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Sehraubenverdiehter bzw. Sehraubenmotor.
Die bekannten Verdichter für luft- oder gasförmige Mittel sind, soweit es sich um Kreiselmaschinen handelt, in ihrem Wirkungsgrad beschränkt. Dieser Umstand macht sich besonders dort störend bemerkbar, wo der Luft-oder Gasverdichter innerhalb von Anlagen arbeitet, in denen es in besonders hohem Masse darauf ankommt, einen sehr hoch liegenden Mindestwirkungsgrad zu erreichen, z. B. in Gasturbinenanlagen.
Man kann, wenn man den ungekühlten Kompressor in der Gasturbinenanlage in Rechnung stellt, praktisch nicht mit mehr als 70% Kompressorwirkungsgrad rechnen. Für die Leistungen und Drücke, welche hier in Frage kommen, hat zurzeit im wesentlichen nur der Fliehkraftkompressor Bedeutung. Selbst wenn es gelingen würde, diese Kompressoren hinsichtlich ihres Wirkungsgrades wesentlich zu verbessern, so würde das für den Betrieb der Gasturbinenanlage an sich zwar sehr vorteilhaft sein, aber es würde damit ein dieser Kompressorart anhaftender typischer Nachteil nicht beseitigt werden. Dieser Nachteil besteht in der bekannten Erscheinung des Pumpens des Kompressors, die bei einer Unterschreitung einer gewissen spezifischen Luftmenge im Kompressor auftritt und sich insbesondere in einfachen Gasturbinenanlagen mit veränderlichen Leistungen störend bemerkbar macht.
In dieser Hinsicht scheint also eine Weiterentwicklung des Kreiselverdichters keine besonderen Vorteile zu bieten.
Es sind auch Kreiselmaschinen bekannt, welche von dem Nachteil des Pumpens frei sind, nämlich Axialkreiselverdichter. Diese besitzen aber einerseits einen verhältnismässig ungünstigen Wirkungsgrad und führen auf der andern Seite in höheren Druckgebieten zu Baulängen, welche nur in Ausnahmefällen zulässig sein können.
Der Erfinder hat erkannt, dass für die Besonderheiten der Gasturbinenanlagen solche Umlaufsverdichter geeignet sind, die während der Läuferumdrehung die angesaugte Luft in einem fortschreitend sich vermindernden Verdichtungsraum oder fortschreitend sich vermindernden Verdichtungsräumen verdichten und bei denen der Verdichtungsraum bzw. die Verdichtungsräume bei Erreichung des gewünschten Enddruckes nach der Druckleitung zur Turbine bzw. Verbrennungskammer öffnen.
Derartige Verdichter sind ihrer Gattung nach bekannt unter dem Namen Schraubenverdichter, Schraubenkapselwerk u. dgl. In der Technik haben diese Verdichter bisher praktische Bedeutung nicht erlangt, sei es, weil man die in ihnen liegenden Entwicklungsmöglichkeiten nicht erkannte oder aber sie in einer Form entwickelte, welche ihrer Eigenart in keiner Weise entsprach und daher von vornherein zum Misserfolg verurteilt war.
Gemäss der Erfindung bestehen die Schraubenverdichter, welche unter geeigneten Umständen auch als Motoren laufen können, aus zwei oder mehreren zusammenarbeitenden Schraubenrädern, von denen das eine ein im wesentlichen konvexes Gewinde und das andere oder die andern im wesentlichen konkaves Gewinde besitzen und die zusammen mit dem sie umschliessenden Gehäuse an Inhalt veränderliche Arbeitsräume für das zu verdichtende bzw. expandierende Arbeitsmittel bilden, wobei die Schraubenräder kürzer sind als die Steigung des Gewindes und an ihren Enden in axialer Richtung teilweise durch Endplatten abgedeckt sind.
Die bisher bekannten Schraubenverdichter, welche überwiegend wegen Primitivität und mangel- hafter Durchdenkung nicht in die Wirklichkeit umgesetzt werden konnten, sind sicherlich in erster Linie dadurch unmöglich geworden, dass man nicht erkannte, dass die Wirksamkeit dieser Maschinen
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nur in Gebieten sehr hoher und höchster Umfangsgeschwindigkeiten liegt. Wenn z. B. bei verschiedenen Ausführungsformen der Vorschlag gemacht worden ist, einen Läufer durch Eingriffe mit dem andern anzutreiben, so ist allein durch diese Massnahme der Umlauf solcher Verdichter auf ein Gesehwindigkeits- gebiet begrenzt, welches jede praktische Brauchbarkeit ausschliesst.
