乾式ピストン圧縮機
クランクケーシング（４）を有した乾式ピストン圧縮機であって、クランクケーシングには少なくとも１つのポット状のシリンダ（５）が配置されており、該シリンダには内側に位置するピストン（７）が設けられており、該ピストンはコンロッド（８）によって、クランクケーシング（４）内に回転可能に支承されたクランクシャフト（１０）に結合されており、コンロッド（８）のクランクシャフト側の端部は、転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受（９）を介してクランクシャフト（１０）に支承されている形式のものにおいて、コンロッド軸受（９）が２〜６の範囲の負荷係数ＢPleuelを有しており、該負荷係数は以下の式により得られる、即ち、
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×ｐVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］の式により得られ、この場合、Ｃdynは動的軸受定格荷重、ＡKolbenはピストン面積、pVerdichterは公称作業圧力である。
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×ｐVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］の式により得られ、この場合、Ｃdynは動的軸受定格荷重、ＡKolbenはピストン面積、pVerdichterは公称作業圧力である。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、クランクケーシングを有した乾式ピストン圧縮機であって、クランクケーシングには少なくとも１つのポット状のシリンダが配置されており、該シリンダには内側に位置するピストンが設けられており、該ピストンはコンロッドによって、クランクケーシング内に回転可能に支承されたクランクシャフトに結合されており、コンロッドのクランクシャフト側の端部は、転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受を介してクランクシャフトに支承されている形式のものに関する。
【０００２】
本発明の使用分野は、特に商用車およびレール車両の分野である。この場合、ピストン圧縮機が圧縮空気を形成するために使用され、この圧縮空気は特に、圧縮空気ブレーキ装置の運転のために必要なものである。商用車の分野では、これまでもっぱらオイル潤滑式のピストン圧縮機が使用されていた。しかしながら本発明は、乾式の、即ちオイルフリーのピストン圧縮機を有しており、これは特に、商用車およびレール車両の構成において使用するために適している。
【０００３】
先行技術により公知の一般的なオイル潤滑式のピストン圧縮機では、オイル潤滑油供給により圧縮空気がオイルを含むことになる。続いて行われる空気乾燥の際に生じる凝縮液は、オイルを含んでいるので、環境保護の理由から、加熱可能な容器に集められ、廃棄物処理のための一定の時間をおいて排出しなければならない。このことは保守整備および廃水処理の手間を高める。さらに、従来のオイル潤滑式のピストン圧縮機のオイル回路ではエマルション形成の問題がしばしば生じる。これは通常、冬季の運転中に、低い負荷の際に生じる。商用車でオイル潤滑式のピストン圧縮機を使用する場合、特別な問題が生じる。商用車の内燃機関の側方にフランジ結合された、直接駆動されるピストン圧縮機は、高い回転数及び出力密度で運転され、これによりニューマチックシステムへの特に高いオイル衝撃が引き起こされ、これにより必然的に、後続の構成部分がオイルで汚されてしまう。さらには、このピストン圧縮機は通常単段で、高い圧縮温度のもとで運転されるので、これによりオイルが弁の圧縮出口で熱的に高い負荷をかけられ、これにより亀裂が生じる恐れがある。これにより炭化が生じ、これは圧縮空気によってニューマチックシステムへともたらされ、後続の構成部分における損傷を引き起こす。
【０００４】
従って以前は、商用車でオイル潤滑式のピストン圧縮機の代わりに乾式ピストン圧縮機を使用するために、大きな努力がなされた。これまでは、乾式ピストン圧縮機が、オイル潤滑式のピストン圧縮機と比較可能な圧送出力をもたらすためには、比較的大きなジオメトリ寸法を有していることでこの試みは失敗していた。商用車では、圧縮機ユニットの取付のために極めて限られた構成スペースしか与えられないので、これまではこのような努力は困難であった。
【０００５】
ドイツ連邦共和国特許第１０１０９５１４号明細書では冒頭で述べた形式の乾式ピストン圧縮機が公知である。この公知のピストン圧縮機は特に、レール車両の内部で使用することをコンセプトとしている。乾式ピストン圧縮機はクランクケーシングを有していて、このクランクケーシングは、その内部で回転可能に支承されるクランクシャフトのためのものである。クランクケーシングの外側には、複数のポット状のシリンダが設けられており、これらのシリンダにはそれぞれ内側に位置するピストンが設けられている。この場合、クランクシャフトは、第１の支承個所としてのコンロッド軸受を介してコンロッドの一方の端部に結合されており、これによりクランクシャフトの回転運動を、第２の支承個所としてピストンピン軸受を介してコンロッドの他方の端部に支承されたピストンのために直線運動に変換する。乾式ピストン圧縮機は、クランクケーシング内に位置する潤滑オイルなしに作業する。その代わりに、ピストン走行軌道における潤滑は、特に摩擦の少ないダイナミックシール装置によって行われる。回転する全ての構成部分はさらに、転がり軸受されている。カプセル状の転がり軸受には、この場合、耐熱性のある耐用期間の長い潤滑油充填部が設けられている。弁領域ではスライドガイドされた構成部分は殆ど設けられていない。これらの手段の全てにより、ピストン圧縮機におけるオイル潤滑は不要にされる。結果として例えば、ピストン圧縮機によって生じる圧縮空気がオイルで汚される危険も排除される。
