EP0147654B1

EP0147654B1 - Machine, especially for the compression or displacement of fluids

Info

Publication number: EP0147654B1
Application number: EP84114423A
Authority: EP
Inventors: Kurt Gerhard Fickelscher; Hans-Peter Schabert
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1983-12-05
Filing date: 1984-11-29
Publication date: 1990-05-02
Anticipated expiration: 2004-11-29
Also published as: DE3343908A1; JPS60173384A; DE3482128D1; EP0147654A2; EP0147654A3; US4580957A

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Maschine, insbesondere Arbeitsmaschine zum Verdichten und Fördern von Fluiden, gemäß den im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Mermalen.The invention relates to a machine, in particular a work machine for compressing and conveying fluids, according to the criteria specified in the preamble of claim 1.

Aus der US-A-43 90 328 ist eine derartige Maschine bekannt, deren Ringkolben als eine dünnwandige Hülse ausgebildet ist und unter Beibehaltung der Wandstärke elastisch verformbar ist. Der Drehkörper weist wenigstens zwei Vorsprünge auf, um den Ringkolben nach Art einer Ellipse oder Trochoide zu verformen. Der Ringkolben ist entweder innerhalb des Zylinders angeordnet oder um einen Zylinder herum angeordnet und liegt in einem Abrollbereich an der Zylinderwand flächig an. In einer Ausführungsform enthält der exzentrisch angeordnete Drehkörper zwei beabstandet angeordnete Stützrollen, um den Ringkolben ähnlich einer Ellipse zu deformieren. Im Bereich der Stützrollen ergeben sich erhebliche Änderungen des Radius des Ringkolbens sowie hohe Wechsel-Biegebeanporuchungen, wodurch die Lebensdauer des Ringkolbens nachteilig beeinfußt wird. Um ein wirtschaftliches Saugvolumen zu erhalten, muß eine relativ große Deformation des Ringkolbens vorgegeben werden, so daß in der Praxis recht dünnwandige Hülsen erforderlich werden. Hierdurch wird die Druckbelastung durch das geförderte Fluid zu vergleichsweise kleinen Werten begrenzt. Es ergeben sich ferner Schwierigkeiten infolge von Rückstellkräften des Ringkolbens auf die Antriebslager. Die hohen Rückstellkräfte ergeben zusammen mit den Verdichtungskräften für die Antriebslager hohe Belastungen. Außerhalb des Abrollbereiches wird die Form des Ringkolbens zum einen durch die vergleichsweise kleinen Radien der genannten Stützrollen und zum anderen durch einen an die Form einer Ellipse angenäherten Bereich gebildet. Der Ringkolben ist quasi zwischen die Stützrollen und die Zylinderwand eingespannt, wobei durch den Achsabstand der Stützrollen der Abrollbereich vorgegeben ist. Der Achsabstand der Stützrollen, die Exzentrizität des Drehkörpers und ferner die Wandstärke des Ringkolbens müssen exakt aufeinander abgestimmt sein, damit in dem Abrollbereich die flächenhafte Anlage gewährleistet werden kann. Eine Veränderung der Exzentrizität für sich allein genügt nicht, um den Abrollbereich vorzugeben oder zu verändern; zumindest müssen hierbei auch die Achsabstände der Stützrollen entsprechend nachgestellt werden. Es müssen sehr hohe Anforderungen hinsichtlich der Fertigungsgenauigkeit eingehalten werden, um den Ringkolben zwischen den Stützrollen und der Zylinderwand einzuspannen und den Abrollbereich vorzugeben. Wäre beispielsweise der Achsabstand der Stützrollen etwas zu groß und infolge von Fertigungsungenauigkeiten der Innendurchmesser der Zylinderwand zu klein geraten, so könnte ein ordnungsgemäßes Anschmiegen und Einspannen des Ringkolbens nicht gewährleistet werden. Ferner ist beim Überrollen des Trennschlitzes ein vergleichsweise hochfrequentes Ausfedern des Ringkolbens zu beachten und es ist infolge von Schlägen des Ringkolbens auf den Zylinder innerhalb kurzer Zeit mit Materialermüdung in der Nähe des Trennschlitzes zu rechnen; es müssen daher hochfeste Werkstoffe für den Zylinder zum Einsatz gelangen.Such a machine is known from US-A-43 90 328, the annular piston of which is designed as a thin-walled sleeve and is elastically deformable while maintaining the wall thickness. The rotating body has at least two projections in order to deform the annular piston in the manner of an ellipse or trochoid. The ring piston is either arranged within the cylinder or arranged around a cylinder and lies flat against the cylinder wall in a rolling region. In one embodiment, the eccentrically arranged rotating body contains two spaced-apart support rollers in order to deform the annular piston like an ellipse. In the area of the support rollers there are considerable changes in the radius of the ring piston and high alternating bending stresses, which adversely affects the service life of the ring piston. In order to obtain an economical suction volume, a relatively large deformation of the ring piston must be specified, so that in practice very thin-walled sleeves are required. As a result, the pressure load by the delivered fluid is limited to comparatively small values. Difficulties also arise as a result of restoring forces of the annular piston on the drive bearings. The high restoring forces together with the compression forces for the drive bearings result in high loads. Outside the rolling area, the shape of the annular piston is formed on the one hand by the comparatively small radii of the mentioned support rollers and on the other hand by an area approximating the shape of an ellipse. The annular piston is quasi clamped between the support rollers and the cylinder wall, the rolling area being predetermined by the center distance of the support rollers. The center distance of the support rollers, the eccentricity of the rotating body and also the wall thickness of the ring piston must be exactly matched to one another so that the areal contact can be guaranteed in the rolling area. A change in the eccentricity on its own is not sufficient to specify or change the rolling area; at least the center distances of the support rollers must also be adjusted accordingly. Very high requirements with regard to manufacturing accuracy have to be met in order to clamp the ring piston between the support rollers and the cylinder wall and to specify the unwinding area. If, for example, the center distance of the support rollers were somewhat too large and, due to manufacturing inaccuracies, the inside diameter of the cylinder wall was too small, proper fitting and clamping of the ring piston could not be guaranteed. Furthermore, when rolling over the separating slot, a comparatively high-frequency rebound of the annular piston must be taken into account and, due to the ring piston striking the cylinder, material fatigue in the vicinity of the separating slot can be expected within a short time; high-strength materials for the cylinder must therefore be used.

Aus der FR-A-981 898 ist eine Maschine bekannt, deren Ringkolben als ein starrer, radial nicht verformbarer Ring ausgebildet ist. Insbesondere wegen Fertigungsungenauigkeiten oder Temperatureinflüssen ist dem Ringkolben ein elastisches Organ zugeordnet, um die Anlage an der Zylinderwand zu gewährleisten. So kann ein elastischer Ring zwischen dem Ringkolben und einem Wälzlager-Außenring angeordnet sein, über welches Wälzlager der Drehkörper den Ringkolben abstützt. Zwischen dem Ringkolben und der Zylinderwand herrscht nur eine Linienberührung. Ferner kann auf der Außenfläche des Ringkolbens ein elastischer Ring aus einem kompressiblen Werkstoff angeordnet sein. Kompressible Werkstoffe, wie Gummi oder elastomere Kunststoffe, führen zu Schwierigkeiten im Hinblick auf die Belastbarkeit und das Wärmeverhalten, so daß die Einsatzmöglichkeiten einer derartigen Maschine erheblich begrenzt sind. Ein radialer Versatz des Drehkolbens größer als die Exzentrizität, welche der halben Durchmesserdifferenz der Zylinderwand und des unbelasteten Ringkolbens entspricht, ergibt eine radiale Kompression des elastischen Ringes, wobei in Umfangsrichtung betrachtet vergleichsweise starke Änderungen des elastischen Ringes erfolgen, während der Ringkolben als solcher in der Form nicht verändert wird. In dem elastischen Ring wird eine nicht unerhebliche Walkarbeit umgesetzt, woraus sich Schwierigkeiten für die Wäremeableitung ergeben. Für die Ausführungsformen bei welchen der elastische Ring auf der Außenfläche des im übrigen starren Ringkolbens angeordnet ist, tritt nicht nur eine Rollbewegung zwischen dem elastischen Ring und der Zylinderwand ein, sondern es ist darüberhinaus ein Schlupf festzustellen, der einen entsprechenden Verschleiß zur Folge hat.A machine is known from FR-A-981 898, the annular piston of which is designed as a rigid, radially non-deformable ring. In particular due to manufacturing inaccuracies or temperature influences, the annular piston is assigned an elastic member in order to ensure that it rests on the cylinder wall. For example, an elastic ring can be arranged between the ring piston and a roller bearing outer ring, via which roller bearing the rotating body supports the ring piston. There is only a line contact between the ring piston and the cylinder wall. Furthermore, an elastic ring made of a compressible material can be arranged on the outer surface of the annular piston. Compressible materials, such as rubber or elastomeric plastics, lead to difficulties with regard to the load capacity and the thermal behavior, so that the possible uses of such a machine are considerably limited. A radial offset of the rotary piston greater than the eccentricity, which corresponds to half the diameter difference between the cylinder wall and the unloaded annular piston, results in radial compression of the elastic ring, with relatively large changes in the elastic ring taking place in the circumferential direction, while the annular piston as such is in shape is not changed. A not inconsiderable flexing work is implemented in the elastic ring, resulting in difficulties for heat dissipation. For the embodiments in which the elastic ring is arranged on the outer surface of the otherwise rigid annular piston, not only does a rolling movement occur between the elastic ring and the cylinder wall, but there is also a slippage which results in corresponding wear.

Hiervon ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Maschine der eingangs genannten Art mit geringem konstruktivem Aufwand dahingehend weiterzubilden, daß die Beanspruchungen des dünnwandigen Ringkolbens reduziert werden und insbesondere für den Ringkolben und den Zylinder ein geringer Verschleiß erreicht werden kann.Proceeding from this, the object of the invention is to further develop the machine of the type mentioned at the outset with little design effort such that the stresses on the thin-walled annular piston are reduced and, in particular, low wear can be achieved for the annular piston and the cylinder.

Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt gemäß den im Kennzeichen des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen.This object is achieved according to the features specified in the characterizing part of patent claim 1.

