WO2017097415A1 - Doppelkolbenkompressor einer druckluft-versorgungseinrichtung - Google Patents

Doppelkolbenkompressor einer druckluft-versorgungseinrichtung Download PDF

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Definitions

  • Double piston compressor of a compressed air supply device Double piston compressor of a compressed air supply device
  • the invention relates to a double-piston compressor of a compressed air supply device, having a first pressure stage and a second pressure stage, each having a cylinder with a piston axiallybeweglich guided therein, wherein the two cylinders are arranged radially opposite to a rotational axis of a drive shaft, wherein the two pistons via a piston rod are rigidly connected to each other and are connected via a slotted guide with the drive shaft in drive connection, wherein the slotted guide has a formed in the piston rod, provided with a slide track and aligned with its cross-sectional plane perpendicular to the axis of rotation of the drive shaft recess, and wherein the slotted guide with a The Ausneh ⁇ mung in engagement, with respect to the axis of rotation of the drive shaft axially parallel and eccentric and rotatably mounted on the drive shaft drive roller has.
  • Double piston compressors with two pistons rigidly connected to each other via a piston rod, which are guided axially movably in relation to the axis of rotation of a drive shaft radially oppositely arranged cylinders, have long been known in drive technology different versions.
  • the piston rod is connected via a connecting rod to the drive shaft in drive connection.
  • the connecting rod is connected, on the one hand, via a crank pin which engages in a first end-side bore and is eccentrically fastened to the drive shaft and, on the other hand, via a second end-side bore. the, in the longitudinal direction off-center attached to the piston rod drive pin pivotally connected to the drive shaft and the piston rod.
  • the piston rod is only via a slotted guide with the drive shaft in drive connection.
  • the slotted guide comprises a arranged in the piston rod, provided with two parallel slide tracks, aligned perpendicular to the axis of rotation of the drive shaft recess and a standing with the recess, with respect to the axis of rotation of the drive shaft axially parallel and eccentrically mounted on the drive shaft drive element.
  • a double piston compressor is described with a slotted guide, in which the recess of the slotted guide is rectangular.
  • the side walls of the recess form the parallel slide tracks, and the two parts of the piston rod are connected to each other via the bottom wall of the recess.
  • the drive element is formed in this slide guide as the outer ring of a roller bearing, which is arranged on a crank pin eccentrically mounted on the drive shaft, and the outer ring is guided in a rollable between the slide tracks of the slide guide.
  • a double-piston compressor with a slide guide in which the recess of the slide guide is formed as a slot-shaped passage opening.
  • the flat inner walls of the recess form the parallel slide tracks, and the two parts of the piston rod are interconnected via end webs, which are executed in the present circular arc, but at the same distance can also be made straight.
  • the drive element is formed in this slide guide as a roller which is mounted directly rotatably mounted on a crank pin eccentrically mounted on the drive shaft and is guided in a rolling motion between the slide tracks of the slide guide.
  • the drive element abuts one of the two parallel slide tracks and, in the event of a reversal of the resulting force direction, bypassing the empty play inevitably present in the slotted guide, merges into the other slide track.
  • a load change of the drive element between the parallel slide tracks it is disadvantageous to a high local load and corresponding signs of wear in the contact region of the drive element with the slide tracks.
  • DE 10 201 1 086 913 A1 proposes a double-piston compressor with a slide guide, in which the parallel slide tracks of the U-shaped recess are staggered axially offset radially in opposite directions.
  • the outer rings of two rolling bearings are provided in this slotted guide, which are arranged axially adjacent to a crank pin mounted eccentrically on the drive shaft.
  • the outer rings of the rolling bearing should rest largely free of play alternately on the raised portion of each slide track.
  • the raised portions of the slide tracks are preferably made of an elastic material.
  • this slotted guide of the known double piston compressor has over the aforementioned slotted guides but increased construction costs and increased space requirements.
  • the present invention has for its object to provide a double piston compressor of the type mentioned, the slide guide is designed such that without additional components and an associated increased space requirement a steady stroke of the piston is ensured whereby discontinuities in the stroke of the piston and wear phenomena are avoided by changing the load of the drive roller.
  • the invention is based on a double-piston compressor of a compressed air supply device, with a first pressure stage, for example a low-pressure stage, and a second pressure stage, for example a high-pressure stage, each having a cylinder with a piston axially guided therein, wherein the two cylinders with respect to a rotational axis of a Drive shaft are arranged radially opposite, wherein the two pistons are rigidly connected to each other via a piston rod and are in driving connection via a slotted guide with the drive shaft, wherein the slotted guide formed in the piston rod, provided with a slide track, and with its cross-sectional plane perpendicular to the axis of rotation Having the drive shaft oriented recess, and wherein the slotted guide one with the recess in engagement, with respect to the axis of rotation of the drive shaft axially parallel and eccentric and rotatable on the drive shaft be has solidified drive roller.
  • the recess of the slide guide is bounded by a closed slide track, which is aligned centrally to a central axis of the piston rod, and on which the drive roller rolls permanently pressed by a resultant pressure force on the two pistons the lateral distance of the slide track, measured perpendicular to the central axis of the piston rod, the maximum of the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius of the drive roller corresponds, and that the stroke distance of the slide track, measured parallel to the central axis of the piston rod exceeds twice the rolling radius of the drive roller and the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius falls below.
  • the lateral distance here denotes the sum of the maximum distance between the central axis and the slide track measured in each case perpendicular to the central axis.
  • the lateral spacing can therefore also be greater than the cross section of the recess measured perpendicular to the central axis at each point. Rather, the lateral distance is the projection of the maximum diameter of the recess on a plane perpendicular to the center axis.
  • the stroke distance denotes the ideal width of the recess measured along the central axis in an idealized view.
  • the lateral distance of the slide track by an amount ⁇ is less than the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius of the drive roller.
  • the drive roller is always in contact with the slide track.
  • the lateral distance is smaller by an amount ⁇ , there is an undersize of the slide track with respect to the enveloping circle caused by the movement the drive roller is formed, so that the drive roller exerts a force on the piston rod not only in the direction of the central axis, but also perpendicular to the central axis of the piston rod.
  • tolerances are compensated in the first place and ensures a permanent contact of the drive roller with the slide track.
  • the compensation of the axial displacement of the piston rod due to the undersized slide track can be provided for example by appropriate seals or a resilient material.
  • the amount ⁇ is in a range of 1% to 5% of the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius of the drive roller. Particularly preferably, the amount ⁇ is in a range of 1.5% to 2%.
  • the recess of the slotted guide is preferably limited by a substantially elliptical slide track whose major axis has a length which is at most the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius the drive roller divided by the cosine of the inclination angle of the main axis with respect to a perpendicular to the center axis of the piston rod, and whose minor axis has a length which is less than the sum of the double eccentricity and twice the rolling radius of the drive roller, but which is at least so large that the corner radii of the elliptical slide track are larger than the rolling radius of the rolling radius of the drive roller.
  • the main axis H of the elliptical slide track is aligned perpendicular to the central axis of the piston rod.
  • the length L H of the major axis H of the elliptical slide track in this case corresponds at most to the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius RR of the drive roller (L H ⁇ 2 * (e + RR)) to contact the drive roller in the side areas to ensure the slide track.
  • the main axis H 'of the elliptical slide track is inclined with respect to a perpendicular to the central axis of the piston rod in the direction of rotation of the drive shaft.
  • the force relationships in the slotted guide can be generally adjusted in a suitable manner.
  • an increase in the lifting height and a phase shift of the lift curve in the direction of late are also compared to the lift curve for a vertical orientation of the slide track causes.
  • the main axis H 'of the elliptical slide track of the slide guide relative to the vertical on the central axis of the piston rod is inclined counter to the direction of rotation of the drive shaft.
  • the length L H 'of the main axis H' of the elliptical slide track corresponds at most to the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius RR of the drive roller divided by the cosine of the inclination angle ⁇ of the main axis H 'with respect to the vertical on the central axis of the piston rod (L H ' ⁇ 2 * (e + RR) / cos a) to ensure the mobility of the drive roller in the slide guide and the contact of the drive roller in the side regions of the slide track.
  • the angle of inclination ⁇ of the main axis H 'of the slide track should be at most 45 ° with respect to the vertical on the central axis of the piston rod.
  • angles of inclination of at most 30 ° are considered advantageous in order to ensure under all operating conditions that the drive roller is in contact with the slide track.
  • the elliptical slide track of the slide guide is usually formed symmetrically with equal long half-axes of the minor axis N.
  • the lifting height z H _ m ax of the piston is identical in this case in the suction stroke and the pressure stroke and results from the sum of the eccentricity e and the rolling radius RR of the drive roller subtracted with the half length L N of the minor axis N of the elliptical slide track
  • the elliptical slide track of the slide guide can also be designed asymmetrically with different lengths of semi-axes of the minor axis N '.
  • the length L N '/ 2 of the semi-axis of the minor axis N' facing the piston of the high-pressure stage may be reduced from the length L N / 2 of the other semi-axis (L N 72 ⁇ L N / 2)
  • the main axis H, H 'of the slide track preferably has a length L H.
  • the two pistons are preferably guided over in each case a sealing ring in the cylinders, which are preferably designed as existing of a resilient material sealing sleeves.
  • the radial contact force of the drive roller generated by the undersize of the main axis H, H 'of the elliptical slide track is elastically supported in conjunction with a small radial displacement of the piston rod by the sealing collars.
  • the sealing rings or gaskets preferably allow movement of the piston perpendicular to the center axis.
  • the radial contact pressure of the drive roller can also be elastically supported by the fact that the radially inner surface of the recess is covered with a resilient layer, which then forms the slide track of the slotted guide in this case.
  • the outer wall of the drive roller is covered with a resilient layer.
  • the sealing rings of the pistons in this case can also be designed as piston rings made of a metal.
  • the resilient layer of the slide track of the slide guide and / or the outer wall of the drive roller is preferably made of rubber.
  • the rubber layer advantageously also the static friction between the drive roller of the slide track and thus a sliding movement of the drive roller can be avoided.
  • At least one middle section of the slideway of the slotted guide can be automatically formed load-dependent bulge.
  • the lifting height of the pressure stroke of the facing piston is reduced depending on the force and thus reduces the mechanical Spitzenbe ⁇ load the slide guide.
  • the wall of the at least one central portion of the slide track is designed to be resilient and spans a cavity of the piston rod, in which the wall of the middle portion of the slide track is recorded at high load.
  • the wall of the at least one central portion of the slide track may also be designed to be flexible and span a cavity of the piston rod, in which at least one pressure spring in contact with the wall in question is arranged, and in which the wall of the middle section bulged at high load the slide track is recorded.
  • the slide track of the slide guide is flat in the longitudinal profile, and that the drive roller has a cylindrical outer wall, with which the drive roller rolled on the slide track. Because of this in the axial direction of the drive shaft even contours on the slide track and the drive roller rotation of the piston rod is caused by the rotation of the piston is superfluous. In addition, thereby an axial displacement of the drive roller relative to the slide track is possible, so that caused by manufacturing tolerances and thermal expansion axial displacements of the drive shaft or the drive roller can be compensated tension-free.
  • the slide track of the slide guide is provided with a circumferential internal toothing, and that the drive roller on its outer wall a External toothing having the same tooth pitch, on the pitch circle of the drive roller rolls on the pitch circle of the internal teeth of the slide track.
  • the manufacturing cost of producing the gears is relatively high.
  • a rotary guide of the piston rod is effected and allows an axial displacement of the drive roller relative to the slide track.
  • the drive roller is rotatably mounted on a bearing pin via a roller bearing or a sliding bearing, which is mounted eccentrically on the drive shaft.
  • the drive roller is preferably formed in this type by an outer ring of the rolling bearing or by a bushing of the sliding bearing.