【０００６】
しかしながら、当該車両では、ピストン圧縮機は内燃機関（ディーゼルエンジン）のすぐ隣にフランジ結合されていて、この場合、車両支持体と内燃機関との間には極めて狭い制限された組み込みスペースしかないので、オイルフリーのピストン圧縮機の使用はこれまで不可能であった。ピストン圧縮機のオイルフリーの構成形式で必要とされる、転がり軸受されたコンロッドの使用により、ピストン圧縮機は転がり軸受の少なくとも２倍の組み込み幅だけ拡大するので、乾式ピストン圧縮機は、同じ圧送出力を有する従来のオイル潤滑式のピストン圧縮機のための代替としては考えられなかった。
【０００７】
オイルフリーのピストン圧縮機のもとで転がり軸受として形成されたコンロッド軸受は常に、技術基準の規定に従い設計されていた。このような規定は、刊行物「ＦＡＧヴァルツラーガー（Waelzlager）、ＷＬ４１ ５２０／３ＤＢカタログ １９９９年刊行」に記載されていた。コンロッド軸受のこのような場合に対して従来の軸受の寸法設定は、最大のピストン力の算出により行われる。最大のピストン力はピストン面積に、このピストン面積に加えられる最大の圧力をかけたものにより得られる。転がり軸受の耐用期間の設計のためには、
Ｌ＝（Ｃ／Ｐ）p
の関係が使用される。この場合、Ｃ＝動的定格荷重、Ｐ＝軸受負荷、ｐ＝耐用期間指数である。軸受の選択は、最終的には、このような式により得られた定格荷重に基づき、相応の数学的な変換ステップにより行われる。転がり軸受の定格荷重は規格化されていて、ＤＩＮ ＩＳＯ ２８１とＤＩＮ ＩＳＯ７６に基づく。動的定格荷重Ｃは、十分な量の同じ軸受が１００万回転の公称耐用期間に達するような、変更のない大きさおよび方向の負荷として規定されている。
【０００８】
コンロッド軸受の選択に関する大きな問題点は、既に説明したように、商用車での構成スペースが限られていることによるものであって、これにより極めて小さな構成の転がり軸受しかコンロッド軸受として問題にされていなかった。即ち特に、ニードル軸受または小さなローラ状の円筒ローラ軸受の形式の転がり軸受しか考慮されていなかった。しかしながらこのようなタイプの軸受は、高められた捏ね作用による著しい潤滑オイルの老化により、商用車のピストン圧縮機のために必要な運転期間が得られないだけでなく、信頼できる運転条件のもとでは、このようなタイプの軸受は早期に故障し、圧縮機の損傷につながる。しかしながら潤滑剤負荷の僅かな別のタイプの軸受は、技術基準により、上記規定に応じて、クランク駆動装置のサイズ、特に幅が、技術的に有利な組み付け個所における商用車におけるいかなる使用も不可能であるような大きさになっている。
【０００９】
そこで本発明の課題は、同じ圧送出力のオイル潤滑式のピストン圧縮機と比較して、少なくとも同じ耐用期間の場合、同じ構成スペースしか必要としないような乾式ピストン圧縮機を提供することである。
【００１０】
この課題は、請求項１の上位概念による乾式ピストン圧縮機を起点として、その特徴部と結びつけることにより解決される。従属請求項には本発明の有利な別の構成が記載されている。
【００１１】
本発明による技術的教示は、クランクシャフトの側の構成スペース臨界的なコンロッド軸受が、２〜６の範囲の負荷係数ＢPleuelを有していて、これは以下の式、即ち、
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×pVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］
により得られることにある。
【００１２】
これは、数学的な変換により、コンロッド軸受の選択が、動的な軸受定格荷重Ｃdynにより以下の式により得られることを意味する。
【００１３】
Ｃdyn＝ＡKolben×（２〜６）×pVerdichter
このような規定によるコンロッド軸受の設計は、十分な耐用期間を有しており、乾式ピストン圧縮機のジオメトリックな寸法設計の縮小を可能にする。本発明の成果は、実際の試験において驚くべきことに、乾式ピストン圧縮機においていわゆる動的に等価の軸受負荷算出（ＦＡＧカタログ「転がり軸受」３２ページに記載）が、拍動的な回転数のためにも軸受設計の基礎とできることが確認されたことにある。さらに、極めて小型な軸受で実験されたが、これは当業者には、軸受の寸法に関する現行の規定に基づきなされていなかったことである。新しい方法に達する思考の出発点は、重たいピストンの使用に関する振動最適化から得られた知識である。この知識は軸受設計に転用された。新たな発想の核心は、乾式ピストン圧縮機でも使用されるような重たいピストンの運動エネルギが、重たいピストンピンの案内長さとピストンにおける転がり軸受の使用に基づき、圧縮エネルギに変換されたことである。このことは振動特性の改善だけでなく、必然的に、コンロッドにおける転がり軸受の負荷軽減を余儀なくした。
【００１４】
実際の実験により確認されたこの思考のまとめは、乾式ピストン圧縮機を特別に使用する場合に、軸受の設計と寸法設計を、これまで使用されていなかった範囲に置くことができるという認識に通ずる。この範囲は、
２≦Ｃdyn／（ＡKolben×pVerdichter）≦６