Die vorgeschlagene Maschine zeichnet sich durch eine einfache Konstruktion und hohe Funktionssicherheit aus. Da die Abweichung von der Kreisform des Ringkolbens höchstens 5% groß ist, wird die Materialbeanspruchung im Vergleich mit den vorbekannten Maschinen klein gehalten. Infolge der Deformation schmiegt sich der Ringkolben im Abrollbereich an die Zylinderwand an und hat damit auch innerhalb des Abrollbereiches im wesentlichen die Form eines Kreisringes. An den Enden des Abrollbereiches erfolgt keine wesentliche Radiusänderung. Beim Überrollen des Trennschlitzes bleibt das vorgegebene Reibmoment erhalten und auch beim Überrollen von Saug- sowie Druckschlitz ergeben sich vergleichsweise geringe Wechselfestigkeitsbeanspruchungen. Federnde Rückstellkräfte auf den Drehkörper und dessen Lagerungen werden klein gehalten und die Maschine zeichnet sich durch eine hohe Laufruhe und Lebensdauer aus. Die Kühlung der Maschine kann wahlweise mit Luft oder Wasser erfolgen und die Maschine ist für ölfreien Betrieb gleichermaßen geeignet wie für Fettschmierung und Ölflutung. Aufgrund der niedrigen Flächenpressung und Materialbeanspruchung kann für den Zylinder ein Werkstoff mit vergleichsweise niedrigen Festigkeitseigenschaften und gleichwohl guter Wärmeleitung zum Einsatz gelangen; es sei hier vor allem auf Aluminiumlegierungen sowie auf Bronze und Austenit verwiesen falls aggresive Gase gefördert werden.The proposed machine is characterized by a simple construction and high functional reliability. Since the deviation from the circular shape of the ring piston is at most 5%, the material stress is kept small in comparison with the previously known machines. As a result of the deformation, the ring piston nestles against the cylinder wall in the rolling area and thus has essentially the shape of a circular ring within the rolling area. There is no significant change in radius at the ends of the rolling area. When the separating slot is rolled over, the predetermined frictional torque is retained and even when the suction and pressure slot are rolled over there are comparatively low fatigue strength stresses. Resilient restoring forces on the rotating body and its bearings are kept small and the machine is characterized by a high level of smoothness and service life. The machine can be cooled with either air or water and the machine is equally suitable for oil-free operation as for grease lubrication and oil flooding. Due to the low surface pressure and material stress, a material with comparatively low strength properties and nevertheless good heat conduction can be used for the cylinder; please refer to aluminum alloys as well as bronze and austenite if aggressive gases are extracted.

Die Anpassung der Maschine an Hoch- oder Niederdruck erfolgt vor allem durch die Vorgabe der Deformation. Ist beispielsweise ein Durchmesserverhältnis von 1,12 und somit eine Exzentrizität von etwa 6% vorhanden, so genügt schon eine Deformation von 0,5%, um einen Abrollbereich von etwa 30% bezogen auf den gesamten Kreisumfang, zu erhalten. Eine kleine Deformation ist ausreichend und thermisch bedingte Unrundheiten, insbesondere des Zylinders, können zuverlässig ausgeglichen werden. Aufgrund der vergleichsweise kleinen Radiusänderung des Ringkolbens, und zwar Radiusreduzierung bei Anordnung des Ringkolbens im Zylinder und Radiusvergrößerung bei Anordnung um den Zylinder, werden hohe Wechselbiegebeanspruchungen vermieden und die vom Ringkolben auf die Lager einwirkenden Rückstellkräfte erheblich reduziert. Zwischen dem Ringkolben und dem Zylindergehäuse ist in dem Abrollwinkelbereich eine gute Kraftverteilung erreicht. Die Deformation liegt zweckmäßig imm Bereich zwischen 0,2 bis 2% des Ringkolbendurchmessers, wobei sich ein Wert von 0,5% als zweckmäßig erwiesen hat. Eine gute Anschmiegung des Ringkolbens an die Zylinderwand über einen großen Winkelbereich wird sichergestellt.The adaptation of the machine to high or low pressure takes place primarily by specifying the deformation. For example, if there is a diameter ratio of 1.12 and thus an eccentricity of about 6%, a deformation of 0.5% is sufficient to obtain a rolling area of about 30% based on the entire circumference. A small deformation is sufficient and thermally induced out-of-roundness, in particular of the cylinder, can be reliably compensated. Due to the comparatively small change in radius of the annular piston, namely reducing the radius when arranging the annular piston in the cylinder and increasing the radius when arranging it around the cylinder, high alternating bending stresses are avoided and the restoring forces acting on the bearings from the annular piston are considerably reduced. A good force distribution is achieved in the roll angle range between the ring piston and the cylinder housing. The deformation is expediently in the range between 0.2 to 2% of the ring piston diameter, a value of 0.5% having proven to be expedient. This ensures that the ring piston clings well to the cylinder wall over a large angular range.

Es wird die Ovalisierung, also die Abweichung von der exakten Kreisform des Ringkolbens, kleiner als 5% und bevorzugt kleiner 3% vom Außendurchmesser gehalten. Aufgrund der Reduzierung der Flächenpressung und Vergleichmäßigung im Abrollbereich können für das Zylindergehäuse auch gut wärmeleitende Werkstoffe mit geringeren Festigkeitseigenschaften, insbesondere Aluminiumlegierungen und darüberhinaus für aggressive Gase auch Bronze oder Austenit eingesetzt werden. Ein hochfrequentes Ausfedern des Ringkolbens im Bereich des Trennschlitzes und die damit verbundenen Schläge des Ringkolbens werden wesentlich reduziert, was im Hinblick auf Lebensdauer und Materialauswahl von besonderer Bedeutung ist. Schließlich kann die Maschine ohne nennenswerte Änderung der wesentlichen Baukomponenten für Vakuum- und Hochdruckförderung eingesetzt werden. Es konnten einstufige Vakua bis 99% und Enddrücke bis 16 bar erreicht werden, wobei für das Zylindergehäuse ein gut wärmeleitender Werkstoff mit geringen Festigkeitseigenschaften zum Einsatz gelangte. Die besondere Gehäusekonstruktion erlaubt wahlweise Luft- oder Wasserkühlung mit dem gleichen Gehäuse. Die Maschine eignet sich unter Beibehaltung der wesentlichen Konstruktionsmerkmale sowohl für ölfreien Betrieb, Fettschmierung oder auch Ölflutung. Ein hoher mechanischer sowie thermischer Wirkungsgrad wird erreicht, wobei eine große Laufruhe bei einem geringen Verschleiß gegeben ist. Im Rahmen der Erfindung kann der Ringkolben in dem Zylinder oder außen um den Zylinder angeordnet sein.The ovalization, ie the deviation from the exact circular shape of the annular piston, is kept less than 5% and preferably less than 3% of the outside diameter. Due to the reduction of the surface pressure and uniformity in the rolling area, it is also possible to use materials that have good thermal conductivity and have lower strength properties, in particular aluminum alloys and, moreover, bronze or austenite for aggressive gases. A high-frequency rebound of the ring piston in the area of the separating slot and the associated blows of the ring piston are significantly reduced, which is of particular importance with regard to the service life and choice of material. Finally, the machine can be used for vacuum and high-pressure conveying without any significant changes to the essential components. Single-stage vacuums of up to 99% and final pressures of up to 16 bar could be achieved, whereby a good heat-conducting material with low strength properties was used for the cylinder housing. The special housing construction allows either air or water cooling with the same housing. The machine is suitable for oil-free operation, grease lubrication or oil flooding while maintaining the essential design features. A high mechanical and thermal efficiency is achieved, with great smoothness and low wear. In the context of the invention, the ring piston can be arranged in the cylinder or on the outside around the cylinder.

In einer besonderen Ausführungsform sind auf dem Drehkörper eine Anzahl von drehbaren Antriebsrollen in Umfangsrichtung gegeneinander versetzt derart angeordnet, daß die den Abrollbereich nächstliegenden Antriebsrollen einen wesentlich größeren Winkelabstand zueinander aufweisen als die übrigen Winkelabstände zwischen den Antriebsrollen. Eine konstruktiv einfache Lagerung des Ringkolbens auf mehreren, insbesondere fünf, Antriebsrollen und gleichzeitiger guter Anschmiegung über einen großen Abrollbereich ist gegeben. Durch Vorgabe der Größe des Winkelabstandes, der Wandstärke des Ringkolbens sowie der Deformation erfolgt die Anpassung an Hoch- und Niederdruck. Um zu vermeiden, daß durch das Abflachen des Ringkolbens im Abrollbereich einzelne Antriebsrollen den Kontakt zum Ringkolben verlieren, können die Antriebsrollen auf unterschiedlichen Radien bezüglich des Mittelpunktes vom Drehkörper angeordnet sein. Ferner können die Rollendurchmesser entsprechend verschieden vorgegeben werden. Zur Vermeidung einer Unwucht können die Antriebsrollen ferner unterschiedliche Wandstärken aufweisen. Die als Deformation bezeichnete Vergrößerung der Exzentrizität dient auch zum Ausgleich von thermisch bedingten Unrundheiten. Die erläuterte Ausführungsform ist besonders für relativ hohe Druckbereiche geeignet.In a special embodiment, a number of rotatable drive rollers are arranged offset in the circumferential direction relative to one another in such a way that the drive rollers closest to the rolling region are at a substantially greater angular distance from one another than the other angular distances between the drive rollers. A structurally simple mounting of the ring piston on several, in particular five, drive rollers and, at the same time, good conformity over a large rolling area is given. The adaptation to high and low pressure takes place by specifying the size of the angular distance, the wall thickness of the annular piston and the deformation. In order to avoid that individual drive rollers lose contact with the annular piston due to the flattening of the annular piston in the rolling region, the drive rollers can be arranged on different radii with respect to the center point of the rotating body. Furthermore, the roll diameters can be specified differently accordingly. To avoid imbalance, the drive rollers can also have different wall thicknesses. The increase in eccentricity known as deformation also serves to compensate for thermally induced out-of-roundness. The described embodiment is particularly suitable for relatively high pressure ranges.