Die Läufer arbeiten erfindungsgemäss gegeneinander und ihre Gehäuse spielfrei. Ungeachtet dessen ist es vorteilhaft, insbesondere in der Stirnfläche der Läufer, dort wo diese mit den entsprechenden Gegenstirnflächen des Gehäuses in der heissesten Verdichtungszone zusammenarbeiten, besondere Mittel anzuwenden, welche geeignet sind, die in diesen Flächen notwendigen Spiele mit Sicherheit zu beherrschen, Gemäss der Erfindung wird auf den Stirnseiten der Läufer eine Anzahl von Rippen und umfänglichen Kanten angeordnet, deren Fläehenausdehnung nur sehr klein ist und die miteinander eine Art von Labyrinthkammem bilden. Die Schwäche dieser Rippen bzw.
Kanten bewirkt, dass, wenn infolge Auftretens gewisser durch Erwärmung bedingter Dehnungen ein Reibungsschluss zwischen den Stirnflächen der Läufer und dem Gehäuse eintreten sollte, diese Kanten infolge ihrer geringen Fläche sich verhältnismässig schnell einsehleifen, wodurch die Reibungsberührung in diesen Flächen fast momentan wieder aufgehoben wird.
Die Erfindung hat sich weiter zur Aufgabe gestellt, die Schraubenräder so auszubilden, dass der die Hochdruckseite mit der Niederdruckseite verbindende, durch die Spielräume gebildete Un- diehtigkeitsquerschnitt möglichst gering wird und dass die Schraubenräder so kurz wie möglich ausgeführt werden können. Diese Aufgabe wird gemäss der Erfindung dadurch gelöst, dass die Druckseite des konvexen Gewindes einen kleineren Krümmungsradius besitzt als die Saugseite derselben und
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des Gewindes die durch die Drehachsen der Schraubenräder gehende Ebene schneidet, den entsprechenden Teil der Gewindelücke des andern Schraubenrades ausfüllt.
Unter Druckseite des Gewindes ist dabei diejenige Seite verstanden, die dem höheren Drucke des zu verdichtenden bzw. zu expandierenden Mittels ausgesetzt ist, bei Verdichtern also die vordere und bei Motoren die hintere Seite des Gewindes, gerechnet im Drehsinne.
Die Erfindung bezweckt ferner, die Ein-bzw. Auslässe der fraglichen Maschinen so auszubilden, dass das Arbeitsmittel beim Ein-bzw. Ausströmen so wenig wie möglich gedrosselt wird. Die zwischen den Gewinden der Schraubenräder befindlichen Arbeitsräume werden, wenn es sich um einen Verdichter handelt, zunächst abgeschlossen, dann vermindert und schliesslich, nach Erreichung des gewünschten Druckes, nach dem Auslass hin geöffnet. Für ein möglichst verlustfreies Arbeiten der Maschine ist es daher von Wichtigkeit, dass das Schliessen und Öffnen der Arbeitsräume so rasch wie möglich erfolgt. Dies gilt in erster Linie für den Anschluss der Hochdruckseite an die Zufuhr-bzw.
Auslassleitung, weil dort die zur Verfügung stehende Fläche geringer und der Druck des Arbeitsmittels grösser ist als auf der Niederdruckseite, doch wird es sich in den meisten Fällen empfehlen, auch bei der Ausbildung der Niederdruckseite darauf Rücksicht zu nehmen. Zur Erreichung des angegebenen Zweckes schlägt die Erfindung vor, die in ständig offener und ungeregelter Verbindung mit den Schraubenrädern stehenden Einlassöffnungen oder die Auslassöffnungen oder sowohl Einlass-wie Auslassöffnungen derart auszubilden, dass die Begrenzungskanten der Öffnungen derart verlaufen, dass sie beim Abschluss bzw. beim Öffnen eines Arbeitsraumes parallel oder annähernd parallel zu den schliessenden bzw.
öffnenden Kanten aller zusammenarbeitenden Schraubenräder angeordnet sind. Dadurch wird erreicht, dass der Abschluss bzw. das Öffnen des betreffenden Arbeitsraumes auf kürzestem Wege und daher mit grösster Geschwindigkeit und möglichst geringer Drosselung des Arbeitsmittels erfolgt.