と記載することができる。この場合、ＡKolbenはピストン面積（ｍｍ２）、pVerdichterは、圧縮機の公称作業圧力（Ｎ／ｍｍ2）、Ｃdynは動的軸受定格荷重（Ｎ）である。
【００１５】
先行技術の寸法規定によれば、本発明による手段とは異なり、負荷係数ＢPleuelが６よりもずっと大きなものとされていた。
【００１６】
本発明を改善する別の手段によれば、ピストン、ピストンリング、ピストンピン軸受、コンロッドの往復運動部分から成るクランク駆動装置の往復運動質量体ｍosz［ｇ］とピストンの作用面積ＡKolben［ｃｍ2］との間の比が１０〜２０の範囲である。この場合、ＡKolbenの単位はｃｍ2であって、ｍoszの単位はｇである。ピストン面積と往復運動質量体との間のこの比の範囲では、特に最小の軸受負荷が生じ、これは耐用期間の延長に付加的に貢献する。上記の比は、本発明による効果を特に、重たいピストンの使用範囲にもたらす。これに関しては、この場合、付加的に注目されたい。
【００１７】
転がり軸受として形成されたコンロッド軸受は有利には少なくとも１つの玉軸受として形成される。しかしながら、コンロッド軸受が２列の玉軸受として形成されることも考えられる。このことは、コンロッド軸受に必要な構成スペースを相応に拡大しはするが、最小の構成スペースに関して、軸受直径の臨界的な寸法はこれにより特に小さく維持することができる。２列の玉軸受は、比較可能な１列の玉軸受よりも僅かな外径を有している。
【００１８】
勿論、玉軸受を対になった玉軸受として形成することもできる。この場合、コンロッド軸受の動的軸受定格荷重Ｃdynは、両玉軸受の個々の定格荷重の合計である。
【００１９】
コンロッド軸受には、継続潤滑のための潤滑油充填部を設けるのが望ましい。このような措置も、耐用期間を最大にするために貢献する。
【００２０】
本発明による乾式ピストン圧縮機は、単数又は複数のシリンダを有する圧縮機として形成することができる。同様に、多シリンダ圧縮機の場合、少なくとも１つの低圧段と少なくとも１つの高圧段とによる多段圧縮が可能である。
【００２１】
本発明を改善するさらなる手段は、以下に、計算例とともに有利な実施例の説明によって、先行技術との図面の比較をしながら詳しく説明される。
【００２２】
図１にはピストン圧縮機１が示されていて、このピストン圧縮機１は、商用車もしくはレール車両（図示せず）の内部に、車両を駆動するためのエンジン２と支持フレーム３との間に配置されている。車両を駆動するためのエンジン２は同時に、ピストン圧縮機１を駆動するためにも働く。
【００２３】
ピストン圧縮機１はクランクケーシング４を有しており、該クランクケーシング４にはポット状のシリンダ５がねじ結合（詳しくは図示せず）を介して取り付けられている。ポット状のシリンダ５にはシリンダヘッド６が設けられており、該シリンダヘッド６を介して、自体公知のように、大気からの空気の吸込およびシリンダ５内に形成された圧縮空気の排出が、ここに組み込まれた弁装置を介して行われる。
【００２４】
圧縮空気の形成のためにシリンダ５内で往復運動するピストン７が設けられている。ピストン７は旋回可能にコンロッド８に支承されていて、反対側の端部では、コンロッド軸受９を介してクランクシャフト１０に結合されている。
【００２５】
このような先行技術の実施例では、転がり軸受として形成されたコンロッド軸受９の選択が、従来の計算規定によって行われる。これにより公知のように、十分な耐用期間を得るためには極めて大きなコンロッド軸受９が選択されることとなる。
【００２６】
制限円Ｋは、このような従来のコンロッド軸受９の選択の場合の、商用車のエンジン２と支持フレーム３との間の構成スペースが、ここにこのような乾式ピストン圧縮機を取り付けるには十分でないことを示している。しかしながら存在するスペース特性は、商用車メーカによって構成上の周辺条件として規定されていて、通常、比較的小さな潤滑式のピストン圧縮機１の組み込みのために規定されている。しかしこれは冒頭で示した問題を引き起こす。
【００２７】
図２には、上記従来のものとの比較として、本発明により形成された乾式ピストン圧縮機におけるスペース特性が示されている。このピストン圧縮機１′のクランクケーシング４はより小さな外側寸法を有しているので、このクランクケーシング４は、商用車のエンジン２と支持フレーム３との間の制限された構成スペースに適合する。この要因は、コンロッド軸受９が比較的小さいことであり、その直径は構成スペースを決定づけるものである。
【００２８】
以下に記載の計算例により、本発明により得られる利点を、従来の規定によるコンロッド軸受の選択と、新しい規定との比較に基づき示す。
【００２９】
以下の量が規定されている
ピストン直径：ｄKoolben ＝９５ｍｍ
システム圧： ｐ ＝１２．５ｂａｒ＝１．２５Ｎ／ｍｍ2
平均回転数： ｎ ＝２４００ ｌ／分
補助手段：ＦＡＧ転がり軸受、ＷＬ４１ ５２０／３ ＤＢカタログ１９９９刊行。
【００３０】
１．軸受負荷Ｐの計算
ピストン面積：ＡKolben ＝（π／４）×ｄKoolben2＝７０８８ｍｍ2
軸受負荷：Ｐ ＝ＡKolben×P＝８８６０Ｎ
軸受負荷Ｐは８８６０Ｎである。
【００３１】
２．先行技術による軸受（溝玉軸受ＤＩＮ６２５）の選択
上記ＦＡＧカタログの１６４〜１６５ページ 溝玉軸受Ｔｙｐ６３１１
外径 １２０ｍｍ
Ｃdyn ＝７６５００Ｎ／ｍｍ2
この軸受は即ち、ちょうど１２０ｍｍの大きさの外径を有している。
【００３２】
３．軸受耐用期間の検出計算
上記カタログ：耐用期間指数ｐ＝転がり軸受のためには３
Ｌ10＝（Ｃdyn／Ｐ）p＝（７６５００／８６００）3＝５４４００万回転