Bei der erläuterten Ausführungsform kann sich entsprechend der relativen Lage des Ringkolbens zum Trennschieber der Ringkolben zwischen den einzelnen Antriebsrollen des Ringkörpers durchbiegen. Ferner kann in der oberen Totlage, in welche der Ringkolben im Bereich des Trennschlitzes anliegt, der Ringkolben von der diametral gegenüberliegenden Antriebsrolle abheben, wodurch zusätzliche Spannungen auf die weiteren Antriebsrollen einwirken und Lagerverluste und eine Reduzierung des Wirkungsgrades ergeben. Auch kann die vergleichsweise hohe Drehzahl der Antriebsrollen, und zwar entsprechend der Durchmesserdifferenz von Ringkolben und Antriebsrollen die Antriebsdrehzahl nach oben hin begrenzen. Aufgrund der Grenzdrehzahlen für die Lagerungen, insbesondere Wälzlager, der Antriebsrollen, ist eine Grenze zu beachten. So kann beispielsweise bei einer Antriebsdrehzahl von 3000 U/min die Differenz bei 9000 U/min. liegen. Durch hohe Drehzahlen wird die Belastbarkeit reduziert, die Lebensdauer gesenkt und mit entsprechend höheren Lagertemperaturen ist ein Wirkungsgradabfall verbunden. Ferner sei auf vergleichsweise große Rückstellkräfte des Ringkolbens verwiesen, die zusätzlich zu den Verdichtungskräften auf die Lager einwirken, so daß insgesamt mit einer hohen Lagerbelastung zu rechnen ist. Die zwischen den einzelnen Antriebsrollen eintretende Durchbiegung des Ringkolbens könnte durch Vergrößerung der Wandstärke des Ringkolbens reduziert werden, wodurch jedoch eine nicht unwesentliche Vergrößerung der Spannungsverteilung bedingt wäre. Die deutliche Flächenpressung in der Abrollzone des Gehäuses wurde vergrößert und hochfeste Werkstoffe wären erforderlich. Schließlich sei auch auf ein hochfrequentes Ausfedern im Bereich des durchgehenden Trennschlitzes infolge von Schlägen des Ringkolbens auf den Zylinder verwiesen, wodurch in der Praxis schnelle Materialermüdungen in der Nähe des Trennschlitzes eintreten können.In the illustrated embodiment, the ring piston can bend between the individual drive rollers of the ring body in accordance with the relative position of the ring piston to the separating slide. Furthermore, in the top dead center, in which the ring piston rests in the area of the separating slot, the ring piston can lift off the diametrically opposite drive roller, as a result of which additional stresses act on the further drive rollers and result in bearing losses and a reduction in efficiency. The comparatively high speed of the drive rollers can also limit the drive speed upwards in accordance with the difference in diameter of the annular piston and drive rollers. Due to the limit speeds for the bearings, in particular roller bearings, of the drive rollers, a limit must be observed. For example, at a drive speed of 3000 rpm, the difference at 9000 rpm. lie. With high speeds, the load capacity is reduced, the service life is reduced and an associated drop in efficiency is associated with correspondingly higher storage temperatures. Furthermore, reference should be made to comparatively large restoring forces of the annular piston, which act on the bearings in addition to the compression forces, so that overall a high bearing load can be expected. The deflection of the annular piston that occurs between the individual drive rollers could be reduced by increasing the wall thickness of the annular piston, but this would result in a not inconsiderable increase in the stress distribution. The significant surface pressure in the rolling zone of the housing has been increased and high-strength materials would be required. Finally, reference should also be made to high-frequency rebounding in the area of the continuous separating slot as a result of impacts of the annular piston on the cylinder, as a result of which rapid material fatigue can occur in the vicinity of the separating slot in practice.

Diese aufgezeigten Schwierigkeiten werden in den nachfolgend erläuterten Ausführungsformen vermieden. So wird nach der einen Ausführungsform der Ringkolben auf einem Lagerring oder dergl. gelagert, der im Abrollbereich eine reduzierte Wandstärke aufweist und bevorzugt als Träger gleicher Festigkeit ausgebildet ist. In einer anderen Ausführungsform ist der Ringkolben schwimmend auf zwei exzentrisch gelagerten Antriebsrollen oder dergl. angeordnet, wobei die Exzenter in Umfangsrichtung um einen vorgegebenen Winkel versetzt angeordnet sind. Schließlich kann in einer wesentlichen Ausführungsform der Ringkolben auch auf elastisch federnden Elementen angeordnet sein, die mittels eines Lagers bezüglich des Exzenters drehbar angeordnet sind. Wesentlich ist bei all diesen Ausführungsformen, daß in dem Abrollbereich eine gleichmäßige Spannungsverteilung erreicht wird und Belastungsspitzen zwischen Ringkolben und Zylinderwand weitgehend reduziert und vermieden werden. Schläge und und stoßartige Belastungen, insbesondere beim Überrollen des Trennschlitzes, werden vermindert, so daß auch Werkstoffe für geringere Belastungen für den Zylinder zum Einsatz gelangen können. Es können preisgünstige und vor allem auch gut wärmeleitende Werkstoffe, insbesondere Aluminiumlegierungen, für den Zylinder bzw. das Zylindergehäuse verwendet werden. Dies ist sehr wichtig für die Wärmeableitung sowohl aus dem Innenraum des Ringkolbens als auch aus dem Gehäuse. Durch geeignete Lüftungsmaßnahmen, wie Lüftungsschlitze o.ä. sowohl in dem Gehäuse als auch im Inneren des Ringkolbens kann die Wärme unter optimalen Bedingungen abgeleitet werden. Weitere Vorteile ergeben sich aus den Ausführungsbeispielen.These difficulties outlined are avoided in the embodiments explained below. Thus, according to one embodiment, the annular piston is mounted on a bearing ring or the like, which has a reduced wall thickness in the rolling region and is preferably designed as a carrier of the same strength. In another embodiment, the ring piston is floatingly arranged on two eccentrically mounted drive rollers or the like, the eccentrics being arranged offset in the circumferential direction by a predetermined angle. Finally, in an essential embodiment, the annular piston can also be arranged on elastically resilient elements which are rotatably arranged with respect to the eccentric by means of a bearing. It is essential in all of these embodiments that a uniform tension distribution is achieved in the rolling area and load peaks between the annular piston and the cylinder wall are largely reduced and avoided. Shocks and and shock-like loads, especially when rolling over the separating slot, are reduced, so that materials for lower loads for the cylinder can also be used. Inexpensive and, above all, good heat-conducting materials, in particular aluminum alloys, can be used for the cylinder or the cylinder housing. This is very important for heat dissipation both from the interior of the ring piston and from the housing. With suitable ventilation measures, such as ventilation slots or the like. the heat can be dissipated under optimal conditions both in the housing and in the interior of the annular piston. Further advantages result from the exemplary embodiments.

Die Erfindung wird nachfolgend an Hand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine als Verdichter ausgebildete Maschine, deren Ringkolben auf fünf Antriebsrollen eines Drehkörpers gelagert ist,
Fig. 2 einen Längsschnitt durch die Maschine gemäß Fig. 1,
Fig. 3, 4 die Durchbiegung und das Abheben des Ringkolbens bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1,
Fig. 5 einen prinzipiellen Längsschnitt durch eine Ausführungsform der Maschine, wobei der Ringkolben im Abrollbereich auf einem Lagerring mit reduziertem Querschnitt angeordnet ist,
Fig. 6 vergrößert den Ringkolben gemäß Fig. 5,
Fig. 7 vergrößert einen Ringkolben ähnlich Fig. 1,
Fig. 8, 9 eine Ausführungsform der Maschine, bei welcher der Ringkolben auf elastisch federnden Elementen angeordnet ist,
Fig. 10 einen Längsschnitt durch eine Ausführungsform einer Arbeitsmaschine mit schwimmendem Ringkolben,
Fig. 11 einen Querschnitt der Maschine gem. Fig. 10,
Fig. 12-16 schematische Querschnitte zur Erläuterung des kinematischen prinzips der Arbeitsmaschine gem. Fig. 10 und 11,
Fig. 17 eine Ausführungsform mit schwimmendem Ringkolben und ölgefluteten Gleitlagern,
Fig. 18, 19 eine Ansicht bzw. einen Schnitt einer Antriebsrolle,
Fig. 20, 21 eine Ansicht bzw. einen Schnitt des Doppelexzenters zur Erzeugung der Abrollbewegung,
Fig. 22 eine Ausführungsform nach dem Prinzip gem. Fig. 5, jedoch mit außenliegendem Ringkolben,
Fig. 23 einen Längsschnitt durch die Arbeitsmaschine gem. Fig. 21,
Fig. 24, 25 vergrößert einen Trennschieber der Ausführungsform gem. Fig. 4 mit einem integrierten Druckventil in geschlossenem bzw. geöffnetem Zustand,
Fig. 26-28 Ansichten eines Trennschiebers mit innenliegendem integrierten Druckventil.

The invention is explained in more detail below on the basis of the exemplary embodiments illustrated in the drawing. Show it:

1 is a machine designed as a compressor, the ring piston is mounted on five drive rollers of a rotating body,
2 shows a longitudinal section through the machine according to FIG. 1,
3, 4 the deflection and lifting of the annular piston in the embodiment of FIG. 1,
5 shows a basic longitudinal section through an embodiment of the machine, the annular piston being arranged in the rolling region on a bearing ring with a reduced cross section,
6 enlarges the ring piston according to FIG. 5,
7 enlarges an annular piston similar to FIG. 1,
8, 9 an embodiment of the machine, in which the annular piston is arranged on elastically resilient elements,
10 shows a longitudinal section through an embodiment of a working machine with a floating ring piston,
11 shows a cross section of the machine according to FIG. Fig. 10,
Fig. 12-16 schematic cross sections to explain the kinematic principle of the working machine according to. 10 and 11,
17 shows an embodiment with a floating ring piston and oil-flooded plain bearings,
18, 19 is a view or a section of a drive roller,
20, 21 is a view or a section of the double eccentric for generating the rolling movement,
Fig. 22 shows an embodiment according to the principle. 5, but with an external annular piston,
23 shows a longitudinal section through the working machine according to FIG. Fig. 21,
24, 25 enlarged a slide valve according to the embodiment. 4 with an integrated pressure valve in the closed or open state,
Fig. 26-28 Views of a slide valve with an internal integrated pressure valve.

Fig. 1 zeigt schematisch einen Querschnitt eines Verdichters mit einem Zylinder 2 ausgebildeten Gehäuse, in dem ein Ringkolben 4 drehbar angeordnet ist. Der Ringkolben 4 liegt über einen vorgegebenen Abrollbereich A an der inneren Wand 8 des Zylinders 2 an, der außen Kühlrippen 9 aufweist. Der Zylinder 2 weist einen sich in Längsrichtung erstreckenden durchgehenden Trennschlitz 10 auf, in dem ein Trennschieber 12 angeordnet ist. Der Trennschieber 12 wird mittels einer Druckfeder 14 dem Ringkolben 4 nachgeführt. Der Trennschieber 12 ist in der Arbeitsstellung "untere Totlage" entsprechend einem Verdichtungsverhältnis von 1:2 dargestellt. Im Trennschieber 12 ist ein Druckschlitz 16 vorhanden, dem im Zylinder ein Druckventil 18 zugeordnet ist. Ferner ist im Zylinder 2 ein Saugschlitz 20 zu erkennen. Der Ringkolben 4 weist über seinen gesamten Umfang eine konstante Wandstärke auf und ist im Inneren auf fünf Rollen 21 bis 25 gelagert. Die Rollen 21 und 25 sind voneinander derart beabstandet, daß der Ringkolben 4 über den zentralen Abrollbereich A flächig an der inneren Wand 8 des Zylinders 2 anliegt. Der Mittelpunkt 26 des Ringkolbens 4 ist vom Mittelpunkt 28 der kreisförmigen Zylinderwand 8 in einem Abstand 30 angeordnet, welcher der Exzentrizität e entsprechend der halben Durchmesserdifferenz von Zylinderwand und Kolben entspricht, zuzüglich einer Deformation d. Die letztgenannte Deformation ist eine Vergrößerung der Exzentrizität e und ergibt die gewünschte flächige Anlage in dem Abrollbereich A. Der Mittelpunkt 26 dreht auf einer Kreisbahn K um den Mittelpunkt 28. Durch entsprechende Vorgabe des Abstandes der Rollen 21 und 25, der Wandstärke des Ringkolbens 4 sowie der Deformation d erfolgt die Anpassung entsprechend den betrieblichen Erfordernissen.Fig. 1 shows schematically a cross section of a compressor with a cylinder 2 formed housing, in which an annular piston 4 is rotatably arranged. The annular piston 4 bears against the inner wall 8 of the cylinder 2, which has cooling fins 9 on the outside, over a predetermined rolling region A. The cylinder 2 has a continuous separating slot 10 which extends in the longitudinal direction and in which a separating slide 12 is arranged. The separating slide 12 is tracked to the annular piston 4 by means of a compression spring 14. The isolating slide 12 is shown in the working position "lower dead center" corresponding to a compression ratio of 1: 2. A pressure slot 16 is present in the separating slide 12, to which a pressure valve 18 is assigned in the cylinder. A suction slot 20 can also be seen in the cylinder 2. The ring piston 4 has its entire circumference has a constant wall thickness and is mounted on five rollers 21 to 25 inside. The rollers 21 and 25 are spaced apart from one another such that the annular piston 4 lies flat against the inner wall 8 of the cylinder 2 via the central rolling region A. The center 26 of the annular piston 4 is arranged at a distance 30 from the center 28 of the circular cylinder wall 8, which corresponds to the eccentricity e corresponding to half the diameter difference between the cylinder wall and the piston, plus a deformation d. The last-mentioned deformation is an increase in the eccentricity e and results in the desired flat contact in the rolling area A. The center 26 rotates on a circular path K around the center 28. By appropriate specification of the distance between the rollers 21 and 25, the wall thickness of the annular piston 4 and the deformation d is adjusted according to the operational requirements.