  • the drive roller is formed as a cylindrical disc and rigidly connected to a central bearing pin, which is rotatably mounted via a roller bearing or a plain bearing in an eccentrically arranged on the drive shaft bearing bore.
  • the bearing pin of the drive roller or the drive roller itself is provided with a central outer bearing shaft, which radially externally mounted on a housing side via a roller bearing or a plain bearing, coaxial with the axis of rotation of the drive shaft aligned bearing pin is supported.
  • FIG. 1 shows a first embodiment according to the invention of a double piston compressor in a longitudinal center section
  • FIG. 1 a of the double-piston compressor according to FIG. 1 in a cross-sectional view
  • FIG. 1 b is the lift curve of the piston of the double piston compressor according to Figures 1 and 1 a in a diagram
  • FIG. 2 shows a second embodiment of a double piston compressor according to the invention in a longitudinal center section
  • FIG. 3 shows a third embodiment of a double piston compressor according to the invention in a longitudinal center section
  • 3b is the lift curve of the piston of the double piston compressor according to Figures 3 and 3a in a diagram
  • FIG. 4 shows a fourth embodiment of a double-piston compressor according to the invention in a longitudinal center section
  • FIG. 5 shows a fifth embodiment of a double-piston compressor in a fragmentary longitudinal center section
  • FIG. 6 shows a sixth embodiment of a double-piston compressor in a sectional longitudinal center section
  • FIG. 7 shows a seventh embodiment of a double piston compressor in a fragmentary cross-sectional view
  • FIG. 8 shows an eighth embodiment of a double-piston compressor according to the invention in a sectional cross-sectional view
  • FIG. 9 shows a ninth embodiment of a double-piston compressor in a sectional cross-sectional view
  • 10 is a tenth embodiment of a double piston compressor in a fragmentary longitudinal center section
  • 11 is an eleventh embodiment of a double piston compressor in a fragmentary longitudinal center section
  • Fig. 13a-d are schematic views showing a reduced side clearance of
  • a trained according to the invention as a basic design viewable first embodiment of a double piston compressor 1 .1 a compressed air supply device is shown in Fig. 1 in a longitudinal central section and in Fig.1 a in a cross-sectional view.
  • the double-piston compressor 1 .1 has a first pressure stage 2 designed as a low-pressure stage and a second pressure stage 3 designed as a high pressure stage, each having a cylinder 4, 7 with a piston 5, 8 guided axially movably therein.
  • the two pistons 5, 8 are each sealed by a sealing ring 6, 9, which are preferably designed as an existing of an elastic material such as rubber sealing sleeves, relative to the associated cylinder 4, 7 and slidably guided in this.
  • the two cylinders 4, 7 are arranged with respect to a rotational axis 13 of a drive shaft 12 radially opposite one another.
  • the two pistons 5, 8 are connected rigidly to one another via a piston rod 10 and are in drive connection via a slotted guide 14. 1 to the drive shaft 12.
  • the slide guide 14.1 comprises a arranged in the piston rod 10, bounded by a closed elliptical slide track 16.1 and with its cross-sectional plane perpendicular to the rotation axis 13 of the drive shaft 12 aligned recess 15.1, and one with the slide track 16.1 of the recess 15.1 in engagement, with respect to the axis of rotation 13 of the drive shaft 12 axially parallel and eccentric and rotatably mounted on the drive shaft 12 drive roller 17th
  • the recess 15.1 and thus also the slotted guide 14.1 are aligned centrally to a central axis 1 1 of the piston rod 10.
  • the main axis H of the elliptical slide track 16.1 has a length L H , which is slightly less than the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius R R of the drive roller 17 (see also Fig. 13a-d, with reference to Figs Effect of underrun will be shown in more detail).
  • the minor axis N of the elliptical slide track 16.1 has a length L N which is less than the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius RR of the drive roller 17, so that the formula L ⁇ 2 * (e + RR), this length LN, however, is at least so great that the corner radii R E of the elliptical slide track 16.1 are greater than the rolling radius RR of the drive roller 17 (RE> RR).
  • the drive roller 17 is presently formed by the outer ring 19 of a roller bearing 18, which is arranged on a eccentrically mounted eccentrically on the drive shaft 12 bearing pin 20 e.
  • FIG. 1 b the lifting curve ⁇ ⁇ ( ⁇ ) of the piston 5, 8 and the piston rod 10 of the double piston compressor 1 .1 for a revolution of the drive shaft 12 is shown, wherein the rotation angle of the drive shaft 12 is denoted by ⁇ and the Direction of rotation of the drive shaft 12 is assumed according to the clockwise direction of rotation arrow 21 shown in the cross-sectional view of Fig. 1 a.
  • Figures 1 and 1 a of the bearing pin 20 and the drive roller 17 are shown in the 90 ° position of the drive shaft 12.
  • the lifting height of the piston 5, 8 is designated in the diagram of Fig. 1 b with z H , wherein the stroke direction of the piston 5, 8 according to the illustrated in Fig.
  • FIG. 2 A second embodiment according to the invention of a double-piston compressor 1 .2 of a compressed air supply device is shown in FIG. 2 in a longitudinal center section and in FIG. 2 a in a cross-sectional view.
  • This embodiment of the double piston compressor 1 .2 differs by a modified arrangement of the slide guide 14.2 of the double piston compressor 1 .1 of FIG. 1.
  • the stroke curve ⁇ ⁇ ( ⁇ ) of the pistons 5, 8 or of the piston rod 10 of the double piston compressor 1 .2 shown in the diagram of FIG. 2b has a modified sinusoidal profile which, owing to the inclined arrangement of the elliptical in the direction of rotation 21 of the drive shaft 12 Sliding link 16.2 has a phase shift in the direction of late and on the lifting height ZH_max in vertical arrangement of the slide track 16.1 of FIG. 1 and Fig. 1 a beyond lifting height.
  • FIG. 3 A third embodiment of a double-piston compressor 1 .3 according to the invention of a compressed air supply device is shown in FIG. 3 in a longitudinal center section and in FIG. 3 a in a cross-sectional view.
  • This embodiment of the double piston compressor 1.3 differs by a differently modified arrangement of the slide guide 14.3 of the double piston compressor 1 .1 of FIG. 1.
  • the recess 15.3 with the elliptical slide track 16.2 relative to the vertical 23 on the central axis 1 1 of the piston rod 10th by an inclination angle of ⁇ - 30 ° against the direction of rotation 21 of the drive shaft 12 is arranged rotated.
  • the main axis H 'of the elliptical slide track 16.2 has a correspondingly increased length L H ' owing to the inclination of the projection 23 due to the inclination, which is the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius RR of the drive roller 17 divided by the cosine of the angle of inclination ⁇ of the main axis H 'slightly below ( ⁇ _ ⁇ ' ⁇ 2 * (e + R R ) / cos ⁇ with [cos oc> 0]).
  • the stroke curve ⁇ ⁇ ( ⁇ ) of the pistons 5, 8 or of the piston rod 10 of the double piston compressor 1 .3 shown in the diagram of FIG. 3b has a modified sinusoidal profile which, due to the arrangement of the elliptical, inclined counter to the direction of rotation 21 of the drive shaft 12 Sliding link 16.2 has a phase shift in the direction of early and on the lifting height z H _max in vertical arrangement of the slide track 16.1 of FIG. 1 and Fig. 1 a beyond lifting height.
  • FIG. 4 A fourth embodiment of a double-piston compressor 1 .4 according to the invention of a compressed air supply device is shown in FIG. 4 in a longitudinal center section and in FIG. 4 a in a cross-sectional view.
  • This embodiment of the double piston compressor 1 .4 differs by a modified design of the slotted guide 14.4 of the double piston compressor 1 .1 of FIG. 1. While the elliptical slide track 16.1, 16.2 in the previously described slide guides 14.1, 14.2, 14.3 is executed symmetrically, the slide guide 14.4 shown in Figures 4 and 4a in the recess 15.3 with different lengths L N / 2, L N 72 of the two Semiaxes of the minor axis N 'of the elliptical slide track 16.3 now formed asymmetrically.
  • the semi-axis of the minor axis N ' which faces the piston 8 of the high-pressure stage 3, has a reduced length L N 72 relative to the length LN / 2 of the other semiaxis of the minor axis N' (L N V2 ⁇ L N / 2).
  • the stroke curve ZH ( ⁇ P) of the pistons 5, 8 or the piston rod 10 of the double piston compressor 1.4 shown in the diagram of FIG. 4b has a sinusoidal profile asymmetrical with respect to the central axis, which due to the reduced length LN '/ 2 of the piston 8 the high-pressure stage 3 facing half-axis of the minor axis N 'of the elliptical slide track 16.3 has an increased lifting height ZH_max' in the stroke direction 22.
  • a fifth embodiment of a double piston compressor 1.5 of a compressed air supply device is shown in a fragmentary longitudinal center section.
  • the slotted guide 14.5, the elliptical slide track 16.4 is occupied with a correspondingly enlarged recess 15.4 with a preferably made of rubber elastic layer 24.
  • a compressed air supply device is at the local slide guide 14.6 in the recess 15.1, the drive roller 25 'with a corresponding reduction of its outer diameter with a preferably made of rubber resilient layer 24 'occupied.
  • the drive roller 25 ' is an example of an alternative to the previously described embodiment of the drive roller 17 is formed.
  • the drive roller 25 ' is formed as a cylindrical disc and rigidly connected to a central bearing pin 26, the is mounted rotatably in a about the eccentricity e eccentrically arranged on the drive shaft 12 bearing bore 28 via a sliding bearing 27.
  • FIGS. 7 and 8 show a seventh and an eighth embodiment according to the invention of a double-piston compressor 1.7, 1 .8 of a compressed air supply device, each in a fragmentary cross-sectional view, in which the middle sections of the elliptical slide track 16. 5 of the respective slotted guide 14. 14.8 are formed in the recesses 15.5 of the piston rod 10 each automatically load-dependent bulge.
  • the walls 29 of said middle portions of the slide track 16.5 are resilient and each span a cavity 30 of the piston rod 10.
  • the slotted guide 14.8 as shown in FIG.
  • the walls 31 of the middle sections the slide track 16.5 formed elastically bending and each span a cavity 30 'of the piston rod 10, in each of which a standing with the relevant wall 31 in contact, in this example designed as a bow spring compression spring 32 is arranged. Due to the possible bulge of the said central portions of the slide track 16.5, the lifting height of the pressure stroke of each facing piston 5, 8 is reduced depending on the force and thus reduces the peak load of the slide guide 14.7, 14.8.
  • the wall 19, 31 of the slide track 16.5 facing the piston 7 of the high-pressure stage 3 is shown in each case bulged by the roller 17 located in the 90 ° position.
  • the radially opposite wall 19, 31 of the guide track 16.5 is shown in FIGS. 7 and 8 in the non-indented form.
  • a ninth embodiment of a dual-piston compressor 1 .9 according to the invention in a sectional cross-sectional view differs from an air supply device by an internal toothing 33 of the guide path 16.6 delimiting the recess 15.6 and an external toothing the drive roller 17 'of the slotted guide 14.9.
  • the slide track 16.6 of the slotted guide 14.9 is provided with a circumferential internal toothing 33, and the drive roller 17 'has on its by the outer ring 19' of a rolling bearing 18 'outer wall formed a toothing 34 with the same tooth pitch, on the pitch circle of the drive roller 17' on the pitch circle of the internal teeth 33 of the slide track 16.6 rolls.
  • FIG. 10 shows a tenth embodiment according to the invention of a double piston compressor 1.10 of a compressed air supply device in a sectional longitudinal central section, in which the drive roller 17 "and the drive shaft 12 connected thereto are guided axially in the piston rod 10 via the slotted guide 14.10 the slide tour 14.10 is the recess 15.7 limiting link path 16.7 provided with a circumferential inner web 35, and the drive roller 17 "has on its outer ring 19" of a roller bearing 18 "formed radial outer wall a circumferential annular groove 36, in which the inner web 35 of the slide track 16.7 axial guidance of the drive roller 17 "engages.