Ｌ10h＝（１００００００／６０×ｎ）Ｌ10＝（１００００００／（６０×２４００））×６４４＝４４７０ｈ
この結果では、軸受は十分な計算上の稼働時間４４７０ｈに達する。しかしながら以下の理由からこれは誤った推論である。
【００３３】
４．負荷係数の算出に関する比較計算
ＢPleuel ＝７６５００Ｎ／（９５2×π／４）（ｍｍ2）×１．２５（Ｎ／ｍｍ2）＝８．６
しかしＢPleuelの負荷係数＝８．６であるならば軸受は大きすぎる。乾式ピストン圧縮機には、ＢPleuelの負荷係数＝２〜６で十分であるのでもっと小さくできる。
【００３４】
５．より小さな軸受（溝玉軸受ＤＩＮ６２５）の選択
より小さな動的軸受定格荷重Ｃdyn＝３３２００Ｎ（２×１６６００Ｎ）であると仮定するならば、ＦＡＧカタログ１６０〜１６１ページの外径６８ｍｍの溝玉軸受Ｔｙｐ６００８である。即ちこの軸受対は比較的小さな６８ｍｍの外径を有している。
【００３５】
６．より小さな軸受のための負荷係数の算出
ＢPleuel ＝３３２００Ｎ／（９５2×π／４）（ｍｍ2）×１．２５（Ｎ／ｍｍ2）＝３．７５
ＢPleuelの負荷係数＝３．７５であるならば、軸受は、ＢPleuel＝２〜６の乾式ピストン圧縮機のための負荷係数の許容範囲にある。
【００３６】
７．より小さな軸受のための耐用期間の検出計算との比較
前提：転がり軸受のために耐用期間指数は３である、
Ｌ10＝（Ｃdyn／Ｐ）p＝（３３２００／８８６０）3＝５２６００万回転
Ｌ10h＝（１００００００／６０×ｎ）×Ｌ10＝（１００００００／（６０×２４００））×５２．６＝３６５ｈ
従来の耐用期間計算の結果では、軸受の計算上の稼働時間はわずか３６５時間だったが、これは乾式ピストン圧縮機には当てはまらない。実際は、ずっと小さな軸受で５０００時間以上の稼働時間が得られることが示されている。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】従来のコンロッド軸受の設計で商用車における乾式ピストン圧縮機の配置を示した図である。
【図２】本発明によるコンロッド軸受の設計で商用車における乾式ピストン圧縮機の配置を示した図である。
【符号の説明】
【００３８】
１ ピストン圧縮機、 ２ エンジン、 ３ 支持フレーム、 ４ クランクケーシング、 ５ シリンダ、 ６ シリンダヘッド、 ７ ピストン、 ８ コンロッド、 ９ コンロッド軸受、 １０ クランクシャフト、 Ｋ 制限円
【技術分野】
【０００１】
本発明は、クランクケーシングを有した乾式ピストン圧縮機であって、クランクケーシングには少なくとも１つのポット状のシリンダが配置されており、該シリンダには内側に位置するピストンが設けられており、該ピストンはコンロッドによって、クランクケーシング内に回転可能に支承されたクランクシャフトに結合されており、コンロッドのクランクシャフト側の端部は、転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受を介してクランクシャフトに支承されている形式のものに関する。
【０００２】
本発明の使用分野は、特に商用車およびレール車両の分野である。この場合、ピストン圧縮機が圧縮空気を形成するために使用され、この圧縮空気は特に、圧縮空気ブレーキ装置の運転のために必要なものである。商用車の分野では、これまでもっぱらオイル潤滑式のピストン圧縮機が使用されていた。しかしながら本発明は、乾式の、即ちオイルフリーのピストン圧縮機を有しており、これは特に、商用車およびレール車両の構成において使用するために適している。
【０００３】
先行技術により公知の一般的なオイル潤滑式のピストン圧縮機では、オイル潤滑油供給により圧縮空気がオイルを含むことになる。続いて行われる空気乾燥の際に生じる凝縮液は、オイルを含んでいるので、環境保護の理由から、加熱可能な容器に集められ、廃棄物処理のための一定の時間をおいて排出しなければならない。このことは保守整備および廃水処理の手間を高める。さらに、従来のオイル潤滑式のピストン圧縮機のオイル回路ではエマルション形成の問題がしばしば生じる。これは通常、冬季の運転中に、低い負荷の際に生じる。商用車でオイル潤滑式のピストン圧縮機を使用する場合、特別な問題が生じる。商用車の内燃機関の側方にフランジ結合された、直接駆動されるピストン圧縮機は、高い回転数及び出力密度で運転され、これによりニューマチックシステムへの特に高いオイル衝撃が引き起こされ、これにより必然的に、後続の構成部分がオイルで汚されてしまう。さらには、このピストン圧縮機は通常単段で、高い圧縮温度のもとで運転されるので、これによりオイルが弁の圧縮出口で熱的に高い負荷をかけられ、これにより亀裂が生じる恐れがある。これにより炭化が生じ、これは圧縮空気によってニューマチックシステムへともたらされ、後続の構成部分における損傷を引き起こす。
【０００４】
従って以前は、商用車でオイル潤滑式のピストン圧縮機の代わりに乾式ピストン圧縮機を使用するために、大きな努力がなされた。これまでは、乾式ピストン圧縮機が、オイル潤滑式のピストン圧縮機と比較可能な圧送出力をもたらすためには、比較的大きなジオメトリ寸法を有していることでこの試みは失敗していた。商用車では、圧縮機ユニットの取付のために極めて限られた構成スペースしか与えられないので、これまではこのような努力は困難であった。
【０００５】