Die dem Abrollbereich A nächstliegenden Rollen 21, 25 weisen zueinander einen erheblich größeren Abstand auf als im übrigen die Rollen 21 bis 25 zueinander. Durch die Vorgabe des Abstandes der Rollen 21, 25 kann der Abrollbereich beeinflußt werden. Die Antriebsrollen können auf dem Drehkörper unsymmetrisch verteilt angeordnet sein. Ferner können die Antriebsrollen auf verschiedenen Radien angeordnet sein oder auch unterschiedliche Rollendurchmesser aufweisen, um eine zuverlässige Abstützung des Ringkolbens zu erreichen. Bei dem Verdichter ist im Hinblick auf ein wirtschaftliches Saugvolumen der Durchmesser des Ringkolbens etwa 10% kleiner als der des Zylinders.The rollers 21, 25 closest to the unwinding area A are at a considerably greater distance from one another than the rollers 21 to 25 from one another. The rolling area can be influenced by specifying the distance between the rollers 21, 25. The drive rollers can be arranged asymmetrically distributed on the rotating body. Furthermore, the drive rollers can be arranged on different radii or also have different roller diameters in order to achieve reliable support of the ring piston. With regard to an economical suction volume, the diameter of the annular piston of the compressor is approximately 10% smaller than that of the cylinder.

Fig. 2 zeigt einen Längsschnitt des Verdichters gemäß Fig. 1. Mit einerAntriebswelle 42 sind zwei Flanschwellen 31 verbunden, die ihrerseits mittels Verbindungsbolzen 41 verbunden sind. Die Verbindungsbolzen tragen mittels Wälzlagern drei axial beabstandete Antriebsrollen 23, auf welchen der Ringkolben 4 abgestützt ist. Die in der Zeichnung rechte Flanschwelle 31 weist eine zentrale Bohrung 37 auf, über welche Kühlluft eingeblasen werden kann. Durch die Bohrungen 68 im Gehäusedekkel 66 tritt die Kühlluft nach außen. Es liegt eine Innenkühlung vor und ein Wärmestau im Innern des Kompressors wird vermieden. Zylinder und Ringkolben weisen etwa die gleiche Temperatur auf, so daß Längenänderungen in engen Grenzen gehalten werden. Folglich kann der axiale Dichtspalt zwischen Ringkolben 4 und Gehäusedeckel 66 sehr klein gehalten werden. Durch geeignete Anordnung der außermittig angebrachten Bohrungen 43 für die Verbindungsbolzen 41 sämtlicher Antriebsrollen werden in konstruktiv einfacher Weise die Exzentrizität und die Deformation den Erfordernissen entsprechend vorgegeben.Fig. 2 shows a longitudinal section of the compressor according to Fig. 1. With a drive shaft 42, two flange shafts 31 are connected, which in turn are connected by means of connecting bolts 41. The connecting bolts carry three axially spaced drive rollers 23 on which the ring piston 4 is supported by means of roller bearings. The flange shaft 31 on the right in the drawing has a central bore 37, through which cooling air can be blown in. The cooling air exits through the holes 68 in the housing cover 66. There is internal cooling and heat build-up inside the compressor is avoided. Cylinder and ring piston have approximately the same temperature, so that changes in length are kept within narrow limits. Consequently, the axial sealing gap between the annular piston 4 and the housing cover 66 can be kept very small. The eccentricity and the deformation are predefined in a structurally simple manner by suitably arranging the holes 43 for the connecting bolts 41 of all drive rollers, which are provided off-center.

Fig. 3 zeigt schematisch den Verdichter gem. Fig. 1, jedoch um 180° um die Längsachse gedreht, bei einem Verdichtungsverhältnis von ca. 1:7. Die resultierenden Gaskräfte 32 sowie die Federkraft 34 des Trennschiebers 12 deformieren den Ringkolben 4 zwischen den Antriebsrollen entsprechend der strichpunktierten Linie 36, wodurch in der unbelasteten Saugzone zunächst zusätzliche Radialkräfte auf die Antriebsrollen wirksam werden. Besonders im Bereich der Rollen 23, 24, 25 wird der Ringkolben 4 durch erhebliche Biegekräfte zusätzlich festigkeitsmäßig belastet.Fig. 3 shows schematically the compressor acc. 1, but rotated by 180 ° about the longitudinal axis, with a compression ratio of approx. 1: 7. The resulting gas forces 32 and the spring force 34 of the separating slide 12 deform the annular piston 4 between the drive rollers according to the dash-dotted line 36, as a result of which additional radial forces initially act on the drive rollers in the unloaded suction zone. Particularly in the area of the rollers 23, 24, 25, the annular piston 4 is additionally loaded in terms of strength by considerable bending forces.

Fig. 4 zeigt schematisch den Verdichter nach Fig. 1 beim Überrollen des Ringkolbens 4 von Druckschlitz 16 und Saugschlitz 20. Aufgrund der Gaskräfte sowie der vom Trennschieber 12 einwirkenden Federkraft 34 versucht sich der Ringkolben 4 von der diametral gegenüberliegenden Rolle 23 zu lösen. Die sich ergebende Deformation des Ringkolbens 4 ist durch die gestrichelte Linie 38 angedeutet, wobei zur Rolle 23 ein Abstand 40 festzustellen ist.FIG. 4 schematically shows the compressor according to FIG. 1 when the annular piston 4 is rolled over by the pressure slot 16 and suction slot 20. Because of the gas forces and the spring force 34 acting from the separating slide 12, the annular piston 4 tries to detach itself from the diametrically opposite roller 23. The resulting deformation of the annular piston 4 is indicated by the dashed line 38, a distance 40 from the roller 23 being ascertainable.

Fig. 5 zeigt eine wesentliche Ausführungsform der Erfindung, wobei Bauteile, die mit der oben erläuterten Ausführungsform in der Funktionsweise übereinstimmen, die gleichen Bezugszeichen tragen und nicht weiter erläutert werden. Auf einer Antriebswelle 42 sind als Druckkörper zwei axial beabstandete Antriebsexzenter 44 angeordnet, von denen nur der eine zu sehen ist und die im Winkelbereich B zwecks Massenausgleich abgeflacht sind. Längsbohrungen 48 in den Antriebsexzentern 44 ergeben zusammen mit der Abflachung 50 eine gute Zuführung von Kühlluft in den Innenraum des Ringkolbens 4. Der Ringkolben 4 ist jeweils auf einem Nadellager 52 mit einem inneren Lagerring 54 auf dem zugeordneten Exzenter drehbar. Wesentlich ist hierbei die Verringerung der Wandstärke des Lagerringes 54 im Winkelbereich B bzw. im Bereich der Abflachung 50 derart, daß im Abrollbereich eine weitgehend gleichmäßige Flächenpressung vorhanden ist. Der Verlauf der Wandstärke kann exakt berechnet und in Verbindung mit der gewählten Vorspannung bzw. Deformation d derart eingestellt werden, daß bei einem unzulässig hohen Förderdruck der Ringkolben 4 im Abrollbereich A abhebt; eine zuverlässige Überlastsicherung ist gegeben. Der Ringkolben 4 ist über die einzelnen Rollen des Nadellagers 52 auf den gesamten Umfang abgestützt. Die geringe Deformation d des Nadellagers liegt im Bereich von 0,2 bis 0,7% des Lagerdurchmessers und beeinträchtigt das kinematische Verhalten des Nadellagers praktisch nicht. Infolge der Deformation ist eine wirksame axiale Abdichtung der Lager 52 praktisch nicht durchzuführen, so daß eine Fett- oder Tropfschmierung bei dieser Ausführungsform angezeigt ist. Die vorgeschlagene Maschine kann preisgünstig hergestellt werden und ist zum Einsatz für Vakuum und für hohen Druckbereich gleichermaßen geeignet. Ein derart gefertigter Verdichter weist beispielsweise bei einem Hubvolumen von 0,27 1 und einer Drehzahl von 3000 U/ min eine Förderleistung von 810 1/min auf; der Zylinderinnendurchmesser beträgt hierbei 125 mm und der Ringkolbenaußendurchmesser 113,4 mm.FIG. 5 shows an essential embodiment of the invention, components which correspond in operation to the embodiment explained above have the same reference numerals and will not be explained further. On a drive shaft 42, two axially spaced drive eccentrics 44 are arranged as pressure bodies, only one of which can be seen and which are flattened in the angular range B for the purpose of mass compensation. Longitudinal bores 48 in the drive eccentrics 44 together with the flattened portion 50 provide a good supply of cooling air into the interior of the annular piston 4. The annular piston 4 is rotatable on a needle bearing 52 with an inner bearing ring 54 on the associated eccentric. What is essential here is the reduction in the wall thickness of the bearing ring 54 in the angular region B or in the region of the flattening 50 such that a largely uniform surface pressure is present in the rolling region. The course of the wall thickness can be calculated exactly and set in conjunction with the selected preload or deformation d such that the ring piston 4 lifts off in the rolling region A in the event of an impermissibly high delivery pressure; reliable overload protection is provided. The annular piston 4 is supported on the entire circumference via the individual rollers of the needle bearing 52. The slight deformation d of the needle bearing is in the range of 0.2 to 0.7% of the bearing diameter and practically does not affect the kinematic behavior of the needle bearing. As a result of the deformation, an effective axial sealing of the bearings 52 can practically not be carried out, so that grease or drip lubrication is indicated in this embodiment. The proposed machine can be manufactured inexpensively and is equally suitable for use in a vacuum and in a high pressure range. A compressor manufactured in this way has a delivery capacity of 810 1 / min, for example, with a stroke volume of 0.27 l and a speed of 3000 rpm; the inside diameter of the cylinder is 125 mm and the outside diameter of the ring piston is 113.4 mm.