  • an eleventh embodiment of the invention and a twelfth embodiment of a double piston compressor 1 .1 1, 1 .12 a compressed air supply device are each shown in a fragmentary longitudinal center section, in which the drive roller 17, 25 and the drive shaft 12 respectively are provided with an additional storage.
  • the drive roller 17 and the recess 15.1 limiting link path 16.1 of the slotted guide 14.1 the known from Figures 1 to 4 and 7 and 8 construction.
  • the bearing pin 20 'of the drive roller 17 is provided with a central, axially outer bearing shaft 37 which is radially outwardly supported by a roller bearing 38 on a housing side, coaxially aligned with the axis of rotation of the drive shaft 12 bearing pin 39.
  • the drive roller 25 without the resilient layer 24 corresponds to the construction shown in FIG.
  • the drive roller 25 is now itself with a central, axially outer bearing shaft 40 is provided with this slide guide 14.12, which is supported by a roller bearing 38 radially outwardly on the housing side fixed, coaxial with the axis of rotation 13 of the drive shaft 12 aligned bearing pin 39.
  • Figures 13a to 13d illustrate again the state when an undersize of the main axis H of the elliptical slide track 16 is provided, and thus the side distance of the slide track 16 by an amount ⁇ is less than the sum of the double eccentricity e and the double rolling radius RR of Drive roller 17.
  • the elements are shown with the same reference numerals as shown in the first twelve embodiments, wherein the nachhyroid digits is omitted and insofar as, for example, the number 1 denotes the double piston compressor without a suffix for certain embodiments, since the schematic representations in Figures 13a to 13d refer to all embodiments equally.
  • the recess 15 is shown as a horizontally oriented ellipse with a horizontally oriented main axis H.
  • the center axis of the piston is denoted by 1 1
  • a center axis of the double piston compressor 1 is designated 41.
  • the axis of rotation 13 of the drive shaft 12 (not shown in the schematic figures 13 a - d) intersects the central axis 41.
  • the drive roller 17 is guided along a track and describes an enveloping circle 42.
  • the enveloping circle 42 is circular and, as seen in FIGS. 13a-d, greater than both the major axis H and the minor axis N of FIG Guide track 16. Therefore, the drive roller 7 presses in the position shown in Fig. 13a, in which it is rotated at an angle of 270 ° with respect to the top dead center, the piston rod 10 with reference to Fig. 13a to the left, so that the central axis.
  • the axial displacement of the piston rod 10 by the amount ⁇ / 2 is compensated in this illustration by the sealing rings 6, 9, which are elastic. In other embodiments, such as the embodiment of FIG. 5 or FIG. 6, it is also conceivable to compensate for the compensation of the axial displacement by the amount ⁇ / 2 by the resilient layer 24, 24 '.
  • the drive roller 17 is permanently in contact with the slide track, even if manufacturing tolerances are taken into account. It has a certain pressure permanently to the slide track 16, and a discontinuity, ie a lift in the drive roller 17 of the slide track 16 does not take place even when the double piston compressor 1 is exposed to vibrations or shaking.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Doppelkolbenkompressor einer Druckluft- Versorgungseinrichtung, mit einer ersten Druckstufe (2) und einer zweiten Druckstufe (3), die jeweils einen Zylinder (4, 7) mit einem darin axialbeweglich geführten Kolben (5, 8) umfassen. Die Zylinder sind bezüglich einer Drehachse (13) einer Antriebswelle (12) radial gegenüberliegend angeordnet. Die Kolben (5, 8) sind über eine Kolbenstange (10) starr miteinander verbunden und stehen über eine Kulissenführung (14.1) mit der Antriebswelle (12) in Triebverbindung. Die Kulissenführung umfasst eine in der Kolbenstange (10) angeordnete, mit einer Kulissenbahn (16.1) versehene, senkrecht zur Drehachse (13) der Antriebswelle (12) ausgerichtete Ausnehmung (15.1) sowie eine mit der Ausnehmung in Eingriff stehende, achsparallel, exzentrisch und drehbar an der Antriebswelle (12) befestigte Antriebsrolle (17). Um ohne zusätzlichen Bauaufwand einen stetigen Hubverlauf der Kolben (5, 8) zu gewährleisten, ist die Ausnehmung (15.1) der Kulissenführung (14.1) durch eine geschlossene Kulissenbahn (16.1 ) begrenzt, die mittig zu einer Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) ausgerichtet ist, und auf der die Antriebsrolle (17) durch eine resultierende Druckkraft auf die beiden Kolben (5, 8) permanent angedrückt abwälzt. Der Seitenabstand der Kulissenbahn (16.1 ) entspricht maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17). Der Hubabstand der Kulissenbahn (16.1 ) überschreitet den doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17) und unterschreitet die Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR).

Description

Doppelkolbenkompressor einer Druckluft-Versorgungseinrichtung
Die Erfindung betrifft einen Doppelkolbenkompressor einer Druckluft- Versorgungseinrichtung, mit einer ersten Druckstufe und einer zweiten Druckstufe, die jeweils einen Zylinder mit einem darin axialbeweglich geführten Kolben aufweisen, wobei die beiden Zylinder bezüglich einer Drehachse einer Antriebswelle radial gegenüberliegend angeordnet sind, wobei die beiden Kolben über eine Kolbenstange starr miteinander verbunden sind und über eine Kulissenführung mit der Antriebswelle in Triebverbindung stehen, wobei die Kulissenführung eine in der Kolbenstange ausgebildete, mit einer Kulissenbahn versehene und mit ihrer Querschnittsebene senkrecht zu der Drehachse der Antriebswelle ausgerichtete Ausnehmung aufweist, und wobei die Kulissenführung eine mit der Ausneh¬ mung in Eingriff stehende, bezüglich der Drehachse der Antriebswelle achsparallel und exzentrisch sowie drehbar an der Antriebswelle befestigte Antriebsrolle aufweist.
Doppelkolbenkompressoren mit zwei über eine Kolbenstange starr miteinander verbundenen Kolben, die axialbeweglich in bezüglich der Drehachse einer Antriebswelle radial gegenüberliegend angeordneten Zylindern geführt sind, sind seit längerem in antriebstechnisch unterschiedlichen Ausführungen bekannt.
In einer aus der DE 103 21 771 B4 bekannten Bauart eines Doppelkolbenkompressors steht die Kolbenstange über eine Pleuelstange mit der Antriebswelle in Triebverbindung. Die Pleuelstange ist einerseits über einen in eine erste endseiti- ge Bohrung eingreifenden, exzentrisch an der Antriebswelle befestigten Kurbelzapfen und andererseits über einen in eine zweite endseitige Bohrung eingreifen- den, in Längsrichtung außermittig an der Kolbenstange befestigten Triebzapfen gelenkig mit der Antriebswelle und der Kolbenstange verbunden.
Bei einer wesentlich einfacheren und Platz sparenderen Bauweise eines Doppelkolbenkompressors steht die Kolbenstange dagegen nur über eine Kulissenführung mit der Antriebswelle in Triebverbindung. In einer bekannten Ausführung umfasst die Kulissenführung eine in der Kolbenstange angeordnete, mit zwei parallelen Kulissenbahnen versehene, senkrecht zu der Drehachse der Antriebswelle ausgerichtete Ausnehmung sowie ein mit der Ausnehmung in Eingriff stehendes, bezüglich der Drehachse der Antriebswelle achsparallel und exzentrisch an der Antriebswelle befestigtes Antriebselement.
In der DE 197 15 291 C2 ist ein Doppelkolbenkompressor mit einer Kulissenführung beschrieben, bei dem die Ausnehmung der Kulissenführung rechteckig ausgebildet ist. Bei einer derartigen Kulissenführung bilden die Seitenwände der Ausnehmung die parallelen Kulissenbahnen, und die beiden Teile der Kolbenstange sind über die Bodenwand der Ausnehmung miteinander verbunden. Das Antriebselement ist bei dieser Kulissenführung als der Außenring eines Wälzlagers ausgebildet, das auf einem exzentrisch an der Antriebswelle befestigten Kurbelzapfen angeordnet ist, und dessen Außenring rollbeweglich zwischen den Kulissenbahnen der Kulissenführung geführt ist.
Aus der DE 10 2012 223 1 14 A1 ist dagegen ein Doppelkolbenkompressor mit einer Kulissenführung bekannt, bei dem die Ausnehmung der Kulissenführung als eine schlitzförmige Durchgangsöffnung ausgebildet ist. Bei dieser Ausführung der Kulissenführung bilden die ebenen Innenwände der Ausnehmung die parallelen Kulissenbahnen, und die beiden Teile der Kolbenstange sind über endseitige Stege miteinander verbunden, die vorliegend kreisbogenförmig ausgeführt sind, bei entsprechendem Abstand aber auch gerade ausgeführt sein können. Das Antriebselement ist bei dieser Kulissenführung als eine Rolle ausgebildet, die unmittelbar drehbar auf einem exzentrisch an der Antriebswelle befestigten Kurbelzapfen gelagert und wälzbeweglich zwischen den Kulissenbahnen der Kulissenführung geführt ist. Abhängig von der resultierenden Kraftrichtung der auf die beiden Kolben wirksamen Druckkräfte liegt das Antriebselement an einer der beiden parallelen Kulissenbahnen an und geht bei einer Umkehr der resultierenden Kraftrichtung unter Überbrückung des in der Kulissenführung zwangsläufig vorhandenen Leerspiels zu einer Anlage an die jeweils andere Kulissenbahn über. Bei einem derartigen Belastungswechsel des Antriebselementes zwischen den parallelen Kulissenbahnen kommt es nachteilig zu einer hohen lokalen Belastung und entsprechenden Verschleißerscheinungen im Kontaktbereich des Antriebselementes mit den Kulissenbahnen. Zudem ergibt sich dadurch eine Unstetigkeit im Hubverlauf der Kolbenstange beziehungsweise der Kolben. Auch besteht hierbei das Problem einer übermäßigen Geräuschentwicklung, die durch die Unstetigkeit hervorgerufen wird.
Zur Vermeidung dieser Nachteile wird in der DE 10 201 1 086 913 A1 ein Doppelkolbenkompressor mit einer Kulissenführung vorgeschlagen, bei dem die parallelen Kulissenbahnen der U-förmigen Ausnehmung axial versetzt radial entgegengesetzt abgestuft sind. Als Antriebselemente sind bei dieser Kulissenführung die Außenringe von zwei Wälzlagern vorgesehen, die axial benachbart auf einem exzentrisch an der Antriebswelle befestigten Kurbelzapfen angeordnet sind. Die Außenringe der Wälzlager sollen weitgehend spielfrei wechselseitig an dem erhabenen Abschnitt jeweils einer Kulissenbahn anliegen. Um in Verbindung mit einem Übermaß der Außenringe oder einem reduzierten Abstand der parallelen Kulissenbahnen eine elastische Vorspannung der Antriebselemente zwischen den Kulissenbahnen zu ermöglichen, bestehen die erhabenen Abschnitte der Kulissenbahnen bevorzugt aus einem elastischen Material. Diese Kulissenführung des bekannten Doppelkolbenkompressors weist gegenüber den vorgenannten Kulissenführungen jedoch einen erhöhten Bauaufwand und einen vergrößerten Platzbedarf auf.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Doppelkolbenkompressor der eingangs genannten Bauart vorzustellen, dessen Kulissenführung derart ausgebildet ist, dass ohne zusätzliche Bauteile und einen damit verbundenen erhöhten Bauraumbedarf ein stetiger Hubverlauf der Kolben gewährleistet ist, wobei Unstetigkeiten im Hubverlauf der Kolben und Verschleißerscheinungen durch Belastungswechsel der Antriebsrolle vermieden werden.
