagert ist und ein pleuelseitiges Ende (PS) und ein pleuelfernes Ende (PF) aufweist, und
    - die Antriebswelle (220) einen exzentrisch zur Drehachse (A) des Antriebs (200) am pleuelseitigen Ende (PS) angeordneten Pleuel-Aufnahmeabschnitt (320) aufweist,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    - das mindestens eine Antriebswellenlager (360) und das mindestens eine Pleuellager (160, 161) derartig angeordnet sind, dass sich das mindestens eine Antriebswellenlager (360) in radialer Richtung zumindest teilweise innerhalb des mindestens einen Pleuellagers (160, 161) befindet.
  2. Verdichteranordnung (1000) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass
    - die Antriebswelle (220) in einem an dem pleuelseitigen Ende (PS) der Antriebswelle (220) in einer Lagerebene (LE) angeordneten, pleuelseitigen Antriebswellenlager als erstes Lager (360, A-Lager) an einem koaxial zur Drehachse (A) angeordneten ersten Lager-Aufnahmeabschnitt (380) gelagert ist.
  3. Verdichteranordnung (1000) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass
    - die Antriebswelle (220) in einem an dem pleuelfernen Ende (PF) der Antriebswelle (220) angeordneten pleuelfernen Antriebswellenlager als zweites Lager (362, B-Lager) an einem koaxial zur Drehachse (A) am pleuelfernen Ende (PF) angeordneten zweiten Lager-Aufnahmeabschnitt (382) gelagert ist.
  4. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lager (360, 362) innerhalb des Gehäuses (440) und/oder an diesem angeordnet sind.
  5. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
    - der erste Lager-Aufnahmeabschnitt (380) zur Aufnahme des ersten Lagers (360) als ein zylindrischer Hohlraum (370) ausgebildet ist und/oder
    - das erste Lager (360) weiterhin auf einem gestellfest mit dem Gehäuse (440) verbundenen und praktisch koaxial zur Drehachse (A) angeordneten Achszapfen (450) befestigt ist, wobei
    - das erste Lager (360) in dem zylindrischen Hohlraum (370) zwischen dem ersten Lager-Aufnahmeabschnitt (380) und dem Achszapfen (450) sitzt.
  6. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Lager (360) fest auf dem Achszapfen (450) aufsitzt und in dem ersten Lager-Aufnahmeabschnitt (380) festsitzt und den Achszapfen (450) und den ersten Lager-Aufnahmeabschnitt (380) relativ zueinander drehbar verbindet.
  7. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdichter (100) mehrere, insbesondere ein erstes und ein zweites Pleuel (140, 141) aufweist.
  8. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pleuel (140) und das zweite Pleuel (141) derartig angeordnet sind, dass das erste Pleuel (140) in einem ersten Lagerabstand (LA1) und das zweite Pleuel (141) in einem zweiten Lagerabstand (LA2) in axialer Richtung, d. h. in Richtung der Drehachse (A), zur Lagerebene (LE) angeordnet sind.
  9. Verdichteranordnung (1000) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Pleuel (140, 141) derartig angeordnet sind, dass sich die Lagerebene (LE) in axialer Richtung mittig zwischen einer ersten Pleuelebene (P1) und einer zweiten Pleuelebene (P2) befindet.
  10. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kompressor ein erstes Pleuel (140) aufweist, das in der Lagerebene (LE) des ersten Lagers (360) angeordnet ist.
  11. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kompressor ein erstes Pleuel (140) aufweist, das in einem axialen Lagerabstand (LA) zum ersten Lager (360) angeordnet ist.
  12. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pleuel (140) und der Verdichterkolben (150) starr miteinander verbunden sind, insbesondere der Verdichter (100) als Taumelkolbenkompressor ausgebildet ist.
  13. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdichter (100) als einstufiger Verdichter oder als mehrstufiger Verdichter, insbesondere zweistufiger Verdichter, ausgebildet ist.
  14. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Pleuellager (160) als ein Wälzlager, insbesondere ein Kugellager, Nadellager, Zylinderrollenlager, Tonnenlager oder dergleichen Wälzlager gebildet ist und/oder das erste Lager (360) und/oder das zweite Lager (362) als ein Gleitlager gebildet ist.
  15. Verdichteranordnung (1000) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Lager (360) und/oder das zweite Lager (362) kraftschlüssig, insbesondere durch einen Toleranzring (164), befestigt ist.
  16. Druckluftversorgungsanlage (500) zum Betreiben einer Pneumatikanlage (600), aufweisend:
    - eine Verdichteranordnung (1000) nach einem der Ansprüche 1 bis 15,
    - einen Lufttrockner (520) und
    - eine Ventilanordnung (540).
  17. Fahrzeug (800), insbesondere PKW, mit einer Verdichteranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 15 und/oder einer Druckluftversorgungsanlage (500) nach Anspruch 16 und einer Pneumatikanlage (600).
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