In der schematischen Darstellung gem. Fig. 6 ist radial innen der Antriebsexzenter 44 mit dem inneren Lagerring 54 zu erkennen. Der Einfachheit halber sind das Nadellager und der Ringkolben nicht dargestellt. Durch die bereits erläuterte Verschiebung des Exzentermittelpunktes und des Mittelpunktes des Ringkolbens um d erfolgt im Abrollbereich A die gewünschte Anschmiegung an die Wand des Zylinders 2, wobei eine resultierende Anpreßkraft 58 erzeugt wird. Durch die vorausberechenbare Reduzierung der Wandstärke des Lagerringes 54 in dem Winkelbereich B wird eine weitgehend gleichförmige Flächenpressung im Abrollbereich A erzeugt. Spannungsspitzen werden vermieden. Aufgrund der geringen Flächenpressungen können für den Zylinder 2 somit gut wärmeleitende Werkstoffe, insbesondere Aluminiumlegierungen verwendet werden. Wesentlich ist ferner, daß beim Überrollen des Trennschlitzes keine nennenswerte Rückfederung erfolgt, wodurch im Bereich des Trennschlitzes Schäden in einfacher Weise vermieden werden. Der Ringkolben rollt im wesentlichen gleichmäßig auf der Wand des Zylinders ab, und störende Geräusche werden vermieden.In the schematic representation acc. Figure 6 is radially inside the drive eccentric 44 with the inner bearing ring 54 to recognize. For the sake of simplicity, the needle bearing and the ring piston are not shown. Due to the displacement of the eccentric center and the center of the annular piston by d which has already been explained, the desired contact with the wall of the cylinder 2 takes place in the rolling region A, a resulting contact force 58 being generated. The predictable reduction in the wall thickness of the bearing ring 54 in the angular region B produces a largely uniform surface pressure in the rolling region A. Voltage peaks are avoided. Due to the low surface pressures, materials with good heat conductivity, in particular aluminum alloys, can be used for the cylinder 2. It is also essential that no significant springback occurs when the separating slot is rolled over, so that damage in the area of the separating slot can be avoided in a simple manner. The ring piston rolls essentially evenly on the wall of the cylinder, and annoying noises are avoided.

Fig. 7 zeigt einen Lagerring 54 mit über den Umfang gleichmäßiger Wandstärke. Dies entspricht einem Ringkolben gemäß der Ausführungsform von Fig. 1. Aufgrund der Durchbiegung im Abrollbereich ergeben sich weitaus höhere Spannungsspitzen gegenüber der besonderen Ausgestaltung von Fig. 6. Diese Spannungsspitzen sind durch die Pfeile 60 angedeutet, und sie verursachen beim Überrollen des Trennschlitzes ein Klopfen und Materialermüdung.Fig. 7 shows a bearing ring 54 with a uniform wall thickness over the circumference. This corresponds to an annular piston according to the embodiment of FIG. 1. Because of the deflection in the rolling area, there are far higher stress peaks than the special embodiment of FIG. 6. These stress peaks are indicated by the arrows 60 and they cause knocking and rolling over the separating slot Material fatigue.

Fig. 8 zeigt eine weitere wesentliche Ausführungsform, deren Ringkolben 4 auf nachgiebigen Elementen 93 elastisch federnd abgestützt ist. Diese Elemente 93 sind als spiralförmige Speichen eines Rades mit Außenring 92 und Innenring 94 ausgebildet. Der Innenring 94 ist auf einem Wälzlager 64 abgestützt. Das Wälzlager 64 wird bei dieser Ausführungsform in keiner Weise deformiert und kann daher vollständig abgedichtet sein. Der Außenring 92 ist ebenfalls vergleichsweise dünnwandig ausgebildet, so daß der Ringkörper 4 im Abrollbereich A flächig an der Innenwand anliegt, wobei ferner eine hinreichend gleichförmige Kraftverteilung gegeben ist. Das Rad ist zweckmäßig aus einem einzigen Stück gefertigt, wodurch sich Vorteile bei Fertigung und Montage ergeben.Fig. 8 shows a further essential embodiment, the annular piston 4 is resiliently supported on resilient elements 93. These elements 93 are designed as spiral spokes of a wheel with an outer ring 92 and an inner ring 94. The inner ring 94 is supported on a roller bearing 64. The rolling bearing 64 is not deformed in any way in this embodiment and can therefore be completely sealed. The outer ring 92 is also designed to be comparatively thin-walled, so that the ring body 4 lies flat against the inner wall in the rolling region A, with a sufficiently uniform force distribution also being provided. The wheel is expediently made from a single piece, which results in advantages in manufacture and assembly.

Die Ausführungsform von Fig. 9 entspricht im Prinzip der von Fig. 8, wobei jedoch nunmehr einzelne als gekrümmte Blattfedern ausgebildete Elemente 93 zur Abstützung des Ringkolbens 4 vorgesehen sind. Auch bei dieser Ausführungsform erfährt der Innenring 94 keine Deformation, so daß auch hier konventionelle, abgedichtete Wälzlager oder dergl. zum Einsatz gelangen können.The embodiment of FIG. 9 corresponds in principle to that of FIG. 8, but now individual elements 93 designed as curved leaf springs are provided for supporting the annular piston 4. In this embodiment, too, the inner ring 94 is not deformed, so that conventional, sealed roller bearings or the like can also be used here.

Fig. 10 zeigt einen Längsschnitt durch eine Ausführungsform mit schwimmendem Ringkolben 4. Auf der Antriebswelle 42 sind axial beabstandet jeweils zwei Antriebsrollen 62, 63 angeordnet, deren Abrollbewegung mittels auf der Antriebswelle 42 befestigten Exzentern 44, 45 erzeugt wird. Die Kraftübertragung auf die zugeordnete Antriebsrolle 62 erfolgt jeweils über ein handelsübliches Wälzlager 64. Diese Wälzlager werden nicht deformiert und können ferner seitlich ohne weiteres abgedichtet sein, was gerade für Vakuumanwendungen von besonderem Vorteil ist. Die Antriebswelle 42 ist seitlich jeweils in einem Gehäusedeckel 66 gelagert, wobei durch Bohrungen 68 Kühlluft geblasen werden kann. Durch eine solche Innenkühlung wird ein Wärmestau im Inneren des Verdichters mit all den hiermit verbundenen Nachteilen vermieden. Oberhalb des Trennschiebers 12 befinden sich konventionelle Zungenventile 70, über welche das verdichtete Medium ausgeschoben wird.10 shows a longitudinal section through an embodiment with a floating ring piston 4. On the drive shaft 42, two drive rollers 62, 63 are arranged axially spaced apart, the rolling movement of which is generated by means of eccentrics 44, 45 fastened on the drive shaft 42. The power transmission to the assigned drive roller 62 takes place in each case via a commercially available roller bearing 64. These roller bearings are not deformed and can also be easily sealed at the side, which is particularly advantageous for vacuum applications. The drive shaft 42 is laterally mounted in a housing cover 66, wherein cooling air can be blown through bores 68. Such internal cooling avoids heat accumulation inside the compressor with all the disadvantages associated with it. Conventional reed valves 70 are located above the separating slide 12, via which the compressed medium is pushed out.

Fig. 11 zeigt einen Querschnitt der Maschine gem. Fig. 10. Das Zylindergehäuse 2 weist eine Anzahl von Längskanälen 72 für Kühlmittel, beispielsweise Luft oder Wasser, auf. In dem Trennschieber 12 ist ein integriertes Ventil 74 vorgesehen, das weiter untenan Hand von Fig. 24, 25 noch erläutert werden soll. Durch das erfindungsgemäß integrierte Zungenventil werden Drossel-und Umlenkverluste vermieden. Innerhalb des Ringkolbens 4 ist die eine Antriebsrolle 62 vollständig in einer axialen Ansicht zu erkennen. In axialer Richtung dahinter, also hinter der Zeichenebene, befindet sich die zweite Antriebsrolle 63, von welcher hier nur ein kleiner, etwa sichelförmiger Bereich zu erkennen ist, welcher zwecks Hervorhebung durch gekreuzte Linien kenntlich gemacht ist. Wie nachfolgend noch zu erläutern ist, wird der Ringkolben 4 durch die erfindungsgemäße seitlich versetzte Anordnung der Antriebsrolle 62 in dem Abrollwinkelbereich 56 flächig an die Wand 8 des Zylindergehäuses 2 angepresst. Zur Innenkühlung weist der Exzenter 44 Längskanäle 76 auf.Fig. 11 shows a cross section of the machine acc. 10. The cylinder housing 2 has a number of longitudinal channels 72 for coolant, for example air or water. An integrated valve 74 is provided in the separating slide 12, which will be explained further below with reference to FIGS. 24, 25. Throttle and deflection losses are avoided by the tongue valve integrated according to the invention. One drive roller 62 can be seen completely in an axial view within the annular piston 4. In the axial direction behind it, that is, behind the plane of the drawing, is the second drive roller 63, of which only a small, approximately sickle-shaped area can be seen, which is identified by crossed lines for the purpose of highlighting. As will be explained below, the annular piston 4 is pressed flat against the wall 8 of the cylinder housing 2 by the laterally offset arrangement of the drive roller 62 in the roll-off angle region 56. The eccentric has 44 longitudinal channels 76 for internal cooling.