Diese Aufgabe ist durch einen Doppelkolbenkompressor gelöst, der durch die Merkmale des Anspruchs 1 definiert ist. Vorteilhafte Weiterbildungen sind den Unteransprüchen entnehmbar.
Demnach geht die Erfindung aus von einem Doppelkolbenkompressor einer Druckluft-Versorgungseinrichtung, mit einer ersten Druckstufe, beispielsweise einer Niederdruckstufe, und einer zweiten Druckstufe beispielsweise einer Hochdruckstufe, die jeweils einen Zylinder mit einem darin axialbeweglich geführten Kolben aufweisen, wobei die beiden Zylinder bezüglich einer Drehachse einer Antriebswelle radial gegenüberliegend angeordnet sind, wobei die beiden Kolben über eine Kolbenstange starr miteinander verbunden sind und über eine Kulissenführung mit der Antriebswelle in Triebverbindung stehen, wobei die Kulissenführung eine in der Kolbenstange ausgebildete, mit einer Kulissenbahn versehene, und mit ihrer Querschnittsebene senkrecht zu der Drehachse der Antriebswelle ausgerichtete Ausnehmung aufweist, und wobei die Kulissenführung eine mit der Ausnehmung in Eingriff stehende, bezüglich der Drehachse der Antriebswelle achsparallel und exzentrisch sowie drehbar an der Antriebswelle befestigte Antriebsrolle aufweist.
Gemäß der Erfindung ist bei diesem Doppelkolbenkompressor zusätzlich vorgesehen, dass die Ausnehmung der Kulissenführung durch eine geschlossene Kulissenbahn begrenzt ist, die mittig zu einer Mittelachse der Kolbenstange ausgerichtet ist, und auf der die Antriebsrolle durch eine resultierende Druckkraft auf die beiden Kolben permanent angedrückt abwälzt, dass der Seitenabstand der Kulissenbahn, senkrecht zu der Mittelachse der Kolbenstange gemessen, maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius der Antriebsrolle entspricht, und dass der Hubabstand der Kulissenbahn, parallel zu der Mittelachse der Kolbenstange gemessen, den doppelten Wälzradius der Antriebsrolle überschreitet und die Summe aus der doppelten Exzentrizität und den doppelten Wälzradius unterschreitet. Der Seitenabstand bezeichnet hier die Summe des jeweils senkrecht zur Mittelachse gemessenen maximalen Abstands zwischen Mittelachse und der Kulissenbahn. Der Seitenabstand kann also je nach Ausbildung der Ausnehmung auch größer sein als der Querschnitt der Ausnehmung senkrecht zur Mittelachse an jedem Punkt gemessen. Vielmehr handelt es sich bei dem Seitenabstand um die Projektion des maximalen Durchmessers der Ausnehmung auf eine Ebene senkrecht zur Mittenachse.
Der Hubabstand bezeichnet hingegen in idealisierter Betrachtung die lichte Weite der Ausnehmung entlang der Mittelachse gemessen.
Durch die exzentrische Anordnung der Antriebsrolle bewirkt eine Drehung der Antriebswelle eine Kurbelbewegung der Antriebsrolle, die durch das Abwälzen der Antriebsrolle auf der geschlossenen Kulissenbahn der Kulissenführung in eine periodische Hubbewegung der Kolbenstange beziehungsweise der beiden Kolben umgesetzt wird. Dabei sorgt die zum Beispiel als Freiformkurve ausgeführte Geometrie der Kulissenbahn in Verbindung mit einer der Hubbewegung entgegengerichteten Druckkraft auf den jeweils im Druckhub befindlichen Kolben für einen ständigen Wälzkontakt der Antriebsrolle mit der Kulissenbahn. Somit werden bei der erfindungsgemäßen Kulissenführung Unstetigkeiten im Hubverlauf der Kolben und damit verbundene Verschleißerscheinungen durch Belastungswechsel der Antriebsrolle selbsttätig vermieden, ohne dass dafür zusätzliche Bauteile und ein damit verbundener erhöhter Bauraumbedarf erforderlich sind.
In einer ersten bevorzugten Ausführungsform ist der Seitenabstand der Kulissenbahn um einen Betrag Δ geringer als die Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius der Antriebsrolle. Entspricht der Seitenabstand der Kulissenbahn genau der Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius, also der doppelten Summe aus der Exzentrizität und dem Wälzradius der Antriebsrolle, steht die Antriebsrolle stets in Kontakt mit der Kulissenbahn. Ist der Seitenabstand allerdings um einen Betrag Δ geringer, besteht ein Untermaß der Kulissenbahn gegenüber dem Hüllkreis, der durch die Bewegung der Antriebsrolle gebildet wird, sodass die Antriebsrolle nicht nur in Richtung der Mittelachse eine Kraft auf die Kolbenstange ausübt, sondern auch senkrecht zur Mittelachse der Kolbenstange. Hierdurch werden in erster Linie Toleranzen ausgeglichen und ein dauerhafter Kontakt der Antriebsrolle mit der Kulissenbahn sichergestellt. Der Ausgleich der axialen Versetzung der Kolbenstange aufgrund der untermaßigen Kulissenbahn kann beispielsweise durch entsprechende Dichtungen oder ein nachgiebiges Material bereitgestellt werden.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist der Betrag Δ in einem Bereich von 1 % bis 5 % der Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius der Antriebsrolle. Besonders bevorzugt liegt der Betrag Δ in einem Bereich von 1 ,5 % bis 2 %.
Um einen stetigen Hubverlauf der Kolben zu erreichen und die Herstellung der Kulissenführung möglichst einfach zu gestalten, ist die Ausnehmung der Kulissenführung bevorzugt durch eine im Wesentlichen elliptische Kulissenbahn begrenzt, deren Hauptachse eine Länge aufweist, die maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius der Antriebsrolle dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels der Hauptachse gegenüber einer Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange entspricht, und deren Nebenachse eine Länge aufweist, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität und dem doppelten Wälzradius der Antriebsrolle unterschreitet, die jedoch mindestens so groß ist, dass die Eckradien der elliptischen Kulissenbahn größer sind als der Wälzradius der Wälzradius der Antriebsrolle.
In einer Basisausführung der Kulissenführung ist die Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn senkrecht zu der Mittelachse der Kolbenstange ausgerichtet. Hierdurch wird eine rein sinusförmige Hubbewegung der Kolben mit jeweils glei- r
chen Hubhöhen im Druck- und Saughub beider Kolben bewirkt. Die Länge LH der Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn entspricht in diesem Fall maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle (LH < 2 * (e + RR)), um den Kontakt der Antriebsrolle in den Seitenbereichen der Kulissenbahn zu gewährleisten. Gemäß einer ersten Variante der Kulissenführung ist die Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn gegenüber einer Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange in der Drehrichtung der Antriebswelle geneigt. Durch eine Neigung der elliptischen Kulissenbahn gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange können die Kraftverhältnisse in der Kulissenführung allgemein in geeigneter Weise eingestellt werden. Durch eine Neigung der Kulissenbahn in der Drehrichtung der Antriebswelle werden zudem gegenüber der Hubkurve für eine senkrechte Ausrichtung der Kulissenbahn eine Erhöhung der Hubhöhe und eine Phasenverschiebung der Hubkurve in Richtung spät bewirkt. Aufgrund der Verkürzung der Projektion der Hauptachse H' auf die Senkrechte auf der Mittelachse der Kolbenstange entspricht die Länge LH' der Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn in diesem Fall maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels oc der Hauptachse H' gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange (Ι_Η' < 2 * (e + RR) / cos ), um einerseits die Beweglichkeit der Antriebsrolle in der Kulissenführung und andererseits den Kontakt der Antriebsrolle in den Seitenbereichen der Kulissenbahn zu gewährleisten.
Gemäß einer zweiten Variante der Kulissenführung ist die Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn der Kulissenführung gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange entgegen der Drehrichtung der Antriebswelle geneigt. Durch eine Neigung der Kulissenbahn entgegen der Drehrichtung der Antriebswelle wird gegenüber der Hubkurve für eine senkrechte Ausrichtung der Kulissenbahn auch eine Erhöhung der Hubhöhe, jedoch eine Phasenverschiebung der Hubkurve in Richtung früh bewirkt. Auch in diesem entspricht die Länge LH' der Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels α der Hauptachse H' gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange (LH' < 2 * (e + RR) / cos a), um die Beweglichkeit der Antriebsrolle in der Kulissenführung und den Kontakt der Antriebsrolle in den Seitenbereichen der Kulissenbahn zu gewährleisten. Aus bauraum- und funktionstechnischen Gründen sollte der Neigungswinkel α der Hauptachse H' der Kulissenbahn gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange maximal 45° betragen. Es werden jedoch Neigungswinkel von maximal 30° als vorteilhaft angesehen, um unter allen Betriebsbedingungen sicherzustellen, dass die Antriebsrolle Kontakt zur Kulissenbahn hat.
Die elliptische Kulissenbahn der Kulissenführung ist zumeist mit gleich langen Halbachsen der Nebenachse N symmetrisch ausgebildet. Die Hubhöhe zH_max der Kolben ist in diesem Fall im Saughub und im Druckhub identisch und ergibt sich aus der Summe der Exzentrizität e und des Wälzradius RR der Antriebsrolle subtrahiert mit der halben Länge LN der Nebenachse N der elliptischen Kulissenbahn
(ZH^max = e + RR - LN / 2).
Die elliptische Kulissenbahn der Kulissenführung kann jedoch auch mit unterschiedlich langen Halbachsen der Nebenachse N' asymmetrisch ausgebildet sein. Zum Beispiel kann die Länge LN'/2 der Halbachse der Nebenachse N', die dem Kolben der Hochdruckstufe zugewandt ist, gegenüber der Länge LN/2 der anderen Halbachse reduziert sein (LN72 < LN/2), wodurch die Hubhöhe des Druckhubs des Kolbens der zweitem Druckstufe und die Hubhöhe des Saughubs des Kolbens der ersten Druckstufe in demselben Umfang gegenüber der Hubhöhe in die Gegenrichtung vergrößert sind (zH_max' = e + RR - LN72 > zH_max = e + RR - LN/2).
Um auch in den seitlichen Abschnitten der Kulissenführung, in denen die elliptische Kulissenbahn weitgehend parallel zu der Mittelachse der Kolbenstange verlaufende Abschnitte aufweist, eine radiale Anpresskraft der Antriebsrolle auf die Kulissenbahn zu erzeugen, weist die Hauptachse H, H' der Kulissenbahn vorzugsweise eine Länge LH, LH' auf, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle dividiert durch den Kosinus des Neigungswinkels α der Hauptachse H, H' gegenüber der Senkrechten auf der Mittelachse der Kolbenstange geringfügig unterschreitet (LH < 2 * (e + RR) / cos α [cos a=0]; LH'< 2 * (e + RR) / cos cc). Hierbei sind die beiden Kolben bevorzugt über jeweils einen Dichtungsring in den Zylindern geführt, die vorzugsweise als aus einem federelastischen Material bestehende Dichtmanschetten ausgebildet sind. Dadurch wird die durch das Untermaß der Hauptachse H, H' der elliptischen Kulissenbahn erzeugte radiale Anpresskraft der Antriebsrolle in Verbindung mit einer geringen radialen Verlagerung der Kolbenstange von den Dichtmanschetten elastisch abgestützt. Die Dichtungsringe bzw. Dichtungsmanschetten erlauben vorzugsweise eine Bewegung des Kolbens senkrecht zur Mittelsachse.