ドイツ連邦共和国特許第１０１０９５１４号明細書では冒頭で述べた形式の乾式ピストン圧縮機が公知である。この公知のピストン圧縮機は特に、レール車両の内部で使用することをコンセプトとしている。乾式ピストン圧縮機はクランクケーシングを有していて、このクランクケーシングは、その内部で回転可能に支承されるクランクシャフトのためのものである。クランクケーシングの外側には、複数のポット状のシリンダが設けられており、これらのシリンダにはそれぞれ内側に位置するピストンが設けられている。この場合、クランクシャフトは、第１の支承個所としてのコンロッド軸受を介してコンロッドの一方の端部に結合されており、これによりクランクシャフトの回転運動を、第２の支承個所としてピストンピン軸受を介してコンロッドの他方の端部に支承されたピストンのために直線運動に変換する。乾式ピストン圧縮機は、クランクケーシング内に位置する潤滑オイルなしに作業する。その代わりに、ピストン走行軌道における潤滑は、特に摩擦の少ないダイナミックシール装置によって行われる。回転する全ての構成部分はさらに、転がり軸受されている。カプセル状の転がり軸受には、この場合、耐熱性のある耐用期間の長い潤滑油充填部が設けられている。弁領域ではスライドガイドされた構成部分は殆ど設けられていない。これらの手段の全てにより、ピストン圧縮機におけるオイル潤滑は不要にされる。結果として例えば、ピストン圧縮機によって生じる圧縮空気がオイルで汚される危険も排除される。
【０００６】
しかしながら、当該車両では、ピストン圧縮機は内燃機関（ディーゼルエンジン）のすぐ隣にフランジ結合されていて、この場合、車両支持体と内燃機関との間には極めて狭い制限された組み込みスペースしかないので、オイルフリーのピストン圧縮機の使用はこれまで不可能であった。ピストン圧縮機のオイルフリーの構成形式で必要とされる、転がり軸受されたコンロッドの使用により、ピストン圧縮機は転がり軸受の少なくとも２倍の組み込み幅だけ拡大するので、乾式ピストン圧縮機は、同じ圧送出力を有する従来のオイル潤滑式のピストン圧縮機のための代替としては考えられなかった。
【０００７】
オイルフリーのピストン圧縮機のもとで転がり軸受として形成されたコンロッド軸受は常に、技術基準の規定に従い設計されていた。このような規定は、刊行物「ＦＡＧヴァルツラーガー（Waelzlager）、ＷＬ４１ ５２０／３ＤＢカタログ １９９９年刊行」に記載されていた。コンロッド軸受のこのような場合に対して従来の軸受の寸法設定は、最大のピストン力の算出により行われる。最大のピストン力はピストン面積に、このピストン面積に加えられる最大の圧力をかけたものにより得られる。転がり軸受の耐用期間の設計のためには、
Ｌ＝（Ｃ／Ｐ）p
の関係が使用される。この場合、Ｃ＝動的定格荷重、Ｐ＝軸受負荷、ｐ＝耐用期間指数である。軸受の選択は、最終的には、このような式により得られた定格荷重に基づき、相応の数学的な変換ステップにより行われる。転がり軸受の定格荷重は規格化されていて、ＤＩＮ ＩＳＯ ２８１とＤＩＮ ＩＳＯ７６に基づく。動的定格荷重Ｃは、十分な量の同じ軸受が１００万回転の公称耐用期間に達するような、変更のない大きさおよび方向の負荷として規定されている。
【０００８】
コンロッド軸受の選択に関する大きな問題点は、既に説明したように、商用車での構成スペースが限られていることによるものであって、これにより極めて小さな構成の転がり軸受しかコンロッド軸受として問題にされていなかった。即ち特に、ニードル軸受または小さなローラ状の円筒ローラ軸受の形式の転がり軸受しか考慮されていなかった。しかしながらこのようなタイプの軸受は、高められた捏ね作用による著しい潤滑オイルの老化により、商用車のピストン圧縮機のために必要な運転期間が得られないだけでなく、信頼できる運転条件のもとでは、このようなタイプの軸受は早期に故障し、圧縮機の損傷につながる。しかしながら潤滑剤負荷の僅かな別のタイプの軸受は、技術基準により、上記規定に応じて、クランク駆動装置のサイズ、特に幅が、技術的に有利な組み付け個所における商用車におけるいかなる使用も不可能であるような大きさになっている。
【０００９】
そこで本発明の課題は、同じ圧送出力のオイル潤滑式のピストン圧縮機と比較して、少なくとも同じ耐用期間の場合、同じ構成スペースしか必要としないような乾式ピストン圧縮機を提供することである。
【００１０】
この課題は、請求項１の上位概念による乾式ピストン圧縮機を起点として、その特徴部と結びつけることにより解決される。従属請求項には本発明の有利な別の構成が記載されている。
【００１１】
本発明による技術的教示は、クランクシャフトの側の構成スペース臨界的なコンロッド軸受が、２〜６の範囲の負荷係数ＢPleuelを有していて、これは以下の式、即ち、
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×pVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］
により得られることにある。
【００１２】
これは、数学的な変換により、コンロッド軸受の選択が、動的な軸受定格荷重Ｃdynにより以下の式により得られることを意味する。
【００１３】
Ｃdyn＝ＡKolben×（２〜６）×pVerdichter
このような規定によるコンロッド軸受の設計は、十分な耐用期間を有しており、乾式ピストン圧縮機のジオメトリックな寸法設計の縮小を可能にする。本発明の成果は、実際の試験において驚くべきことに、乾式ピストン圧縮機においていわゆる動的に等価の軸受負荷算出（ＦＡＧカタログ「転がり軸受」３２ページに記載）が、拍動的な回転数のためにも軸受設計の基礎とできることが確認されたことにある。さらに、極めて小型な軸受で実験されたが、これは当業者には、軸受の寸法に関する現行の規定に基づきなされていなかったことである。新しい方法に達する思考の出発点は、重たいピストンの使用に関する振動最適化から得られた知識である。この知識は軸受設計に転用された。新たな発想の核心は、乾式ピストン圧縮機でも使用されるような重たいピストンの運動エネルギが、重たいピストンピンの案内長さとピストンにおける転がり軸受の使用に基づき、圧縮エネルギに変換されたことである。このことは振動特性の改善だけでなく、必然的に、コンロッドにおける転がり軸受の負荷軽減を余儀なくした。