Fig. 12 zeigt schematisch den Ringkolben 4 im unverspannten Zustand, wobei die zylindrische Innenwand 8 des Zylindergehäuses 2 im Bereich der Y-Achse, hier links im Bild, linienförmig berührt wird. Die Exzentrizität e entspricht der halben Differenz von Innendurchmesser des Zylinders 2 und Außendurchmesser des Ringkolbens 4. Im Ringkolben 4 sind die beiden Antriebsrollen 62, 63, die einen vorgegebenen kleineren Durchmesser als die Innenbohrung des Ringkolbens 4 aufweisen, derart angeordnet, daß im Bereich der X-Achse eine Anschmiegung an die Innenbohrung des Ringkolbens 4 gegeben ist. Es sind die beiden Exzenter 44 jeweils um einen Winkel b gegeneinander bezüglich der Y-Achse geschwenkt. Der Außendurchmesser der Antriebsrollen 62, 63 ist wenigstens 0,5% kleiner als der Innendurchmesser des Ringkolbens 4. Zwischen dem Ringkolben 4 und den Antriebsrollen ist somit ein Federweg f vorhanden. Infolge der dargestellten, Schwenkung der Antriebsrollen 62, 63, jeweils um den Winkel b, entsteht im Bereich der Y-Achse ein freier Raum 78, wodurch thermisch bedingte Unrundheiten ausgeglichen werden können. Die Schwenkung kann derart vorgenommen werden, daß der Ringkolben bereits eine Vordeformation erfährt. Hierdurch werden Krümmungsradien von Zylinder und Ringkolben bereits einander angenähert, wodurch günstige Bedingungen im Hinblick auf die Flächenpressung gegeben sind. Die Außendurchmesser der Antriebsrollen 62, 63 sind im Bereich zwischen 5 bis 0,5%, bevorzugt 2%, kleiner als der Innendurchmesser des Ringkolbens 4; ein hinreichender Federweg ist gewährleistet. Wenigstens ein derartiges Paar von Antriebsrollen 62, 63 ist erforderlich. Entsprechend der erforderlichen axialen Länge des Ringkolbens können auch mehrere derartige Antriebsrollenpaare, zweckmäßig auf der Antriebswelle axial gleichmäßig beabstandet, angeordnet sein.12 schematically shows the annular piston 4 in the unstressed state, the cylindrical inner wall 8 of the cylinder housing 2 being touched linearly in the region of the Y axis, here on the left in the figure. The eccentricity e corresponds to half the difference between the inner diameter of the cylinder 2 and the outer diameter of the ring piston 4. In the ring piston 4, the two drive rollers 62, 63, which have a predetermined smaller diameter than the inner bore of the ring piston 4, are arranged such that in the area of the X -Axis is given to the inner bore of the annular piston 4. The two eccentrics 44 are each pivoted by an angle b with respect to the Y axis. The outer diameter of the drive rollers 62, 63 is at least 0.5% smaller than the inner diameter of the annular piston 4. A spring travel f is thus present between the annular piston 4 and the drive rollers. As a result of the illustrated pivoting of the drive rollers 62, 63, in each case by the angle b, a free space 78 is created in the region of the Y axis, as a result of which thermally induced out-of-roundness can be compensated for. The pivoting can be carried out in such a way that the ring piston already undergoes pre-deformation. As a result, radii of curvature of the cylinder and the annular piston are already brought closer to one another, which provides favorable conditions with regard to the surface pressure. The outer diameter of the drive rollers 62, 63 are in the range between 5 to 0.5%, preferably 2%, smaller than the inner diameter of the annular piston 4; sufficient travel is guaranteed. At least one such pair of drive rollers 62, 63 is required. According to the required axial length of the annular piston, several such pairs of drive rollers can also be arranged, expediently axially evenly spaced on the drive shaft.

In Fig. 13 ist die Vergrößerung der Exzentrizität e um einen Betrag d, und zwar in Richtung der Y-Achse nach links, gezeigt. Hierdurch schmiegt sich der Ringkolben 4 im Abrollbereich A federnd an die Wand 8 des Zylindergehäuses 2 und umschlingt in einem vergrößerten Winkelbereich C die Antriebsrollen 62, 63. Auf der anderen Seite der Y-Achse hebt der Ringkolben 4 um den Betrag d + f von den Antriebsrollen 62, 63 ab.13 shows the increase in the eccentricity e by an amount d, specifically in the direction of the Y axis to the left. As a result, the annular piston 4 resiliently nestles against the wall 8 of the cylinder housing 2 in the rolling region A and wraps around the drive rollers 62, 63 in an enlarged angular range C. On the other side of the Y-axis, the annular piston 4 lifts by the amount d + f from the Drive rollers 62, 63.

Fig. 14 zeigt die Lager des schwimmenden Ringkolbens 4 bei einem Verdichtungsverhältnis von ca. 1:7. Die resultierenden Gaskräfte sowie die durch Feder- und Druckbeaufschlagung erzeugten Kräfte vergrößern die Anschmiegung des Ringkolbens 4 an die Antriebsrollen 62, während der Ringkolben 4 im quasi unbelasteten Saugraum 33 verstärkt von den Antriebsrollen 62, 63 abhebt. Hierbei wird die federnde Vor.spannung im Abrollbereich jedoch nicht verringert. Im Bereich der Y-Achse ist der wegen der Verspannung verkleinerte Freiraum 78 zu erkennen, der den Antriebsrollen 62, 63 den Ausgleich von thermisch bedingten Unrundheiten ermöglicht.14 shows the bearings of the floating ring piston 4 with a compression ratio of approximately 1: 7. The resulting gas forces as well as the forces generated by spring and pressure increase the nestling of the annular piston 4 against the drive rollers 62, while the annular piston 4 lifts off from the drive rollers 62, 63 in the quasi unloaded suction chamber 33. Here, the resilient pretension in the rolling area is not reduced. In the area of the Y axis, the reduced space 78, which is reduced due to the tension, can be seen, which enables the drive rollers 62, 63 to compensate for thermally induced out-of-roundness.

Fig. 15 entspricht im wesentlichen Fig. 13, wobei außer den Antriebsrollen 62, 63 eine Rolle 80 im Inneren des Ringkolbens 4 auf der Antriebswelle, und zwar zwischen den beiden axial beabstandeten Paaren der Antriebsrollen 62, 63, angeordnet ist. Diese Rolle 80 ragt auf der Y-Achse, und zwar diametral dem Abrollbereich gegenüberliegend, über die Antriebsrollen 62, 63 hinaus, und es ist nur der freie Weg s vorhanden. Die Durchbiegung des Ringkolbens 4 wird auf den freien Wegs begrenzt. Bei hohen Drücken wird eine sichere Abstützung des Ringkolbens 4 erreicht.Fig. 15 corresponds essentially to Fig. 13, wherein in addition to the drive rollers 62, 63, a roller 80 is arranged inside the annular piston 4 on the drive shaft, namely between the two axially spaced pairs of the drive rollers 62, 63. This roller 80 protrudes beyond the drive rollers 62, 63 on the Y axis, diametrically opposite the rolling region, and only the free path s is available. The deflection of the annular piston 4 is limited to the free path. At high pressures, the annular piston 4 is securely supported.

Fig. 16 zeigt die Lage des Ringkolbens 4 bei einem Verdichtungsverhältnis von etwa 1:2. Nunmehr ist die Anschmiegung an die Antriebsrollen 62, 63 etwas geringer als gemäß Fig. 14. Aus beiden Figuren ist jedoch erkennbar, daß die resultierenden Gas- und Schieberkräfte die Flächenpressung im Abrollbereich vergrößern, und daß der Ringkolben 4 in der unbelasteten Saugzone 33 von der Antriebsrolle abhebt, während sich die Anschmiegung an die Antriebsrollen mit wachsender Verdichtung vergrößert. Hierdurch wird erreicht, daß im Abrollbereich eine weitgehend konstante Flächenpressung auftritt. Aufgrund des Anschmiegens des Ringkolbens 4 an die Antriebsrollen 62, 63 wird auch bei höchster Druckbelastung keine zusätzliche Festigkeitsbeanspruchung des Ringkolbens 4 eintreten. Die maximalen Deformationskräfte bzw. die Spannungsverteilung werden durch die Durchmesserdifferenz von Antriebsrollen 62, 63 und Innendurchmesser des Ringkolbens 4 vorgegeben. Insbesondere beträgt diese geringe Durchmesserdifferenz zwischen 0,8 bis 3%; geringe Relativbewegungen zwischen Antriebsrollen und Ringkolben werden somit erreicht. Die entsprechend geringe Festigkeitsbeanspruchung des Ringkolbens 4 ermöglicht auch den Einsatz von preisgünstigen Werkstoffen. Eine exakte Vorausberechnung der federnden Anpresskraft wird durch entsprechende Vorgabe der Wandstärke des Ringkolbens 4 und der genannten Durchmesserdifferenz ermöglicht.16 shows the position of the annular piston 4 at a compression ratio of approximately 1: 2. Now the conformity to the drive rollers 62, 63 is somewhat less than in accordance with FIG. 14. However, from both figures it can be seen that the resulting gas and slide forces increase the surface pressure in the rolling area and that the annular piston 4 in the unloaded suction zone 33 of the Drive roller lifts off, while the conformity to the drive rollers increases with increasing compaction. This ensures that a largely constant surface pressure occurs in the rolling area. Due to the fact that the ring piston 4 clings to the drive rollers 62, 63, the ring piston 4 will not be subjected to any additional strength even at the highest pressure load. The maximum deformation forces or the stress distribution are predetermined by the difference in diameter of the drive rollers 62, 63 and the inner diameter of the annular piston 4. In particular, this small diameter difference is between 0.8 to 3%; slight relative movements between the drive rollers and the ring piston are thus achieved. The correspondingly low strength stress of the annular piston 4 also enables the use of inexpensive materials. An exact pre-calculation of the resilient pressing force is made possible by correspondingly specifying the wall thickness of the annular piston 4 and the diameter difference mentioned.

Fig. 17 zeigt teilweise in einem Längsschnitt eine Ausführungsform der Maschine mit schwimmendem Ringkolben 4. Die Antriebsrollen 62, 63 sind nunmehr mittels Gleitlagern direkt auf den beiden Antriebsexzentern 44 gelagert. Seitlich wird der Ringkolben 4 durch elastische, mittels Federn 82 nachgeführten Dichtelementen 84 an dem Gehäusedeckel 66 abgedichtet. Die Maschine mit ölgefluteten Gleitlagern ist rechts der Mittellinie 86 wiederum entsprechend ausgebildet, wobei von dort auch die Antriebswelle 42 angetrieben werden kann. Durch die hohle Antriebswelle 42 wird bei dieser Ausführungsform Öl durch eine Axialbohrung 88 zugeführt und über Radialbohrungen 90 zu den genannten Radiallagern der Antriebsrollen 62, 63 zwecks Schmierung geleitet. Das Öl tritt zwischen den Antriebsrollen 62, 63 in den Innenraum des Ringkolbens 4 und kann von dort über Bohrungen 68 des Gehäusedeckels 66 abgeführt werden.17 shows an embodiment of the machine with a floating ring piston 4, partly in a longitudinal section. The drive rollers 62, 63 are now mounted directly on the two drive eccentrics 44 by means of slide bearings. The annular piston 4 is sealed laterally on the housing cover 66 by means of elastic sealing elements 84 which are guided by springs 82. The machine with oil-flooded plain bearings is again designed to the right of the center line 86, from which the drive shaft 42 can also be driven. In this embodiment, the hollow drive shaft 42 supplies oil through an axial bore 88 and leads it via radial bores 90 to the radial bearings of the drive rollers 62, 63 mentioned for lubrication. The oil enters between the drive rollers 62, 63 into the interior of the annular piston 4 and can be discharged from there through bores 68 of the housing cover 66.