Zusätzlich dazu kann die radiale Anpresskraft der Antriebsrolle auch dadurch elastisch abgestützt werden, dass die radial innere Fläche der Ausnehmung mit einer federelastischen Schicht belegt ist, die dann in diesem Fall die Kulissenbahn der Kulissenführung bildet. Alternativ oder zusätzlich ist die Außenwand der Antriebsrolle mit einer federelastischen Schicht belegt. Alternativ zu der Ausführung als Dichtmanschetten können die Dichtungsringe der Kolben in diesem Fall auch als aus einem Metall bestehende Kolbenringe ausgebildet sein.
Die federelastische Schicht der Kulissenbahn der Kulissenführung und/oder der Außenwand der Antriebsrolle besteht bevorzugt aus Gummi. Neben der elastischen Abstützung der radialen Anpresskraft der Antriebsrolle kann durch die Gummischicht vorteilhaft auch die Haftreibung zwischen der Antriebsrolle der Kulissenbahn erhöht und damit eine Gleitbewegung der Antriebsrolle vermieden werden.
Zur Reduzierung der Spitzenbelastung der Kulissenführung kann mindestens ein mittlerer Abschnitt der Kulissenbahn der Kulissenführung selbsttätig lastabhängig ausbuchtbar ausgebildet sein. Durch die dadurch mögliche Ausbuchtung des mittleren Abschnitts der Kulissenbahn wird die Hubhöhe des Druckhubs des zugewandten Kolbens kraftabhängig verringert und damit die mechanische Spitzenbe¬ lastung der Kulissenführung reduziert. Hierzu ist beispielsweise vorgesehen, dass die Wand des mindestens einen mittleren Abschnitts der Kulissenbahn federelastisch ausgebildet ist sowie einen Hohlraum der Kolbenstange überspannt, in dem die bei hoher Last ausgebuchtete Wand des mittleren Abschnitts der Kulissenbahn aufgenommen wird.
Alternativ dazu kann die Wand des mindestens einen mittleren Abschnitts der Kulissenbahn auch biegeelastisch ausgebildet sein sowie einen Hohlraum der Kolbenstange überspannen, in dem mindestens eine mit der betreffenden Wand in Kontakt stehende Druckfeder angeordnet ist, und in dem die bei hoher Last ausgebuchtete Wand des mittleren Abschnitts der Kulissenbahn aufgenommen wird.
Bezüglich der Kontur der elliptischen Kulissenbahn und der mit dieser in Kontakt stehenden Außenwand der Antriebsrolle ist bevorzugt vorgesehen, dass die Kulissenbahn der Kulissenführung im Längsprofil eben ausgebildet ist, und dass die Antriebsrolle eine zylindrische Außenwand aufweist, mit welcher die Antriebsrolle auf der Kulissenbahn abgewälzt. Aufgrund dieser in der Achsrichtung der Antriebswelle ebenen Konturen an der Kulissenbahn und der Antriebsrolle wird eine Drehführung der Kolbenstange bewirkt, durch die eine Verdrehsicherung der Kolben überflüssig ist. Zudem ist dadurch eine axiale Verschiebung der Antriebsrolle gegenüber der Kulissenbahn möglich, so dass durch Fertigungstoleranzen und Wärmedehnung verursachte axiale Verschiebungen der Antriebswelle beziehungsweise der Antriebsrolle verspannungsfrei ausgeglichen werden können.
Um ohne die zuvor genannten Maßnahmen zur Erzeugung einer seitlichen radialen Anpresskraft der Antriebsrolle einen stetigen Wälzkontakt der Antriebsrolle mit der Kulissenbahn sicher zu stellen, kann vorgesehen sein, dass die Kulissenbahn der Kulissenführung mit einer umlaufenden Innenverzahnung versehen ist, und dass die Antriebsrolle an ihrer Außenwand eine Außenverzahnung mit gleicher Zahnteilung aufweist, über deren Wälzkreis die Antriebsrolle auf dem Wälzkreis der Innenverzahnung der Kulissenbahn abwälzt. Der Fertigungsaufwand zur Herstellung der Verzahnungen ist jedoch relativ hoch. Auch bei dieser Ausführung der Kulissenführung wird eine Drehführung der Kolbenstange bewirkt und eine axiale Verschiebung der Antriebsrolle gegenüber der Kulissenbahn ermöglicht. Falls jedoch eine Axialführung der Antriebsrolle und der mit dieser verbundenen Antriebswelle erwünscht ist, kann diese dadurch erreicht werden, dass die Kulissenbahn der Kulissenführung mit einem umlaufenden Innensteg versehen ist, und dass die Antriebsrolle in ihrer Außenwand eine umlaufende Ringnut aufweist, in die der Innensteg der Kulissenbahn zur axialen Führung der Antriebsrolle eingreift.
In einer ersten Bauweise der Antriebsrolle ist die Antriebsrolle über ein Wälzlager oder ein Gleitlager drehbar auf einem Lagerbolzen gelagert angeordnet, welcher exzentrisch an der Antriebswelle befestigt ist. Zur Erzielung einer kompakten Bauweise ist die Antriebsrolle bei dieser Bauart bevorzugt durch einen Außenring des Wälzlagers oder durch eine Buchse des Gleitlagers gebildet.
In einer zweiten Bauweise der Antriebsrolle ist die Antriebsrolle als eine zylindrische Scheibe ausgebildet und starr mit einem zentralen Lagerbolzen verbunden, welcher über ein Wälzlager oder ein Gleitlager drehbar in einer exzentrisch an der Antriebswelle angeordneten Lagerbohrung gelagert ist.
Zur verbesserten Lagerung der Antriebsrolle und der Antriebswelle kann zusätzlich vorgesehen sein, dass der Lagerbolzen der Antriebsrolle oder die Antriebsrolle selbst mit einem zentralen äußeren Lagerschaft versehen ist, der über ein Wälzlager oder ein Gleitlager radial außen auf einem gehäuseseitig befestigten, koaxial zu der Drehachse der Antriebswelle ausgerichteten Lagerzapfen abgestützt ist.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von zwölf in der beigefügten Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. In der Zeichnung zeigt
Fig. 1 eine erfindungsgemäße erste Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem Längsmittelschnitt,
Fig. 1a der Doppelkolbenkompressor gemäß Fig. 1 in einer Querschnittsansicht, Fig. 1 b die Hubkurve der Kolben des Doppelkolbenkompressors gemäß den Figuren 1 und 1 a in einem Diagramm,
Fig. 2 eine erfindungsgemäße zweite Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem Längsmittelschnitt,
Fig. 2a der Doppelkolbenkompressor gemäß Fig. 2 in einer Querschnittsansicht,
Fig. 2b die Hubkurve der Kolben des Doppelkolbenkompressors gemäß den Figuren 2 Fig. 2a in einem Diagramm,
Fig. 3 eine erfindungsgemäße dritte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem Längsmittelschnitt,
Fig. 3a der Doppelkolbenkompressor gemäß Fig. 3 in einer Querschnittsansicht,
Fig. 3b die Hubkurve der Kolben des Doppelkolbenkompressors gemäß den Figuren 3 und 3a in einem Diagramm,
Fig. 4 eine erfindungsgemäße vierte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem Längsmittelschnitt,
Fig. 4a der Doppelkolbenkompressor gemäß Fig. 4 in einer Querschnittsansicht,
Fig. 4b die Hubkurve der Kolben des Doppelkolbenkompressors gemäß den Figuren 4 und 4a in einem Diagramm,
Fig. 5 eine fünfte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt,
Fig. 6 eine sechste Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt,
Fig. 7 eine siebte Ausführung eines Doppelkolbenkompressors in einer ausschnittweisen Querschnittsansicht,
Fig. 8 eine erfindungsgemäße achte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einer ausschnittweisen Querschnittsansicht, Fig. 9 eine neunte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einer ausschnittweisen Querschnittsansicht,
Fig. 10 eine zehnte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt, Fig. 1 1 eine elfte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt,
Fig. 12 eine zwölfte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt, und
Fig. 13a-d schematische Ansichten, die einen verringerten Seitenabstand der
Kulissenbahn illustrieren.
Die Schnittebenen in den Figuren sind durch die Bezugszeichen A, B, C, D, E, F, K, L kenntlich gemacht.
Eine gemäß der Erfindung ausgebildete, als Basisausführung ansehbare erste Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .1 einer Druckluft- Versorgungseinrichtung ist in Fig. 1 in einem Längsmittelschnitt und in Fig.1 a in einer Querschnittsansicht abgebildet. Der Doppelkolbenkompressor 1 .1 weist eine als Niederdruckstufe ausgebildete erste Druckstufe 2 und eine als Hochdruckstufe ausgebildete zweite Druckstufe 3 auf, die jeweils einen Zylinder 4, 7 mit einem darin axialbeweglich geführten Kolben 5, 8 aufweisen. Die beiden Kolben 5, 8 sind über jeweils einen Dichtungsring 6, 9, die bevorzugt als aus einem elastischem Material wie zum Beispiel Gummi bestehende Dichtmanschetten ausgebildet sind, gegenüber dem zugeordneten Zylinder 4, 7 abgedichtet und gleitbeweglich in diesem geführt. Die beiden Zylinder 4, 7 sind bezüglich einer Drehachse 13 einer Antriebswelle 12 radial gegenüberliegend angeordnet. Die beiden Kolben 5, 8 sind über eine Kolbenstange 10 starr miteinander verbunden und stehen über eine Kulissenführung 14.1 mit der Antriebswelle 12 in Triebverbindung. Die Kulissenführung 14.1 umfasst eine in der Kolbenstange 10 angeordnete, durch eine geschlossene elliptische Kulissenbahn 16.1 begrenzte und mit ihrer Querschnittsebene senkrecht zu der Drehachse 13 der Antriebswelle 12 ausgerichtete Ausnehmung 15.1 , sowie eine mit der Kulissenbahn 16.1 der Ausnehmung 15.1 in Eingriff stehende, bezüglich der Drehachse 13 der Antriebswelle 12 achsparallel und exzentrisch sowie drehbar an der Antriebswelle 12 befestigte Antriebsrolle 17.
Die Ausnehmung 15.1 und damit auch die Kulissenführung 14.1 sind mittig zu einer Mittelachse 1 1 der Kolbenstange 10 ausgerichtet. Die Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn 16.1 weist eine Länge LH auf, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 geringfügig unterschreitet (vgl. auch Fig. 13a-d; mit Bezug auf die Fig. 13a-d wird der Effekt der Unterschreitung genauer dargestellt werden). Da die Neigung der Kulissenbahn 16.1 gegenüber einer Senkrechten 23 auf der Mittelachse 11 der Kolbenstange 10 in dem Ausführungsbeispiel gemäß den Figuren 1 und 1 a gleich Null ist, gilt für die Länge LH der Hauptachse H die Formel LH < 2 * (e + RR) / cos a mit [cos a= l]. Die Nebenachse N der elliptischen Kulissenbahn 16.1 weist eine Länge LN auf, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 unterschreitet, so dass die Formel L < 2 * (e + RR) gilt, wobei diese Länge LN jedoch mindestens so groß ist, dass die Eckradien RE der elliptischen Kulissenbahn 16.1 größer als der Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 sind (RE > RR). Die Antriebsrolle 17 ist vorliegend durch den Außenring 19 eines Wälzlagers 18 gebildet, das auf einem um die Exzentrizität e exzentrisch an der Antriebswelle 12 befestigten Lagerbolzen 20 angeordnet ist.