【００１４】
実際の実験により確認されたこの思考のまとめは、乾式ピストン圧縮機を特別に使用する場合に、軸受の設計と寸法設計を、これまで使用されていなかった範囲に置くことができるという認識に通ずる。この範囲は、
２≦Ｃdyn／（ＡKolben×pVerdichter）≦６
と記載することができる。この場合、ＡKolbenはピストン面積（ｍｍ２）、pVerdichterは、圧縮機の公称作業圧力（Ｎ／ｍｍ2）、Ｃdynは動的軸受定格荷重（Ｎ）である。
【００１５】
先行技術の寸法規定によれば、本発明による手段とは異なり、負荷係数ＢPleuelが６よりもずっと大きなものとされていた。
【００１６】
本発明を改善する別の手段によれば、ピストン、ピストンリング、ピストンピン軸受、コンロッドの往復運動部分から成るクランク駆動装置の往復運動質量体ｍosz［ｇ］とピストンの作用面積ＡKolben［ｃｍ2］との間の比が１０〜２０の範囲である。この場合、ＡKolbenの単位はｃｍ2であって、ｍoszの単位はｇである。ピストン面積と往復運動質量体との間のこの比の範囲では、特に最小の軸受負荷が生じ、これは耐用期間の延長に付加的に貢献する。上記の比は、本発明による効果を特に、重たいピストンの使用範囲にもたらす。これに関しては、この場合、付加的に注目されたい。
【００１７】
転がり軸受として形成されたコンロッド軸受は有利には少なくとも１つの玉軸受として形成される。しかしながら、コンロッド軸受が２列の玉軸受として形成されることも考えられる。このことは、コンロッド軸受に必要な構成スペースを相応に拡大しはするが、最小の構成スペースに関して、軸受直径の臨界的な寸法はこれにより特に小さく維持することができる。２列の玉軸受は、比較可能な１列の玉軸受よりも僅かな外径を有している。
【００１８】
勿論、玉軸受を対になった玉軸受として形成することもできる。この場合、コンロッド軸受の動的軸受定格荷重Ｃdynは、両玉軸受の個々の定格荷重の合計である。
【００１９】
コンロッド軸受には、継続潤滑のための潤滑油充填部を設けるのが望ましい。このような措置も、耐用期間を最大にするために貢献する。
【００２０】
本発明による乾式ピストン圧縮機は、単数又は複数のシリンダを有する圧縮機として形成することができる。同様に、多シリンダ圧縮機の場合、少なくとも１つの低圧段と少なくとも１つの高圧段とによる多段圧縮が可能である。
【００２１】
本発明を改善するさらなる手段は、以下に、計算例とともに有利な実施例の説明によって、先行技術との図面の比較をしながら詳しく説明される。
【００２２】
図１にはピストン圧縮機１が示されていて、このピストン圧縮機１は、商用車もしくはレール車両（図示せず）の内部に、車両を駆動するためのエンジン２と支持フレーム３との間に配置されている。車両を駆動するためのエンジン２は同時に、ピストン圧縮機１を駆動するためにも働く。
【００２３】
ピストン圧縮機１はクランクケーシング４を有しており、該クランクケーシング４にはポット状のシリンダ５がねじ結合（詳しくは図示せず）を介して取り付けられている。ポット状のシリンダ５にはシリンダヘッド６が設けられており、該シリンダヘッド６を介して、自体公知のように、大気からの空気の吸込およびシリンダ５内に形成された圧縮空気の排出が、ここに組み込まれた弁装置を介して行われる。
【００２４】
圧縮空気の形成のためにシリンダ５内で往復運動するピストン７が設けられている。ピストン７は旋回可能にコンロッド８に支承されていて、反対側の端部では、コンロッド軸受９を介してクランクシャフト１０に結合されている。
【００２５】
このような先行技術の実施例では、転がり軸受として形成されたコンロッド軸受９の選択が、従来の計算規定によって行われる。これにより公知のように、十分な耐用期間を得るためには極めて大きなコンロッド軸受９が選択されることとなる。
【００２６】
制限円Ｋは、このような従来のコンロッド軸受９の選択の場合の、商用車のエンジン２と支持フレーム３との間の構成スペースが、ここにこのような乾式ピストン圧縮機を取り付けるには十分でないことを示している。しかしながら存在するスペース特性は、商用車メーカによって構成上の周辺条件として規定されていて、通常、比較的小さな潤滑式のピストン圧縮機１の組み込みのために規定されている。しかしこれは冒頭で示した問題を引き起こす。
【００２７】
図２には、上記従来のものとの比較として、本発明により形成された乾式ピストン圧縮機におけるスペース特性が示されている。このピストン圧縮機１′のクランクケーシング４はより小さな外側寸法を有しているので、このクランクケーシング４は、商用車のエンジン２と支持フレーム３との間の制限された構成スペースに適合する。この要因は、コンロッド軸受９が比較的小さいことであり、その直径は構成スペースを決定づけるものである。
【００２８】
以下に記載の計算例により、本発明により得られる利点を、従来の規定によるコンロッド軸受の選択と、新しい規定との比較に基づき示す。
【００２９】
以下の量が規定されている
ピストン直径：ｄKoolben ＝９５ｍｍ
システム圧： ｐ ＝１２．５ｂａｒ＝１．２５Ｎ／ｍｍ2
平均回転数： ｎ ＝２４００ ｌ／分
補助手段：ＦＡＧ転がり軸受、ＷＬ４１ ５２０／３ ＤＢカタログ１９９９刊行。