Befindet sich der Ein-oder Auslass so angeordnet, dass das Arbeitsmittel im wesentlichen senkrecht zu den Achsen der Schraubenräder zu-bzw. abfliesst, so werden die Kanten der Auslassfläche gemäss der Erfindung parallel zu den schraubenförmig verlaufenden Gewindekanten angeordnet. Bei axialer oder teilweise axialer Strömung des Arbeitsmittels werden die in axialer Richtung öffnenden bzw. schliessenden Kanten parallel zu den Kanten angeordnet, die sich aus dem Schnitt der Läufer mit einer zur Achse senkrechten Ebene ergeben.
Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der Ausführungsbeispiele, die in den Zeichnungen dargestellt sind.
Es zeigen : Fig. 1 eine Aussenansicht des Gehäuses eines zylindrischen Schraubenverdichters gemäss der Erfindung, Fig. 2 eine Seitenansicht dieses Gehäuses, Fig. 3 eine Ansicht von oben. In
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in Fig. 9, Fig. 11 einen Schnitt nach der Linie 11-11 in Fig. 10, Fig. 12 einen Verdichter mit konischen Schraubenrädern ungleichen Durchmessers, Fig. 13 und 14 die Eintritts-bzw.
Austrittsseite eines Verdichters mit konisehen Schraubenrädern gleichen Durchmessers, Fig. 15 eine mit einem Verdichter
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bei der sowohl der Verdichter als auch die Gasturbine als Schraubenmaschinen gemäss der Erfindung ausgebildet sind, Fig. 17 ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Schraubenverdiehters gemäss der Erfindung im axialen Längsschnitt, von der Niederdruckseite aus gesehen, Fig. 18 einen Schnitt nach der Linie 18-18 der Fig. 17, Fig. 19 eines der Schraubenräder mit eingezeichneter Dichtungslinie, Fig. 20 einen Schnitt nach der Linie 20-20 der Fig. 17, Fig. 21 eine etwas abgeänderte Ausführungsform, Fig. 22 eine weitere Abänderung und Fig. 23 die Schraubenräder und einen Teil des Gehäuses des in Fig. 17 dargestellten Ausführungsbeispiels von der Hochdruckseite aus gesehen.
Bei der in den Fig. 1-11 dargestellten Ausführungsform besitzt der Verdichter zwei zylindrische Schraubenräder 12 und 14, die von einem gemeinsamen Gehäuse 16 eingeschlossen sind, welches sich dem äusseren Umfang der Schraubenräder anschliesst und somit die aus Fig. 4 ersichtliche Querschnittsform erhält. Im dargestellten Beispiele haben die Schraubenräder untereinander verschiedene Durchmesser von solcher Grösse, dass der Teilkreis mit dem Kopfkreis kleineren Rades zusammenfällt. Auf der Eintrittsseite des Verdichters besitzt das Gehäuse einen Flansch 18, an dem der Einlassstutzen 20 angeschraubt ist. Der Einlassstutzen ist mit Hilfe von Rippen 22 bzw. 24 mit im wesentlichen zylindrischen Gussstücken 26 bzw. 28, 30 verbunden, welche im Inneren Kugellager 32 bzw. 34 aufnehmen (Fig. 5).
Das Schraubenrad 12 ist an seinem linken Ende mit Hilfe von Schrauben 36 mit einem Endstück 38 fest verschraubt, welches im Kugellager 32 gelagert ist. Auf der rechten oder Hochdruckseite ist das Schraubenrad 12 in einem Kugellager 40 gelagert, welches vom Gehäuse 16 getragen wird. Neben dem Kugellager 40 ist ein Zahnrad 42 angeordnet, das zusammen mit dem Kugellager durch eine Mutter 44 gegen axiale Verschiebung gesichert ist und mit einem Zahnrad 46 zusammenarbeitet, das auf dem rechten Ende der Schraube 14 sitzt. Zu beiden Seiten des Kugellagers 32 sind mit dem Gussstück 26 Ringe 48 und 50 verschraubt, die als Ölfänger ausgebildet sind, um zu verhindern, dass Schmieröl aus dem Raume 52 austritt. Ähnliche Ölfänger sind auch auf der Hochdruckseite angeordnet, u. zw. derart, dass das Kugellager 40 und das Zahnrad 42 von den Ölfängern 54 und 56 eingeschlossen sind.