Durch die exzentrische Anordnung des Lagerbolzens 20 bewirkt eine Drehung der Antriebswelle 12 eine Kurbelbewegung der Antriebsrolle 17, wobei die Kurbelbewegung durch das Abwälzen der Antriebsrolle 17 auf der geschlossenen elliptischen Kulissenbahn 16.1 der Kulissenführung 14.1 in eine periodische Hubbewegung der Kolbenstange 10 und damit der beiden Kolben 5, 8 umgesetzt wird. Dabei sorgt die zuvor genannte Geometrie der elliptischen Kulissenbahn 16.1 in Verbindung mit einer der Hubbewegung entgegengerichtete Druckkraft auf den jeweils im Druckhub befindlichen Kolben 5, 8 für einen ständigen Wälzkontakt der Antriebsrolle 17 mit der Kulissenbahn 16.1. Bei bekannten Kulissenführungen auftretende Unstetigkeiten im Hubverlauf der Kolben 5, 8 und damit verbundene Ver- schleißerscheinungen durch Belastungswechsel der Antriebsrolle 17 werden somit vermieden.
Da die Kulissenbahn 16.1 der Kulissenführung 14.1 im Längsprofil eben ausgebildet ist und die Antriebsrolle 17 eine zylindrische Außenwand aufweist, über wel- che die Antriebsrolle 17 auf der Kulissenbahn 16.1 abwälzt, ist zudem eine axiale Verschiebung der Antriebsrolle 17 gegenüber der Kulissenbahn 16.1 möglich, so dass durch Fertigungstoleranzen und Wärmedehnung verursachte axiale Verschiebungen der Antriebswelle 12 und der Antriebsrolle 17 verspannungsfrei ausgeglichen werden können.
In dem Diagramm der Fig. 1 b ist die Hubkurve ζΗ(φ) der Kolben 5, 8 beziehungsweise der Kolbenstange 10 des Doppelkolbenkompressors 1 .1 für eine Umdrehung der Antriebswelle 12 abgebildet, wobei der Drehwinkel der Antriebswelle 12 mit φ bezeichnet ist und die Drehrichtung der Antriebswelle 12 entsprechend dem in der Querschnittsansicht von Fig. 1 a abgebildeten Drehrichtungspfeil 21 im Uhrzeigersinn angenommen ist. In den Figuren 1 und 1 a sind der Lagerbolzen 20 und die Antriebsrolle 17 in der 90°-Stellung der Antriebswelle 12 dargestellt. Die Hubhöhe der Kolben 5, 8 ist in dem Diagramm von Fig. 1 b mit zH bezeichnet, wobei die Hubrichtung der Kolben 5, 8 entsprechend dem in Fig. 1 abgebildeten Hubrichtungspfeil 22 in Richtung des Zylinders 7 der Hochdruckstufe 3 positiv angenommen ist. Die in dem Diagramm von Fig. 1 b abgebildete Hubkurve ΖΗ(Φ) der Kolben 5, 8 weist einen regelmäßigen sinusförmigen Verlauf auf, dessen Amplitude ZH max sich aus der um die halbe Länge LN der Nebenachse N der elliptischen Kulissenbahn 16.1 reduzierten Summe aus der Exzentrizität e und dem Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 ergibt, so dass die Gleichung ZH_max = e + RR - LN 12 gilt.
Eine erfindungsgemäße zweite Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .2 einer Druckluft-Versorgungseinrichtung ist in Fig. 2 in einem Längsmittelschnitt und in Fig. 2a in einer Querschnittsansicht abgebildet. Diese Ausführungsform des Doppelkolbenkompressors 1 .2 unterscheidet sich durch eine geänderte Anordnung der Kulissenführung 14.2 von dem Doppelkolbenkompressors 1 .1 gemäß Fig. 1 . Nun ist die Ausnehmung 15.2 mit der elliptischen Kulissenbahn 16.2 gegenüber einer Senkrechten 23 auf der Mittelachse 1 1 der Kolbenstange 10 um einen Neigungswinkel von vorliegend α = 30° in der Drehrichtung 21 der Antriebswelle 12 verdreht angeordnet. Aufgrund der durch die Neigung bedingten Verkürzung der Projektion auf die Senkrechte 23 weist die Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn 16.2 nun eine entsprechend vergrößerte Länge LH' auf, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels α der Hauptachse H' geringfügig unterschreitet (Ι_Η' < 2 * (e + RR) / cos α mit [cos a > 0]). Hierdurch ist einerseits die Beweglichkeit der Antriebsrolle 17 in der Kulissenführung 14.2 und andererseits der Kontakt der Antriebsrolle 17 in den Seitenbereichen der Kulissenbahn 16.2 gewährleistet (vgl. auch Fig. 13a-d).
Die in dem Diagramm von Fig. 2b abgebildete Hubkurve ζΗ(φ) der Kolben 5, 8 beziehungsweise der Kolbenstange 10 des Doppelkolbenkompressors 1 .2 weist einen modifizierten sinusförmigen Verlauf auf, der aufgrund der in der Drehrichtung 21 der Antriebswelle 12 geneigten Anordnung der elliptischen Kulissenbahn 16.2 eine Phasenverschiebung in Richtung spät und eine über die Hubhöhe ZH_max bei senkrechter Anordnung der Kulissenbahn 16.1 gemäß Fig. 1 und Fig.1 a hinausgehende Hubhöhe aufweist. Zum Vergleich ist in Fig. 2b auch die Hubkurve ΖΗ(Φ) der Kolben 5, 8 des Doppelkolbenkompressors 1.1 gemäß den Figuren 1 und 1 a aus Fig. 1 b als Strich-Punkt-Kurve eingezeichnet.
Eine erfindungsgemäße dritte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .3 einer Druckluft- Versorgungseinrichtung ist in Fig. 3 in einem Längsmittelschnitt und in Fig. 3a in einer Querschnittsansicht abgebildet. Diese Ausführungsform des Doppelkolbenkompressors 1.3 unterscheidet sich durch eine in anderer Weise geänderte Anordnung der Kulissenführung 14.3 von dem Doppelkolbenkompressor 1 .1 gemäß Fig. 1. Hierbei ist die Ausnehmung 15.3 mit der elliptischen Kulissenbahn 16.2 gegenüber der Senkrechten 23 auf der Mittelachse 1 1 der Kolbenstange 10 um einen Neigungswinkel von α = - 30° entgegen der Drehrichtung 21 der Antriebswelle 12 verdreht angeordnet. Auch in diesem Fall weist die Hauptachse H' der elliptischen Kulissenbahn 16.2 aufgrund der durch die Neigung bedingten Verkürzung der Projektion auf die Senkrechte 23 eine entsprechend vergrößerte Länge LH' auf, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle 17 dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels α der Hauptachse H' geringfügig unterschreitet (Ι_Η' < 2 * (e + RR) / cos α mit [cos oc > 0]).
Die in dem Diagramm von Fig. 3b abgebildete Hubkurve ζΗ(φ) der Kolben 5, 8 beziehungsweise der Kolbenstange 10 des Doppelkolbenkompressors 1 .3 weist einen modifizierten sinusförmigen Verlauf auf, der aufgrund der entgegen der Drehrichtung 21 der Antriebswelle 12 geneigten Anordnung der elliptischen Kulissenbahn 16.2 eine Phasenverschiebung in Richtung früh sowie eine über die Hubhöhe zH_max bei senkrechter Anordnung der Kulissenbahn 16.1 gemäß Fig. 1 und Fig.1 a hinausgehende Hubhöhe aufweist. Zum Vergleich ist in Fig. 3b auch die Hubkurve ζΗ(φ) der Kolben 5, 8 des Doppelkolbenkompressors 1 .1 gemäß den Figuren 1 und 1 a aus Fig. 1 b als Strich-Punkt-Kurve eingezeichnet.
Eine erfindungsgemäße vierte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .4 einer Druckluft-Versorgungseinrichtung ist in Fig. 4 in einem Längsmittelschnitt sowie in Fig. 4a in einer Querschnittsansicht dargestellt. Diese Ausführungsform des Doppelkolbenkompressors 1 .4 unterscheidet sich durch eine geänderte Ausbildung der Kulissenführung 14.4 von dem Doppelkolbenkompressor 1 .1 gemäß Fig. 1 . Während die elliptische Kulissenbahn 16.1 , 16.2 bei den bisher beschriebenen Kulissenführungen 14.1 , 14.2, 14.3 jeweils symmetrisch ausgeführt ist, ist die in den Figuren 4 und 4a gezeigte Kulissenführung 14.4 in der Ausnehmung 15.3 mit unterschiedlichen Längen LN/2, LN72 der beiden Halbachsen der Nebenachse N' der elliptischen Kulissenbahn 16.3 nun asymmetrisch ausgebildet. Vorliegend weist die Halbachse der Nebenachse N', die dem Kolben 8 der Hochdruckstufe 3 zugewandt ist, eine gegenüber der Länge LN/2 der anderen Halbachse der Nebenachse N' reduzierte Länge LN72 auf (LNV2 < LN/2). Hierdurch sind die Hubhöhe des Druckhubs des Kolbens 8 der Hochdruckstufe 3 und die Hubhöhe des Saughubs des Kolbens 5 der Niederdruckstufe 2 in demselben Umfang gegenüber der Hubhöhe in die Gegenrichtung vergrößert (zH_max' = e + RR - LN'/2 > ZHjmax = e + RR - LN/2). Die in dem Diagramm der Fig. 4b abgebildete Hubkurve ZH(<P) der Kolben 5, 8 beziehungsweise der Kolbenstange 10 des Doppelkolbenkompressors 1.4 weist einen bezüglich der Mittelachse asymmetrischen sinusförmigen Verlauf auf, der aufgrund der reduzierten Länge LN'/2 der dem Kolben 8 der Hochdruckstufe 3 zugewandten Halbachse der Nebenachse N' der elliptischen Kulissenbahn 16.3 eine erhöhte Hubhöhe ZH_max' in der Hubrichtung 22 aufweist. Zum Vergleich ist in Fig. 4b auch die Hubkurve ζΗ(φ) der Kolben 5, 8 des Doppelkolbenkompressors 1.1 gemäß den Figuren 1 und 1a aus Fig. 1 b als Strich-Punkt-Kurve eingezeichnet. Zur Verdeutlichung ist in Fig. 4b auch die mit AzH_max bezeichnete Differenz der Hubhöhen ÄzH_max = ZH max" - zH_max eingezeichnet.
In Fig. 5 ist eine erfindungsgemäße fünfte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1.5 einer Druckluft-Versorgungseinrichtung in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt abgebildet. Bei dieser Ausführungsform der Kulissenführung 14.5 ist die elliptische Kulissenbahn 16.4 bei entsprechend vergrößerter Ausnehmung 15.4 mit einer vorzugsweise aus Gummi bestehenden federelastischen Schicht 24 belegt. Hierdurch wird die durch das Untermaß der Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn 16.4 erzeugte seitliche radiale Anpresskraft der Antriebsrolle 17 in Verbindung mit einer geringen radialen Verlagerung der Kolbenstange 10 zusätzlich zu den Dichtmanschetten 6, 9 auch über die federelastische Schicht 24 elastisch abgestützt.
In einer hierzu alternativen, in Fig. 6 in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt abgebildeten erfindungsgemäßen sechsten Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1.6 einer Druckluft- Versorgungseinrichtung ist bei der dortigen Kulissenführung 14.6 in der Ausnehmung 15.1 die Antriebsrolle 25' bei einer entsprechenden Reduzierung ihres Außendurchmessers mit einer vorzugsweise aus Gummi bestehenden federelastischen Schicht 24' belegt. In Fig. 6 ist die Antriebsrolle 25' beispielhaft alternativ zu der zuvor beschriebenen Ausführungsform der Antriebsrolle 17 ausgebildet. Nun ist die Antriebsrolle 25' als eine zylindrische Scheibe ausgebildet und starr mit einem zentralen Lagerbolzen 26 verbunden, der über ein Gleitlager 27 drehbar in einer um die Exzentrizität e exzentrisch an der Antriebswelle 12 angeordneten Lagerbohrung 28 gelagert ist.