【００３０】
１．軸受負荷Ｐの計算
ピストン面積：ＡKolben ＝（π／４）×ｄKoolben2＝７０８８ｍｍ2
軸受負荷：Ｐ ＝ＡKolben×P＝８８６０Ｎ
軸受負荷Ｐは８８６０Ｎである。
【００３１】
２．先行技術による軸受（溝玉軸受ＤＩＮ６２５）の選択
上記ＦＡＧカタログの１６４〜１６５ページ 溝玉軸受Ｔｙｐ６３１１
外径 １２０ｍｍ
Ｃdyn ＝７６５００Ｎ／ｍｍ2
この軸受は即ち、ちょうど１２０ｍｍの大きさの外径を有している。
【００３２】
３．軸受耐用期間の検出計算
上記カタログ：耐用期間指数ｐ＝転がり軸受のためには３
Ｌ10＝（Ｃdyn／Ｐ）p＝（７６５００／８６００）3＝５４４００万回転
Ｌ10h＝（１００００００／６０×ｎ）Ｌ10＝（１００００００／（６０×２４００））×６４４＝４４７０ｈ
この結果では、軸受は十分な計算上の稼働時間４４７０ｈに達する。しかしながら以下の理由からこれは誤った推論である。
【００３３】
４．負荷係数の算出に関する比較計算
ＢPleuel ＝７６５００Ｎ／（９５2×π／４）（ｍｍ2）×１．２５（Ｎ／ｍｍ2）＝８．６
しかしＢPleuelの負荷係数＝８．６であるならば軸受は大きすぎる。乾式ピストン圧縮機には、ＢPleuelの負荷係数＝２〜６で十分であるのでもっと小さくできる。
【００３４】
５．より小さな軸受（溝玉軸受ＤＩＮ６２５）の選択
より小さな動的軸受定格荷重Ｃdyn＝３３２００Ｎ（２×１６６００Ｎ）であると仮定するならば、ＦＡＧカタログ１６０〜１６１ページの外径６８ｍｍの溝玉軸受Ｔｙｐ６００８である。即ちこの軸受対は比較的小さな６８ｍｍの外径を有している。
【００３５】
６．より小さな軸受のための負荷係数の算出
ＢPleuel ＝３３２００Ｎ／（９５2×π／４）（ｍｍ2）×１．２５（Ｎ／ｍｍ2）＝３．７５
ＢPleuelの負荷係数＝３．７５であるならば、軸受は、ＢPleuel＝２〜６の乾式ピストン圧縮機のための負荷係数の許容範囲にある。
【００３６】
７．より小さな軸受のための耐用期間の検出計算との比較
前提：転がり軸受のために耐用期間指数は３である、
Ｌ10＝（Ｃdyn／Ｐ）p＝（３３２００／８８６０）3＝５２６００万回転
Ｌ10h＝（１００００００／６０×ｎ）×Ｌ10＝（１００００００／（６０×２４００））×５２．６＝３６５ｈ
従来の耐用期間計算の結果では、軸受の計算上の稼働時間はわずか３６５時間だったが、これは乾式ピストン圧縮機には当てはまらない。実際は、ずっと小さな軸受で５０００時間以上の稼働時間が得られることが示されている。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】従来のコンロッド軸受の設計で商用車における乾式ピストン圧縮機の配置を示した図である。
【図２】本発明によるコンロッド軸受の設計で商用車における乾式ピストン圧縮機の配置を示した図である。
【符号の説明】
【００３８】
１ ピストン圧縮機、 ２ エンジン、 ３ 支持フレーム、 ４ クランクケーシング、 ５ シリンダ、 ６ シリンダヘッド、 ７ ピストン、 ８ コンロッド、 ９ コンロッド軸受、 １０ クランクシャフト、 Ｋ 制限円
【特許請求の範囲】
【請求項１】
クランクケーシング（４）を有した乾式ピストン圧縮機であって、クランクケーシングには少なくとも１つのポット状のシリンダ（５）が配置されており、該シリンダには内側に位置するピストン（７）が設けられており、該ピストンはコンロッド（８）によって、クランクケーシング（４）内に回転可能に支承されたクランクシャフト（１０）に結合されており、コンロッド（８）のクランクシャフト側の端部は、転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受（９）を介してクランクシャフト（１０）に支承されている形式のものにおいて、
コンロッド軸受（９）が２〜６の範囲の負荷係数ＢPleuelを有しており、該負荷係数ＢPleuelは以下の式により得られる、即ち、
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×ｐVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］の式により得られることを特徴とする、乾式ピストン圧縮機。
【請求項２】
ピストン（７）、ピストンリング、ピストンピン軸受、コンロッド（８）の往復運動部分から成るクランク駆動装置の往復運動質量体ｍosz［ｇ］とピストンの作用面積ＡKolben［ｃｍ2］との間の比が１０〜２０の範囲である、請求項１記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項３】
転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受（９）が、少なくとも１つの玉軸受として形成されている、請求項１記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項４】
コンロッド軸受（９）が２列の玉軸受として形成されている、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項５】
コンロッド軸受（９）が対になった玉軸受として形成されており、コンロッド軸受（９）の動的軸受定格荷重Ｃdynが、両玉軸受の個々の定格荷重の合計である、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項６】
コンロッド軸受（９）に、継続的な潤滑のための潤滑油充填部が設けられている、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項７】