Auf der Niederdruckseite des Verdichters sind neben dem Kugellager 32 auf dem Endstück 38 mit Dichtungsringen versehene Scheiben 58 und 60 angebracht, die zusammen mit einer am feststehenden Teil 26 befestigten, ebenfalls mit Dichtungsringen versehenen Scheibe 62 eine Labyrinthdichtung bilden. Eine weitere Labyrinthdichtung 64 ist zwischen den einander naheliegenden zylindrischen Flächen des umlaufenden Endstückes 38 und des feststehenden Teiles 26 vorgesehen. Der Raum zwischen den beiden Dichtungen steht mit einem Stutzen 66 in Verbindung, welcher durch eine nicht dargestellte Leitung an die Hoehdruekseite des Verdichters angeschlossen ist, so dass der Raum zwischen den Dichtungen ständig unter dem vom Verdichter erzeugten Druck steht.
Das durch den Stutzen 66 in der Richtung des Pfeiles 68 eingeführte Druckmittel durchströmt unter Entspannung die beiden Labyrinthdichtungen und übt dabei auf das Endstück 38 einen in axialer Richtung nach rechts gerichteten Druck aus, der dem durch die Verdichtung entstehenden, auf das Schraubenrad wirkenden, nach links gerichteten Axialdruck entgegenwirkt bzw. diesen Druck bei geeigneter Bemessung der radialen Fläche des Endstückes 38 vollkommen ausgleicht. Dieser Druckausgleich ist unabhängig von der augenblicklichen Kompressorleistung bzw. von der Höhe des Enddruckes im Verdichter, weil sowohl der auf das Schraubenrad ausgeübte Axialdruck als auch der auf das Endstück 38 wirkende Druck im gleichen Sinne mit dem Verdichterenddruck sich ändern.
Nach Durehströmung des Labyrinths fliesst das Druckmittel teils in Richtung des Pfeiles 70 und teils durch eine Öffnung im feststehenden Teil 26 in der Richtung des Pfeiles 72 ab.
Das Endstück 38, das Schraubenrad 12 sowie die rechte Endwelle 74 des Schraubenrades sind hohl ausgebildet. In dem so geschaffenen Hohlraum ist ein Rohr 76 untergebracht und durch angeschweisste Klötzchen 18 sowie Abstandsringe 80 in einer solchen Lage gehalten, dass zwischen dem Rohr und den inneren Wänden der sie umgebenden Hohlräume ein gewisser Zwischenraum gebildet wird. Die zuletzt beschriebene Anordnung dient zur Kühlung des Schraubenrades sowie der Lager.
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und 86 durchgeführt sind. Die Düse 84 reicht in das Innere des Rohres 76 und dient zur Zuführung von Kühlflüssigkeit für das Schraubenrad 12.
Die durch die Düse 84 einströmende Kühlflüssigkeit fliesst zunächst im Inneren des Rohres 76 in der Richtung der Pfeile 88, kehrt an dem linken Ende des Rohres 76 um, weil der Hohlraum im Endstück 38 an der linken Seite durch eine Schraube 90 abgeschlossen ist, und fliesst dann in der Richtung der Pfeile 92 an der Aussenseite des Rohres 76 zurück und gelangt schliesslich in den Raum 94, von wo sie durch die Auslassöffnung 96 nach aussen abgeführt wird. Der Raum 94 ist durch eine Wand 97 nach links abgeschirmt. Etwa an der Welle nach links eindringende Flüssigkeit wird durch Fliehkraftwirkung von dem Flansch 99 abgeschleudert.
Das linke Lager 34 des Schraubenrades 14 ist in axialer Richtung gegenüber dem Lager 32 für das Schraubenrad 12 versetzt, um eine möglichst raumsparende Unterbringung eines Entlastungskolbens für das Schraubenrad 14 zu ermöglichen. Auch das Lager 34 ist zu beiden Seiten von Ölfängern 98 und 100 begrenzt. Desgleichen sind das Lager 102 auf der Hochdruckseite des Schraubenrades 14 sowie das Zahnrad 46 von Ölfängern 104 und 106 eingeschlossen, um ein Eindringen von Schmieröl sowohl nach der Seite des verdichteten Mittels hin als auch in den Raum 94 zu verhindern.
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enthaltenden Raum 120 vor der Einstrahlung des verdichteten heissen Mittels zu schützen.