In den Figuren 7 und 8 sind eine erfindungsgemäße siebte und eine erfindungsgemäße achte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1.7, 1 .8 einer Druckluft-Versorgungseinrichtung jeweils in einer ausschnittweisen Querschnittsansicht abgebildet, bei denen die in ihrer Längserstreckung mittleren Abschnitte der elliptischen Kulissenbahn 16.5 der jeweiligen Kulissenführung 14.7, 14.8 in den Ausnehmungen 15.5 der Kolbenstange 10 jeweils selbsttätig lastabhängig ausbuchtbar ausgebildet sind. In der Ausführung der Kulissenführung 14.7 gemäß Fig. 7 sind die Wände 29 der genannten mittleren Abschnitte der Kulissenbahn 16.5 federelastisch ausgebildet und überspannen jeweils einen Hohlraum 30 der Kolbenstange 10. In der Ausführung der Kulissenführung 14.8 gemäß Fig. 8 sind die Wände 31 der mittleren Abschnitte der Kulissenbahn 16.5 biegeelastisch ausgebildet und überspannen jeweils einen Hohlraum 30' der Kolbenstange 10, in dem jeweils eine mit der betreffenden Wand 31 in Kontakt stehende, vorliegend beispielhaft als Bogenfeder ausgebildete Druckfeder 32 angeordnet ist. Durch die dadurch mögliche Ausbuchtung der genannten mittleren Abschnitte der Kulissenbahn 16.5 wird die Hubhöhe des Druckhubs des jeweils zugewandten Kolbens 5, 8 kraftabhängig verringert und damit die Spitzenbelastung der Kulissenführung 14.7, 14.8 reduziert. In den Figuren 7 und 8 ist die dem Kolben 7 der Hochdruckstufe 3 zugewandte Wand 19, 31 der Kulissenbahn 16.5 jeweils durch die in der 90°-Position befindliche Rolle 17 ausgebuchtet abgebildet. Die radial gegenüberliegende Wand 19, 31 der Kulissenbahn 16.5 ist dagegen in den Figuren 7 und 8 jeweils in der nicht ausgebuchteten Form dargestellt.
Bei den zuvor beschriebenen Ausführungen der Kulissenführungen 14.1 - 14.8 ist die Kulissenbahn 16.1 - 16.5 im Längsprofil jeweils eben ausgebildet, und die Antriebsrolle 17, 25' weist jeweils eine zylindrische Außenwand auf, mit welcher die Antriebsrolle 17, 25' auf der jeweiligen Kulissenbahn 16.1 - 16.5 abwälzt. Aufgrund dieser in der Achsrichtung der Antriebswelle 12 ebenen Konturen zwischen der Kulissenbahn 16.1 - 16.5 und der Antriebsrolle 17, 25' wird eine Drehführung der Kolbenstange 10 bewirkt, durch die eine Verdrehsicherung der Kolben 5, 8 überflüssig ist. Zudem ist dadurch eine axiale Verschiebung der Antriebsrolle 17, 25' gegenüber der Kulissenbahn 16.1 - 16.5 möglich, so dass durch Fertigungstoleranzen und Wärmedehnung verursachte axiale Verschiebungen der Antriebswelle 12 beziehungsweise der Antriebsrolle 17, 25' verspannungsfrei ausgeglichen werden können.
Ausgehend von dem Doppelkolbenkompressor 1.1 gemäß den Figuren 1 und 1a unterscheidet sich eine in Fig. 9 in einer ausschnittweisen Querschnittsansicht abgebildete erfindungsgemäße neunte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .9 einer Druckluft- Versorgungseinrichtung durch eine Innenverzahnung 33 der die Aussparung 15.6 begrenzenden Kulissenbahn 16.6 sowie eine Außenverzahnung an der Antriebsrolle 17' der Kulissenführung 14.9. Demnach ist die Kulissenbahn 16.6 der Kulissenführung 14.9 mit einer umlaufenden Innenverzahnung 33 versehen, und die Antriebsrolle 17' weist an ihrer durch den Außenring 19' eines Wälzlagers 18' gebildeten Außenwand eine Aüßenverzahnung 34 mit gleicher Zahnteilung auf, über deren Wälzkreis die Antriebsrolle 17' auf dem Wälzkreis der Innenverzahnung 33 der Kulissenbahn 16.6 abwälzt. Durch den Verzahnungseingriff wird ein stetiger Wälzkontakt der Antriebsrolle 17' mit der Kulissenbahn 16.6 sichergestellt. Eine geringfügige Reduzierung der Länge LH der Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn 16.6 zur Erzeugung einer seitlichen radialen Anpresskraft der Antriebsrolle 17' und die zuvor beschriebenen Maßnahmen zur elastischen Abstützung dieser Anpresskraft sind bei dieser Ausführung der Kulissenführung 14.9 somit nicht erforderlich. Der Fertigungsaufwand zur Herstellung der Verzahnungen ist jedoch relativ hoch. Auch bei dieser Ausführung der Kulissenführung 14.9 wird eine Drehführung der Kolbenstange 10 bewirkt und eine axiale Verschiebung der Antriebsrolle 17' gegenüber der Kulissenbahn 16.6 ermöglicht.
In Fig.10 ist eine erfindungsgemäße zehnte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1.10 einer Druckluft-Versorgungseinrichtung in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt abgebildet, bei der die Antriebsrolle 17" und die mit dieser verbundene Antriebswelle 12 über die Kulissenführung 14.10 axial in der Kolbenstange 10 geführt sind. Bei dieser Ausführung der Kulissenführung 14.10 ist die die Ausnehmung 15.7 begrenzende Kulissenbahn 16.7 mit einem umlaufenden Innensteg 35 versehen, und die Antriebsrolle 17" weist an ihrer als Außenring 19" eines Wälzlagers 18" ausgebildeten radialen Außenwand eine umlaufende Ringnut 36 auf, in die der Innensteg 35 der Kulissenbahn 16.7 zur axialen Führung der Antriebsrolle 17" eingreift.
In den Figuren 1 1 und 12 sind eine erfindungsgemäße elfte Ausführungsform und eine erfindungsgemäße zwölfte Ausführungsform eines Doppelkolbenkompressors 1 .1 1 , 1 .12 einer Druckluft- Versorgungseinrichtung jeweils in einem ausschnittweisen Längsmittelschnitt abgebildet, bei denen die Antriebsrolle 17, 25 und die Antriebswelle 12 jeweils mit einer zusätzlichen Lagerung versehen sind. In der Ausführungsform des Doppelkolbenkompressors 1.1 1 gemäß Fig. 1 1 weisen die Antriebsrolle 17 sowie die die Ausnehmung 15.1 begrenzende Kulissenbahn 16.1 der Kulissenführung 14.1 1 die aus den Figuren 1 bis 4 sowie 7 und 8 bekannte Bauweise auf. Zur zusätzlichen Lagerung ist hierbei jedoch der Lagerbolzen 20' der Antriebsrolle 17 mit einem zentralen, axial äußeren Lagerschaft 37 versehen, der über ein Wälzlager 38 radial außen auf einem gehäuseseitig befestigten, koaxial zu der Drehachse der 13 Antriebswelle 12 ausgerichteten Lagerzapfen 39 abgestützt ist.
In der Ausführungsform des Doppelkolbenkompressors 1.12 gemäß Fig. 12 entspricht die Antriebsrolle 25 ohne die federelastische Schicht 24' der in Fig. 6 gezeigten Bauweise. Zur zusätzlichen Lagerung ist bei dieser Kulissenführung 14.12 die Antriebsrolle 25 nun selbst mit einem zentralen, axial äußeren Lagerschaft 40 versehen, der über ein Wälzlager 38 radial außen auf dem gehäuseseitig befestigten, koaxial zu der Drehachse 13 der Antriebswelle 12 ausgerichteten Lagerzapfen 39 abgestützt ist.
Die Figuren 13a bis 13d illustrieren nochmals den Zustand, wenn ein Untermaß der Hauptachse H der elliptischen Kulissenbahn 16 vorgesehen ist, und also der Seitenabstand der Kulissenbahn 16 um einen Betrag Δ geringer ist als die Summe aus der doppelten Exzentrizität e und dem doppelten Wälzradius RR der Antriebsrolle 17. In den Figuren 13a bis 13d sind die Elemente mit gleichen Bezugszeichen wie in den ersten zwölf Ausführungsbeispielen gezeigt dargestellt, wobei auf die nachgestellten Ziffern verzichtet wird und insofern beispielsweise die Ziffer 1 den Doppelkolbenkompressor bezeichnet ohne einen Suffix für bestimmte Ausführungsbeispiele, da sich die schematischen Darstellungen in den Figuren 13a bis 13d auf alle Ausführungsbeispiele gleichermaßen beziehen.
Der Einfachheit halber ist die Ausnehmung 15 als horizontal ausgerichtete Ellipse mit einer horizontal ausgerichteten Hauptachse H dargestellt. Die Mittelachse des Kolbens ist mit 1 1 bezeichnet, und eine Mittelachse des Doppelkolbenkompressors 1 ist mit 41 bezeichnet.
Wie aus Fig. 13a beispielsweise ersichtlich schneidet die Drehachse 13 der Antriebswelle 12 (in den schematischen Figuren 13a-d nicht gezeigt) die Mittelachse 41 . Wenn sich die Antriebswelle 12 dreht, wird die Antriebsrolle 17 entlang einer Bahn geführt und beschreibt einen Hüllkreis 42. Der Hüllkreis 42 ist kreisförmig, und wie aus den Figuren 13a-d zu sehen, größer als sowohl die Hauptachse H als auch die Nebenachse N der Kulissenbahn 16. Daher drückt die Antriebsrolle 7 in der in Fig. 13a gezeigten Position, bei der sie auf einen Winkel von 270° bezogen auf den oberen Totpunkt rotiert ist, die Kolbenstange 10 mit Bezug auf Fig. 13a nach links, sodass die Mittelachse 1 1 der Kolbenstange 10 um einen Betrag Δ/2 versetzt ist. Insgesamt ist nämlich der Seitenabstand der Kulissenbahn 16, der in Fig. 13a der Länge LH der Hauptachse H entspricht, um einen Betrag Δ kleiner als die doppelte Summe aus der Exzentrizität e und dem Wälzradius RR der Antriebsrolle 17.
Das axiale Versetzen der Kolbenstange 10 um den Betrag Δ/2 wird in dieser Darstellung durch die Dichtungsringe 6, 9 ausgeglichen, die elastisch sind. In anderen Ausführungsformen, wie beispielsweise dem Ausführungsbeispiel der Fig. 5 oder Fig. 6, ist es ebenso denkbar, den Ausgleich der axialen Versetzung um den Betrag Δ/2 durch die federelastische Schicht 24, 24' auszugleichen. Insgesamt wird durch diese spezifische Ausgestaltung der Kulissenbahn 16 erreicht, dass die Antriebsrolle 17 permanent in Anlage mit der Kulissenbahn ist, auch wenn Fertigungstoleranzen berücksichtigt werden. Sie hat permanent einen gewissen Druck zur Kulissenbahn 16, und eine Unstetigkeit, also ein Abheben in der Antriebsrolle 17 von der Kulissenbahn 16 erfolgt auch dann nicht, wenn der Doppelkolbenkompressor 1 Schwingungen oder Rüttlungen ausgesetzt ist.