Fig. 18 zeigt die Antriebsrolle 62, während in Fig. 19 ein Schnitt entlang Schnittlinie A gem. Fig. 18 dargestellt ist. Wie an Hand von Fig. 19 zu erkennen, sind zwischen dem Außenring 92 und dem Innenring 94 gekrümmte Leitschaufeln 96 angeordnet, über welche Luft in den Innenraum des Ringkolbens zur Kühlung eingesaugt werden.18 shows the drive roller 62, while in FIG. 19 a section along section line A according to FIG. Fig. 18 is shown. As can be seen from FIG. 19, curved guide vanes 96 are arranged between the outer ring 92 and the inner ring 94, via which air is sucked into the interior of the annular piston for cooling.

Fig. 20 und 21 zeigen in einer Ansicht und in einem axialen Schnitt den bzw. die beiden Antriebsexzenter 44, 46. Der Antriebsexzenter 44 weist eine Paßfedernut 98 zur Befestigung auf der Antriebswelle auf. Der Antriebsexzenter 46 enthält eine Längsnut 100, durch welche eine Schraube 102 geführt ist, die in ein Gewinde 104 des Exzenters 44 eingreift. Die beiden Exzenter 44, 46 können somit gegeneinander zwecks Toleranzausgleich und zur Einstellung der oben erläuterten Vorspannung gegeneinander verdreht werden, wobei mittels der Schraube 102 die gegenseitige Verspannung und Feststellung vorgenommen wird.20 and 21 show, in a view and in an axial section, the two drive eccentrics 44, 46. The drive eccentric 44 has a feather key groove 98 for attachment to the drive shaft. The drive eccentric 46 contains a longitudinal groove 100, through which a screw 102 is guided, which engages in a thread 104 of the eccentric 44. The two eccentrics 44, 46 can thus be rotated against each other for the purpose of tolerance compensation and for setting the pretension explained above, the mutual bracing and locking being carried out by means of the screw 102.

Fig. 22 und 23 zeigen in einem Querschnitt bzw. Längsschnitt eine Ausführungsform der Maschine, die in ihrem kinematischen Prinzip der gem. Fig. 5 entspricht, wobei jedoch nunmehr der Ringkolben 4 radial außen bezüglich der nunmehr kolbenartigen Gehäuses 2 angeordnet ist. Diese Ausführungsform ist besonders geeignet für Riemenantrieb oder direktes Anflanschen an einen elektrischen Antriebsmotor. Das Gehäuse 2 weist Kühlbohrungen 106 auf, und der Ringkolben 4 ist direkt über ein Nadellager 108 in einem Antriebsring 110 abgestützt. Der Antriebsring 110 ist auch hier um einen Betrag e + d zum Gehäuse 2 versetzt, so daß der Ringkolben 4 im Abrollbereich A an die Außenfläche des kreisrunden Gehäuses 2 anschmiegt. Der Antriebsring 110 weist über einen Winkelbereich C eine Aussparung 112 auf, und dort weist der äußere Lagerring 114 eine verringerte Wanddicke auf. Es sind somit die übereinstimmenden kinematischen und spannungsmäßigen Voraussetzungen erzielt wie bei der Ausführungsform gemäß Fig. 5. Der Trennschieber 12 ist im Gehäuse 2 geführt und zum Mittelpunkt hin bewegbar. Die Feder 14 und die Druckventile 18 sind in einer zentralen Bohrung 116 angeordnet. Das geförderte, unter Druck stehende Medium wird über die Bohrung 118 in einer Deckscheibe 120 abgeführt. Die Ansaugung erfolgt über eine dem Schieber 12 benachbarte Bohrung 122. Der Antriebsring 110 ist mittels Wälzlagern 124 auf beiden Seiten bezüglich den Deckscheiben 120 gelagert. Der Antriebsring 110 enthält eine Ringnut 126 für einen Riemenantrieb und ferner Kühlrippen 128, die zwecks Massenausgleich exzentrisch zum Lagerring angeordnet sind. Die Kühlung erfolgt durch Konvektion des schnelldrehenden Außenringes 110, wobei über zentrale Bohrungen im Außenring warme Luft von der Außenfläche des Ringkolbens 4 abgesaugt wird. Das feststehende Gehäuse 2 kann durch Luft oder Wasser mittels der Kühlbohrungen 106 zusätzlich gekühlt werden. Bei Wasserkühlung werden die Deckscheiben 120 mittels geschlossener Platten 130 abgedeckt. Der Vorteil dieser Bauart ist der kompakte kreisrunde Aufbau, die selbstwirkende Kühlung des Antriebsringes 110, die kombinierte Kühlungsmöglichkeit mittels Luft und Wasser und darüberhinaus der zweckmäßige Massenausgleich durch Veränderung der Wanddicke des Antriebsringes.22 and 23 show in a cross section or longitudinal section an embodiment of the machine which in its kinematic principle of the gem. 5 corresponds, but now the annular piston 4 is arranged radially on the outside with respect to the now piston-like housing 2. These The embodiment is particularly suitable for belt drive or direct flange mounting on an electric drive motor. The housing 2 has cooling bores 106, and the annular piston 4 is supported directly in a drive ring 110 via a needle bearing 108. Here too, the drive ring 110 is offset by an amount e + d from the housing 2, so that the annular piston 4 clings to the outer surface of the circular housing 2 in the rolling region A. The drive ring 110 has a recess 112 over an angular range C, and there the outer bearing ring 114 has a reduced wall thickness. The corresponding kinematic and voltage requirements are thus achieved as in the embodiment according to FIG. 5. The isolating slide 12 is guided in the housing 2 and can be moved towards the center. The spring 14 and the pressure valves 18 are arranged in a central bore 116. The pumped, pressurized medium is discharged through the bore 118 in a cover plate 120. The suction takes place via a bore 122 adjacent to the slide 12. The drive ring 110 is mounted on both sides with respect to the cover disks 120 by means of roller bearings 124. The drive ring 110 contains an annular groove 126 for a belt drive and further cooling fins 128 which are arranged eccentrically to the bearing ring for the purpose of mass balance. The cooling takes place by convection of the rapidly rotating outer ring 110, warm air being sucked out of the outer surface of the annular piston 4 via central bores in the outer ring. The fixed housing 2 can be additionally cooled by air or water by means of the cooling bores 106. When water cooling, the cover plates 120 are covered by means of closed plates 130. The advantage of this design is the compact circular structure, the self-acting cooling of the drive ring 110, the combined cooling option by means of air and water and, moreover, the appropriate mass balance by changing the wall thickness of the drive ring.

Fig. 24 und 25 zeigen vergrößert den Trennschieber mit integriertem Druckventil 74 im Trennschlitz 10 des Zylindergehäuses 2 im geschlossenen bzw. geöffneten Zustand. Der Trennschieber 12 weist wenigstens einen radial durchgehenden Schlitz 132 auf, wobei zweckmäßig axial beabstandet eine Anzahl derartiger Schlitze 132 vorgesehen ist. Die federnd ausgebildete Ventilplatte 134 ist seitlich in dem besagten Schlitz 132 geführt. Die Ventilplatten 134 erstrekken sich über eine vorgegebene große Länge von bevorzugt etwa 80% der Trennschieberlänge, so daß bei geöffnetem Ventil ein großer Austrittsquerschnitt gegeben ist. Durch diese wesentliche Ausgestaltung kann das Medium, insbesondere das Gas, mit kleiner Geschwindigkeit und ohne nennenswerte Drosselverluste abströmen. Bei herkömmlichen Ventilen ist die Durchgangsfläche kleiner als die Abdeckfläche der Ventilplatte. Wird daher eine Ventilplatte durch einen Enddruck Pe an die Dichtfläche angedrückt, so muß zur Öffnung des Ventils ein entsprechend erhöhter Druck anstehen. Ist beispielsweise eine kreisrunde Durchgangsfläche f 1 mit einem Durchmesser d 1 gegeben und ist eine kreisrunde Abdeckfläche f 2 mit einem Durchmesser d 2 vorhanden, so ist der Öffnungsdruck P 1 gleich Pe multipliziert mit dem Quadrat aus d 2 dividiert durch d 1. Weist beispielsweise die Durchgangsbohrung einen Durchmesser d 1 von 14 mm und die Dichtfläche einen Durchmesser d 2 von 17 mm auf, und beträgt der Enddruck 17 bar, so muß im Zylinder der Druck auf 9,7 bar ansteigen, um das Ventil anzuheben. Die hierdurch bedingte Druckspitze führt zu einer Temperaturerhöhung des Gases und zusätzlichen Lager- und Materialbelastungen. Mittels des erfindungsgemäß vorgeschlagenen integrierten Plattenventils werden solche Druckspitzen weitgehend vermieden. Infolge der erfindungswesentlichen Krümmung der Ventilplatte 134 ist nur eine quasi linienförmige Berührung im Trennschlitz 10 gegeben. Ferner werden durch diese wesentliche Krümmung die Abströmverluste reduziert, und gleichzeitig kann auch der Ventilhub begrenzt werden. Die an Hand von Fig. 24 und 25 dargelegte Ausführungsform ist besonders für Vakuum und Niederdruckbetrieb sowie bei Ölflutung geeignet. Die an der Innenfläche des Ventilschlitzes 10 hin- und hergleitende gekrümmte Ventilplatte 134 unterbindet Rückströmung im Drosselspalt und ist unempfindlich bei Förderung von dampf- und flüssigkeitshaltigen Gasen und erlaubt ferner bei ölgefluteter Maschine einen ungestörten Austritt des Kühlöles.24 and 25 show an enlarged view of the separating slide with integrated pressure valve 74 in the separating slot 10 of the cylinder housing 2 in the closed or opened state. The separating slide 12 has at least one radially continuous slot 132, a number of such slots 132 being expediently axially spaced apart. The resilient valve plate 134 is guided laterally in said slot 132. The valve plates 134 extend over a predetermined large length of preferably approximately 80% of the isolating slide length, so that a large outlet cross section is provided when the valve is open. This essential configuration allows the medium, in particular the gas, to flow off at a low speed and without any significant throttling losses. In conventional valves, the passage area is smaller than the cover area of the valve plate. Therefore, if a valve plate is pressed against the sealing surface by a final pressure Pe, a correspondingly increased pressure must be present to open the valve. For example, if there is a circular passage area f 1 with a diameter d 1 and there is a circular cover area f 2 with a diameter d 2, the opening pressure P 1 is equal to Pe multiplied by the square of d 2 divided by d 1. For example, if Through bore a diameter d 1 of 14 mm and the sealing surface a diameter d 2 of 17 mm, and if the final pressure is 17 bar, the pressure in the cylinder must rise to 9.7 bar in order to raise the valve. The resulting pressure peak leads to an increase in the temperature of the gas and additional storage and material loads. Such pressure peaks are largely avoided by means of the integrated plate valve proposed according to the invention. As a result of the curvature of the valve plate 134, which is essential to the invention, there is only a quasi linear contact in the separating slot 10. Furthermore, this substantial curvature reduces the outflow losses, and at the same time the valve lift can also be limited. The embodiment described with reference to FIGS. 24 and 25 is particularly suitable for vacuum and low pressure operation as well as for oil flooding. The curved valve plate 134 which reciprocates on the inner surface of the valve slot 10 prevents backflow in the throttle gap and is insensitive to the conveyance of gases containing steam and liquids and furthermore allows the cooling oil to escape undisturbed in the case of an oil-flooded machine.