Die Mittel zur Verminderung oder zum Ausgleich des Axialdruckes des Schraubenrades 14 sind in folgender Weise angeordnet. Auf dem linken Wellenende 108 des Schraubenrades 14 ist eine mit ringförmigen Dichtungsleisten versehene Scheibe 110 mittels einer den Hohlraum der Welle 108 verschliessenden Schraube 112 befestigt. Ein auf dem feststehenden Teil 28 aufgesetzter De : kel 774 besitzt auf der Innenseite entsprechende Dichtungsleisten, die zusammen mit den Dichtungsleisten der Scheibe 110 eine Labyrinthdichtung 113 bilden. Durch eine Öffnung 116 im Deckel 114 wird Druckmittel, zweckmässig von dem im Verdichter selbst verdichteten Mittel zugeführt, welches einen dem Axialdruck des Schraubenrades 14 entgegenwirkenden Druck auf die Scheibe 110 ausübt.
Dieser Druck ändert sich bei Änderung der Verdichterleistung wieder in Übereinstimmung mit dem Ver- diehterenddruek, so dass auch hier eine selbsttätige Anpassung des Gegendruckes an den Axialdruck des Schraubenrades erfolgt. Das entspannte Druckmittel tritt durch die Öffnung 115 aus.
Die Kühlung des Schraubenrades 14 sowie der beiden Lager 34 und 102 erfolgt in gleicher Weise wie die oben beschriebene Kühlung des Schraubenrades 12 und der dazugehörigen Lager. Die Kühlflüssigkeit strömt durch die Düse 86 in das innere Rohr 118 und an der Aussenseite dieses Rohres zurück in den Raum 94, von wo aus sie zusammen mit der im Schraubenrad 12 erwärmten Kühl-
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geführt, um die wirksame Kühlfläche zu vergrössern.
Um zu verhindern, dass ein Teil des verdichteten und erwärmten Mittels in den die Lager 40 und 102 sowie die Zahnräder 42, 46 enthaltenden Raum 120 gelangt, kann letzterer durch eine Leitung 122 unter Druck gesetzt werden. Als Druckmittel wird zweckmässig im Verdichter verdichtete, vor Einführung in den Raum 120 gekühlte Luft od. dgl. verwendet.
Neben der beschriebenen Innenkühlung ist noch eine Kühlung für das Gehäuse vorgesehen, das zu diesem Zwecke auf der Hochdruckseite hohl ausgebildet ist, so dass Kühlflüssigkeit durch die Hohlräume 124 umlaufen kann. Diese Anordnung dient nicht so sehr der eigentlichen Kühlung als vielmehr dazu, die betreffenden Teile auf möglichst unveränderter Temperatur zu halten, so dass die Spielräume zwischen den Läufern und dem Gehäuse sehr klein bemessen werden können.
Die die Axialdrüeke aufnehmenden Lager 40 und 102 sind auf der Hochdruckseite des Verdichters angeordnet. Aus Fig. 5 ist auch ersichtlich, dass die die beiden Schraubenräder 12 und 14 verbindenden Zahnräder 42 und 46, die zweckmässig mit schrägen Zähnen ausgeführt sind, so nahe wie möglich an die die Axialdrücke aufnehmenden Lager herangerückt sind, damit sie unabhängig von Temperaturschwan1.'1lngen stets genau eingestellt bleiben.
Der Antrieb des beschriebenen Verdichters erfolgt an dem Endflanseh 126, der durch die Schraube 90 mit dem Endstück 38 verbunden ist und die Labyrinthscheiben 58 und 60 sowie die Innenlaufringe des Kugellagers 32 gegen axiale Verschiebung sichert.
Das zu verdichtende Mittel, z. B. Luft, wird in Richtung der Pfeile 128 angesaugt und verlässt den Verdichter durch den aus den Fig. 6 und 7 ersichtlichen Austrittsstutzen 130. Wie in Fig. 5 der Deutlichkeit halber in etwas übertriebenem Masse dargestellt ist, sind die beiden Läufer 12 und 14 zueinander sowie im Verhältnis zu dem sie umgebenden Gehäuse so angeordnet, dass sich zwischen den Läufern sowie zwischen Läufern und Gehäuse stets kleine Spielräume befinden. Um die gegenseitigen Abstände zwischen Läufern und Gehäuse einwandfrei aufrechterhalten zu können, ist eine sehr sorgfältige Ausführung der Lagerung und des Zahnradgetriebes notwendig.