Bezugszeichenliste (Bestandteil der Beschreibung)
1.1 Doppelkolbenkompressor, erste Ausführungsform
1 .2 Doppelkolbenkompressor, zweite Ausführungsform
1 .3 Doppelkolbenkompressor, dritte Ausführungsform
1 .4 Doppelkolbenkompressor, vierte Ausführungsform
1 .5 Doppelkolbenkompressor, fünfte Ausführungsform
1 .6 Doppelkolbenkompressor, sechste Ausführungsform
1 .7 Doppelkolbenkompressor, siebte Ausführungsform
1.8 Doppelkolbenkompressor, achte Ausführungsform
1 .9 Doppelkolbenkompressor, neunte Ausführungsform
1 .10 Doppelkolbenkompressor, zehnte Ausführungsform
1 .1 1 Doppelkolbenkompressor, elfte Ausführungsform
1.12 Doppelkolbenkompressor, zwölfte Ausführungsform
Erste Druckstufe, Niederdruckstufe
Zweite Druckstufe, Hochdruckstufe
Erster Zylinder
Erster Kolben
Dichtungsring, Dichtmanschette
Zweiter Zylinder
Zweiter Kolben
Dichtungsring, Dichtmanschette
0 Kolbenstange
1 Mittelachse
2 Antriebswelle
3 Drehachse
4.1 - 14.12 Kulissenführung
5.1 - 15.7 Ausnehmung
6.1 - 16.7 Kulissenbahn
7, 17', 17" Antriebsrolle
8, 18',18" Wälzlager
9, 19', 19" Au ßenring eines Wälzlagers 18, 18'
0, 20' Lagerbolzen 21 Drehrichtungspfeil, Drehrichtung
22 Hubrichtungspfeil, Hubrichtung
23 Senkrechte
24, 24' Federelastische Schicht
25, 25' Antriebsrolle
26 Lagerbolzen
27 Gleitlager
28 Lagerbohrung
29 Wand der Kulissenbahn 16.5 gemäß Fig. 7 30, 30' Hohlraum
31 Wand der Kulissenbahn 16.5 gemäß Fig. 8
32 Druckfeder, Bogenfeder
33 Innenverzahnung
34 Außenverzahnung
35 Innensteg
36 Ringnut
37 Lagerschaft
38 Wälzlager
39 Lagerzapfen
40, 40.4 Oberfläche der Ausnehmung
41 Mittelachse des Doppelkolbenkompressors
42 Hüllkreis der Antriebsrolle
A - F, K, L Schnittebenen
e Exzentrizität
H, H' Hauptachse
LH, LH' Länge der Hauptachse
LN, LN Länge der Nebenachse
N, N' Nebenachse
RE Eckradius
RR Wälzradius
zH Hubhöhe
ζΗ(φ) Hubkurve
ZH_max · Hubhöhe ZH_max' Hubhöhe
AzH_max Differenz der Hubhöhen α Neigungswinkel
cos(a) Kosinus des Neigungswinkels φ Drehwinkel
Δ Betrag des Untermaß

Claims

Patentansprüche
1 . Doppelkolbenkompressor (1 .1 -1 .12) einer Druckluft- Versorgungseinrichtung, mit
einer ersten Druckstufe (2) und einer zweiten Druckstufe (3), die jeweils einen Zylinder (4, 7) mit einem darin axialbeweglich geführten Kolben (5, 8) aufweisen, wobei die beiden Zylinder (4, 7) bezüglich einer Drehachse (13) einer Antriebswelle (12) radial gegenüberliegend angeordnet sind, wobei die beiden Kolben (5, 8) über eine Kolbenstange (10) starr miteinander verbunden sind und über eine Kulissenführung mit der Antriebswelle (12) in Triebverbindung stehen,
wobei die Kulissenführung (14.1 - 14.12) eine in der Kolbenstange (10) ausgebildete, mit einer Kulissenbahn (16.1 - 16.7) versehene und mit ihrer Querschnittsebene senkrecht zu der Drehachse (13) der Antriebswelle (12) ausgerichtete Ausnehmung (15.1 - 15.7) aufweist, und
wobei die Kulissenführung (14.1 - 14.12) eine mit der Ausnehmung (15.1 - 15.7) in Eingriff stehende, bezüglich der Drehachse (13) der Antriebswelle (12) achsparallel und exzentrisch sowie drehbar an der Antriebswelle (12) befestigte Antriebsrolle (17, 17', 17", 25, 25') aufweist,
dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (15.1 ) der Kulissenführung (14.1 ) durch eine geschlossene Kulissenbahn (16.1 ) begrenzt ist, die mittig zu einer Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) ausgerichtet ist, und auf der die Antriebsrolle (17) durch eine resultierende Druckkraft auf die beiden Kolben (5, 8) permanent angedrückt abwälzt,
dass der Seitenabstand der Kulissenbahn (16.1 ), senkrecht zu der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) gemessen, maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17) entspricht,
und dass der Hubabstand der Kulissenbahn (16.1 ), parallel zu der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) gemessen, den doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17) überschreitet, und die Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und den doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17) unterschreitet. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Seitenabstand der Kulissenbahn (16.1 ) um einen Betrag Delta (Δ) geringer ist als die Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17).
Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Betrag Delta (Δ) in einem Bereich von 1 % bis 10% der Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17) liegt.
Doppelkolbenkompressor nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (15.1 - 15.7) der Kulissenführung (14.1 - 14.12) durch eine elliptische Kulissenbahn (16.1 - 16.7) begrenzt ist, deren Hauptachse (H, H') eine Länge (LH, LH') aufweist, die maximal der Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17, 17', 17", 25, 25') dividiert mit dem Kosinus des Neigungswinkels (oc) der Hauptachse (H, H') gegenüber einer Senkrechten (23) auf der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) entspricht (LH < 2 * (e + RR) / cos α [cos ct=0] ; LH' < 2 * (e + RR) / cos a), und deren Nebenachse (N) eine Länge (LN) aufweist, welche die Summe aus der doppelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17, 17', 17", 25, 25') unterschreitet (LN < 2 * (e + RR)), die jedoch mindestens so groß ist, dass die Eckradien (EE) der elliptischen Kulissenbahn größer als der Wälzradius (RR) der Antriebsrolle (17, 17', 17", 25, 25') sind.
Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Hauptachse (H) der Kulissenbahn (16.1 , 1 6.3 - 16.7) der Kulissenführung (14.1 , 14.4 - 14.12) senkrecht zu der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) ausgerichtet ist.
6. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Hauptachse (Η') der Kulissenbahn (16.2) der Kulissenführung (14.2) gegenüber einer Senkrechten (23) auf der Mittelachse (11 ) der Kolbenstange (10) in der Drehrichtung (21 ) der Antriebswelle (12) geneigt ist.
7. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Hauptachse (Η') der Kulissenbahn (16.2) der Kulissenführung (14.3) gegenüber der Senkrechten (23) auf der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) entgegen der Drehrichtung (21 ) der Antriebswelle (12) geneigt ist.
8. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Neigungswinkel (a) der Hauptachse (Η') der Kulissenbahn (16.2) gegenüber einer Senkrechten (23) auf der Mittelachse (1 1 ) der Kolbenstange (10) maximal 45° beträgt.
9. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kulissenbahn (16.1 , 16.2, 16.4 - 16.7) der Kulissenführung (14.1 - 14.3, 14.5 - 14.12) mit gleich langen Halbachsen der Nebenachse (N) symmetrisch ausgebildet ist.
10. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kulissenbahn (16.3) der Kulissenführung (14.4) mit unterschiedlich langen Halbachsen der Nebenachse (Ν') asymmetrisch ausgebildet ist.
1 1. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 4 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Hauptachse (H, H') der Kulissenbahn (16.1 - 16.5, 16.7) eine Länge (LH, LH') aufweist, welche die Summe aus der dop¬ pelten Exzentrizität (e) und dem doppelten Wälzradius (RR) der Antriebsrol¬ le (17, 17", 25, 25') dividiert durch den Kosinus des Neigungswinkels (cc) der Hauptachse (H, H') gegenüber einer Senkrechten (23) auf der Mittel- achse (1 1 ) der Kolbenstange (10) geringfügig unterschreitet (I_H < 2 * (e + RR) / cos α [cos o=0]; LH' < 2 * (e + RR) / cos a).
12. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Kolben (5, 8) über jeweils einen Dichtungsring (6, 9) in den Zylindern (4, 7) geführt sind, die vorzugsweise als aus einem federelastischen Material bestehende Dichtmanschetten ausgebildet sind.
1 3. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtungsringe (6, 9) eine Bewegung der Kolben (5, 8) senkrecht zur Mittelachse (1 1 ) erlauben.
14. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die radial innere Fläche (40.4) der Ausnehmung (1 5) mit einer federelastischen Schicht (24) belegt ist, die die Kulissenbahn (1 6.4) der Kulissenführung (14.5) bildet.
1 5. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Außenwand der Antriebsrolle (25') mit einer fe¬ derelastischen Schicht (24') belegt ist.
1 6. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die federelastische Schicht (24) der Kulissenbahn (1 6.4) der Kulissenführung (14.5) aus Gummi besteht. 7. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die federelastische Schicht (24') der Außenwand der Antriebsrolle (25') aus Gummi besteht. 8. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 1 7, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens ein mittlerer Abschnitt der Kulissenbahn (16.5) der Kulissenführung (14.7, 14.8) selbsttätig lastabhängig ausbucht- bar ausgebildet ist.
19. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Wand (29) des mindestens einen mittleren Abschnitts der Kulissenbahn (16.5) federelastisch ausgebildet ist und einen Hohlraum (30) der Kolbenstange (10) überspannt.
20. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Wand (31 ) des mindestens einen mittleren Abschnitts der Kulissenbahn (16.5) biegeelastisch ausgebildet ist und einen Hohlraum (30) der Kolbenstange (10) überspannt, in dem mindestens eine mit der betreffenden Wand (31 ) in Kontakt stehende Druckfeder (32) angeordnet ist.
21. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Kulissenbahn (16.1 - 16.5) der Kulissenführung (14.1 - 14.8, 14.1 1 , 14.12) im Längsprofil eben ausgebildet ist, und dass die Antriebsrolle (17, 25, 25') eine zylindrische Außenwand aufweist, über welche die Antriebsrolle (17, 25, 25') auf der Kulissenbahn (16.1 - 16.5) abwälzt.
22. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Kulissenbahn (16.6) der Kulissenführung (14.9) mit einer umlaufenden Innenverzahnung (33) versehen ist, und dass die Antriebsrolle (17') an ihrer Außenwand eine Außen Verzahnung (34) mit gleicher Zahnteilung aufweist, über deren Wälzkreis die Antriebsrolle (17') auf dem Wälzkreis der Innenverzahnung (33) der Kulissenbahn (16.6) abwälzt.
23. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 21 , dadurch gekennzeichnet, dass die Kulissenbahn (16.7) der Kulissenführung (14. 0) mit einem umlaufenden Innensteg (35) versehen ist, und dass die Antriebsrolle (17") in ihrer Außenwand eine umlaufende Ringnut (36) aufweist, in die der In- nensteg (35) der Kulissenbahn (16.7) zur axialen Führung der Antriebsrolle (17") eingreift.
24. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsrolle (17, 17, 17") über ein Wälzlager (18, 18', 18") oder ein Gleitlager drehbar auf einem Lagerbolzen (20, 20') gelagert ist, der exzentrisch an der Antriebswelle (12) befestigt ist.
25. Doppelkolbenkompressor nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsrolle (17, 17', 17") durch einen Außenring (19, 19', 19") des Wälzlagers (18, 18', 18") oder durch eine Buchse des Gleitlagers gebildet ist.
26. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsrolle (25, 25') als eine zylindrische Scheibe ausgebildet und starr mit einem zentralen Lagerbolzen (26) verbunden ist, der über ein Wälzlager oder ein Gleitlager (27) drehbar in einer exzentrisch an der Antriebswelle (12) angeordneten Lagerbohrung (28) gelagert ist.
27. Doppelkolbenkompressor nach einem der Ansprüche 24 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagerbolzen (20') der Antriebsrolle (17) oder die Antriebsrolle (25) selbst mit einem zentralen äußeren Lagerschaft (37, 40) versehen ist, der über ein Wälzlager (38) oder ein Gleitlager radial außen auf einem gehäuseseitig befestigten, koaxial zu der Drehachse (13) der Antriebswelle (12) ausgerichteten Lagerzapfen (39) abgestützt ist.
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