In Fig. 26 bis 28 ist eine Ausführungsform eines integrierten Ventils dargestellt, welches für hohe Drücke und trockenlaufende Maschinen besonders geeignet ist. Der Trennschieber 12 besteht aus zwei Teilen 136, 138, zwischen welchen Ventilplatten 140 eingespannt sind. Durch diese Ausführungsform werden Reibungsverluste im Trennschlitz des Gehäuses nicht unwesentlich verringert. Das Medium tritt durch weiträumige Schlitze 142 in die innenliegenden Ventilkammern ein und strömt an der Oberseite 144 des Trennschiebers aus. Aufgrund der großflächigen Schlitze 142 treten geringe Gasgeschwindigkeiten auf, und die Umlenkverluste werden gering gehalten.26 to 28 show an embodiment of an integrated valve which is particularly suitable for high pressures and dry-running machines. The separating slide 12 consists of two parts 136, 138, between which valve plates 140 are clamped. With this embodiment, friction losses in the separating slot of the housing are not insignificantly reduced. The medium enters the internal valve chambers through extensive slots 142 and flows out at the top 144 of the slide valve. Due to the large-area slits 142, low gas velocities occur and the deflection losses are kept low.

BezugszeichenlisteReference symbol list

2 Zylinder2 cylinders
4 Ringkolben4 ring pistons
6 Winkelbereich6 angular range
8 Wand8 wall
9 Kühlrippen9 cooling fins
10 Trennschlitz10 separation slot
12 Trennschieber12 slide valves
14 Feder14 spring
16 Druckschlitz16 print slot
18 Druckventil18 pressure valve
20 Saugschlitz20 suction slot
21 - 25 Antriebsrolle21 - 25 drive roller
26 Mittelpunkt von 426 center of 4
28 Mittelpunkt von 228 center of 2
30 Abstand30 distance
31 Flanschwellen31 flange shafts
32 Gaskraft32 gas power
33 Saugraum33 suction chamber
34 Federkraft34 spring force
35 Druckraum35 pressure chamber
36, 38 LinieLine 36, 38
40 Abstand40 distance
41 Verbindungsbolzen41 connecting bolts
42 Antriebswelle42 drive shaft
43 Bohrung43 hole
44, 46 Antriebsexzenter44, 46 drive eccentric
48 Längsbohrung48 longitudinal bore
50 Abflachung50 flattening
52 Nadellager52 needle bearings
54 Lagerring54 bearing ring
58 Anpresskraft58 contact pressure
60 Pfeil60 arrow
62, 63 Antriebsrolle62, 63 drive roller
64 Wälzlager64 roller bearings
66 Gehäusedeckel66 housing cover
68 Bohrung68 hole
70 Zungenventil70 tongue valve
72 Längskanal72 longitudinal channel
74 integriertes Ventil74 integrated valve
76 Längskanal76 longitudinal channel
78 freier Raum78 free space
80 Scheibe80 disk
82 Feder82 spring
84 Dichtung84 seal
86 Mittelebene86 middle level
88 Axialbohrung88 axial bore
90 Radialbohrung90 radial bore
92 Außenring92 outer ring
93 Element93 element
94 Innenring94 inner ring
96 Schaufel96 shovel
98 Paßfedernut98 keyway
100 Längsschlitz100 longitudinal slot
102 Schraube102 screw
104 Gewinde104 threads
106 Kühlbohrung106 cooling hole
108 Nadellager108 needle bearings
110 Antriebsring110 drive ring
112 Aussparung112 recess
114 äußerer Lagerring114 outer bearing ring
116 zentrale Bohrung116 central hole
118 Bohrung118 hole
120 Deckscheibe120 cover plate
122 Längsbohrung122 longitudinal bore
124 Wälzlager124 rolling bearings
126 Ringnut126 ring groove
128 Kühlrippe128 cooling fin
130 Platte130 plate
132, 142 Schlitz132, 142 slot
134, 140 Ventilplatte134, 140 valve plate
136, 138 Teil von 12136, 138 part of 12
144 Oberseite144 top

Claims

1. Machine, in particular a processing machine, for the compression and conveyance of fluids, with a cylinder (2), with an annular piston (4) rolling along a cylinder wall (8), said piston being formed as a thin-walled sleeve which is circular in the unstressed state and is elastically deformable whilst retaining the same wall thickness and which is also in flat contact with the cylinder wall (8) within a rolling range (A), with a separating element (12) disposed in a separating slot (10), by means of which a suction chamber (33) and a pressure chamber (35) are separated from each other between the cylinder wall (8) and the annular piston (4), and with a rotating body arranged eccentrically with respect to the cylinder axis, said rotating body being connected for rotation with a machine shaft (42) in order to impart a rotating motion to the annular piston (4), whereby with the annular piston (4) rolling over the separating slot (10), a pressure slot (16) and a suction slot (20) are simultaneously covered and whereby the rotating body may be offset relative to the cylinder axis by a deformation (d) in addition to the eccentricity (e), which corresponds to half the difference in diameter between the cylinder wall (8) and the unstressed annular piston (4), to define the rolling range (A), characterised in that the annular piston (4) is supported by the rotating body in such a way that it is essentially circular in shape outside the rolling range (A), and that within the rolling range (A), due to the deformation (d), the annular piston (4) has a reduced radius when disposed in the cylinder (2) and an increased radius when disposed around the cylinder (2), said reduction or increase being at most 5% of the external diameter of the annular piston (4).

2. Machine according to Claim 1, characterised in that the deformation (d) amounts to 0.1 to 2% of the diameter of the annular piston and advantageously is from 0.2 to 0.5%, the rolling range (A) is larger than 10° and the centre (26) of the annular piston (4) is rotated essentially along a circular path (K) about the centre (28) of the cylinder (2).

3. Machine according to Claim 1 or 2, characterised in that the deviation of the annular piston (4) from the circular shape is at most 3%, preferably 1 %, of its external diameter and/or the wall thickness of the annular piston (4) is less than 5% of its external diameter.

4. Machine according to one of Claims 1 to 3, characterised in that on the rotating body a plurality of rotatable drive rolls (21-25) is arranged offset in the peripheral direction in a manner such that the drive rolls (21, 25) closest to the rolling range (A) are at a greater angular distance from each other than the distance between the remaining drive rolls (21-25) (Fig. 1

5. Machine according to Claim 4, characterised in that the rotating body comprises two flanged shafts (31) supported in housing covers (66), said shafts (31) being connected with each other within the annular piston (4) by means of connecting bolts (41), on which the drive rolls (21-25) are rotatable (Fig. 2).

6. Machine according to one of Claims 1 to 3, characterised in that the annular piston (4) is supported on a bearing ring (54, 114) or the like, with said bearing ring having a reduced wall thickness in the rolling range (A) (Fig. 5, 22).

7. Machine according to Claim 6, characterised in that the bearing ring (54, 114) or the like in the rolling range (A) is a carrier with an essentially constant strength.

8. Machine according to Claim 6 or 7, characterised in that the annular piston (4) is supported directly on a bearing, in particular on a needle bearing (52), the inner bearing ring (54) whereof is arranged on a drive eccentric (44) having a flattening (50) within the rolling range (A).

9. Machine according to one of Claims 6 to 8, characterised in that two axially spaced apart eccentrics (44, 46) are provided, said eccentrics being pivotable with respect to each other and adjustable for the equalization of tolerances.

10. Machine according to one of Claims 1 to 3, characterised in that the annular piston (4) is arranged on elastically yielding elements (93), which may be rotated by means of a bearing (4) with respect to the eccentric (44) (Fig. 8, 9).

11. Machine according to Claim 10, characterised in that the spring elastic elements (93) are in the form of helical spokes of a wheel located with its inner ring (94) on the bearing (64) and upon the thin-walled outer ring whereof the annular piston (4) is arranged, the two rings (92, 94) with the elements (93) preferably consisting of a single piece (Fig. 8).

12. Machine according to Claim 10, characterised in that the elements (93) are in the form of individual springs, in particular bent flat springs, secured in recesses of the inner ring (94) (Fig. 9).

13. Machine according to one of Claims 1 to 3, characterised in that the annular piston (4) is located floatingly on two eccentrically supported drive rolls (62, 63) or the like, the eccentrics (44, 46) whereof are offset in the peripheral direction by a predetermined angle (2b) with respect to each other (Fig. 10, 11).

14. Machine according to Claim 13, characterised in that the drive rolls (62, 63) are supported by means of preferably sealed bearings (64) on a drive eccentric (44, 46) each, said eccentrics being offset with respect to the drive shaft (42) by a predetermined angle (2b).

15. Machine according to Claim 13 or 14, characterised in that the drive rolls (62, 63) have a diameter smaller by a predetermined amount, less than 5 to 0.5%, preferably less than 2%, than the inner diameter of the annular piston (4).

16. Machine according to one of Claims 13 to 15, characterised in that at least two axially spaced apart pairs of drive rolls (62, 63) are arranged together with the eccentrics (44, 46) on the drive shaft (42).

17. Machine according to one of Claims 13 to 16, characterised in that on the drive shaft (42) a roll (80) is located, preferably between two pairs of drive rolls (62, 63), diametrically opposed to the rolling range (A), to limit the deflection of the annular piston (4).

18. Machine according to one of Claims 13 to 17, characterised in that the two eccentrics (44, 46) may be adjusted in their angular position in a defined manner for the compensation of tolerances or of wear with respect to each other.

19. Machine according to one of Claims 13 to 18, characterised in that for the automatic ventilation of the inner space the drive rolls (62, 63) are equipped with fan blades (96).

20. Machine according to one of Claims 1 to 19, characterised in that the separating slide (12) comprises an integrated valve (74) with a valve plate (134,140), which in particular is located in a slit (132) or clamped in between two parts (136, 138).

21. Machine according to Claim 20, characterised in that the valve plate (134) has arc-like curved sealing surfaces.

22. Machine according to Claim 20 or 21, characterised in that preferably several valve plates are arranged in the longitudinal direction of the separating slide (12) adjacent to one another, wherein the slits (132, 142) associated with the valve plates (134, 140) extend over a substantial part, preferably up to 80% of the total length of the separating slide (12).