多段式の圧縮機として、少なくとも１つの低圧段と少なくとも１つの高圧段とが設けられている、請求項１から６までのいずれか１項記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項８】
ピストン圧縮機（１′）を駆動するモータ（２）と支持フレーム（３）との間に配置されている、請求項１から７までのいずれか１項記載の乾式ピストン圧縮機を有することを特徴とする商用車。
【請求項１】
クランクケーシング（４）を有した乾式ピストン圧縮機であって、クランクケーシングには少なくとも１つのポット状のシリンダ（５）が配置されており、該シリンダには内側に位置するピストン（７）が設けられており、該ピストンはコンロッド（８）によって、クランクケーシング（４）内に回転可能に支承されたクランクシャフト（１０）に結合されており、コンロッド（８）のクランクシャフト側の端部は、転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受（９）を介してクランクシャフト（１０）に支承されている形式のものにおいて、
コンロッド軸受（９）が２〜６の範囲の負荷係数ＢPleuelを有しており、該負荷係数ＢPleuelは以下の式により得られる、即ち、
ＢPleuel＝Ｃdyn［Ｎ］／（ＡKolben［ｍｍ2］×ｐVerdichter［Ｎ／ｍｍ2］の式により得られることを特徴とする、乾式ピストン圧縮機。
【請求項２】
ピストン（７）、ピストンリング、ピストンピン軸受、コンロッド（８）の往復運動部分から成るクランク駆動装置の往復運動質量体ｍosz［ｇ］とピストンの作用面積ＡKolben［ｃｍ2］との間の比が１０〜２０の範囲である、請求項１記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項３】
転がり軸受の形式で形成されたコンロッド軸受（９）が、少なくとも１つの玉軸受として形成されている、請求項１記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項４】
コンロッド軸受（９）が２列の玉軸受として形成されている、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項５】
コンロッド軸受（９）が対になった玉軸受として形成されており、コンロッド軸受（９）の動的軸受定格荷重Ｃdynが、両玉軸受の個々の定格荷重の合計である、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項６】
コンロッド軸受（９）に、継続的な潤滑のための潤滑油充填部が設けられている、請求項３記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項７】
多段式の圧縮機として、少なくとも１つの低圧段と少なくとも１つの高圧段とが設けられている、請求項１から６までのいずれか１項記載の乾式ピストン圧縮機。
【請求項８】
ピストン圧縮機（１′）を駆動するモータ（２）と支持フレーム（３）との間に配置されている、請求項１から７までのいずれか１項記載の乾式ピストン圧縮機を有することを特徴とする商用車。
【図１】
【図２】
【図２】
【公表番号】特表２００８−５２４４８３（Ｐ２００８−５２４４８３Ａ）
【公表日】平成２０年７月１０日（２００８．７．１０）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００７−５４５９６９（Ｐ２００７−５４５９６９）
【出願日】平成１７年１２月１６日（２００５．１２．１６）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＥＰ２００５／０１３６０７
【国際公開番号】ＷＯ２００６／０６６８３３
【国際公開日】平成１８年６月２９日（２００６．６．２９）
【出願人】（５０３１５９５９７）クノル−ブレムゼ ジステーメ フューア シーネンファールツォイゲ ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング (44)
【氏名又は名称原語表記】Ｋｎｏｒｒ−Ｂｒｅｍｓｅ Ｓｙｓｔｅｍｅ ｆｕｅｒ Ｓｃｈｉｅｎｅｎｆａｈｒｚｅｕｇｅ ＧｍｂＨ
【住所又は居所原語表記】Ｍｏｏｓａｃｈｅｒ Ｓｔｒａｓｓｅ ８０，Ｄ−８０８０９ Ｍｕｅｎｃｈｅｎ，Ｇｅｒｍａｎｙ
【Ｆターム（参考）】
【公表日】平成２０年７月１０日（２００８．７．１０）
【国際特許分類】
【出願日】平成１７年１２月１６日（２００５．１２．１６）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＥＰ２００５／０１３６０７
【国際公開番号】ＷＯ２００６／０６６８３３
【国際公開日】平成１８年６月２９日（２００６．６．２９）
【出願人】（５０３１５９５９７）クノル−ブレムゼ ジステーメ フューア シーネンファールツォイゲ ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング (44)
【氏名又は名称原語表記】Ｋｎｏｒｒ−Ｂｒｅｍｓｅ Ｓｙｓｔｅｍｅ ｆｕｅｒ Ｓｃｈｉｅｎｅｎｆａｈｒｚｅｕｇｅ ＧｍｂＨ
【住所又は居所原語表記】Ｍｏｏｓａｃｈｅｒ Ｓｔｒａｓｓｅ ８０，Ｄ−８０８０９ Ｍｕｅｎｃｈｅｎ，Ｇｅｒｍａｎｙ
【Ｆターム（参考）】
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