Die Übertragung der Bewegung des von aussen angetriebenen Läufers 12 auf den zweiten Läufer 14 erfolgt also nur durch Vermittlung der Zahnräder, nicht aber durch unmittelbaren Eingriff der beiden Sehraubenprofile, weil zwischen letzteren stets ein Spielraum vorhanden ist. Um die Einhaltung der beabsichtigten Spielräume sicherzustellen, genügt es nicht, eine Verstellung der Läufer in radialer Richtung zu verhindern, sondern es muss auch dafür gesorgt werden, dass keine gegenseitigen axialen Verschiebungen der Läufer auftreten können. Zu diesem Zwecke kann neben sorgfältiger Ausführung der die axialen Drücke aufnehmenden Lager 40 und 102 auch ein gewisser Ausgleich durch Änderung des Druckes geschaffen werden, den das bei 68 bzw. 116 zugeführte Druckmittel auf das Endstück 38 bzw. den Entlastungskolben 110 ausübt.
Die Läufer 12 und 14 sind zylindrisch ausgebildet und mit einem dreigängigen Gewinde versehen, dessen Profilform aus Fig. 4 ersichtlich ist. Um bei Verwendung zylindrischer Schraubenräder, deren Gewinde sich nicht über die ganze Peripherie, also weniger als 360 , erstreckt, bei der Drehung der Läufer eine Verminderung der Verdichtungsräume nach der Druckseite hin zu erhalten, können die Schrauben mit nach der Druckseite hin abnehmender Steigung ausgebildet sein, so dass der zwischen zwei aufeinanderfolgenden Gängen einer Schraube, den angrenzenden Teilen der andern Schraube und dem Gehäuse eingeschlossene Raum bei seiner Wanderung nach der Druckseite hin allmählich kleiner und der Druck des in diesem Raume eingeschlossenen Mittels in entsprechendem Masse grösser wird.
Im dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die Schrauben durchwegs eine unveränderte Steigung, und die Verminderung der Verdichtungsräume wird hier in folgender Weise erreicht.
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Die auf der Druckseite des Verdichters gelegenen Stirnflächen der Schraubenprofile und die zwischen diesen Profilen eingeschlossenen Räume liegen nicht vollkommen frei nach dem Austrittsstutzen hin, sondern sind durch radiale Teile 1. 32, 134 (Fig. 5) des Gehäuses teilweise abgedeckt, so dass eine unmittelbare Verbindung von den zwischen den Schraubenrädern eingeschlossenen Räumen zum Austrittsstutzen hin nur längs eines bestimmten Teiles des Umfanges der Läufer besteht, u. zw. im dargestellten Beispiel längs des Teiles 7. 36-7-MO (Fig. 6). Der übrige Teil des Umfanges ist teils durch die radialen Gehäusewandungen 132, 134 und teils durch besondere Schieber 142 und 144, deren Zweck weiter unten erläutert werden wird, abgedeckt.
Betrachtet man nun einen bestimmten, von zwei aufeinanderfolgenden Gängen einer Sehraube, den angrenzenden Teilen der andern Schraube und dem Gehäuse eingeschlossenen Raum, so wandert dieser Raum infolge der Drehung der Läufer in axialer Richtung von der Saugseite nach der Druckseite hin, ohne dass sich zunächst der Inhalt des Raumes und der Druck des darin eingeschlossenen Mittels ändern.
Sobald sich aber dieser Raum so weit nach der Druckseite hin verschoben hat, bis der vorderste Teil des Raumes das Ende der Schraubenräder, also die der Druckseite zugewandte Stirnseite der Läufer, erreicht hat, beginnt sieh der Inhalt des Raumes zu verkleinern, weil die Aus-
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hinteren, durch die Schraubenprofile gebildeten Begrenzungswände des Raumes wandern weiter in axialer Richtung gegen die Druckseite hin und der Raum wird daher fortwährend kleiner. Entsprechend der Verminderung des Raumes wird die darin eingeschlossene Luftmenge verdichtet. Die Verdichtung geht so lange vor sich, bis eine Kante eines den Raum begrenzenden Profils den Punkt 186 oder 140 (Fig. 6) erreicht.
Von diesem Augenblick an kann das verdichtete Mittel in den Auslassstutzen 130 strömen, der, wie aus Fig. 7 ersichtlich ist, eine solche Form besitzt, dass das verdichtete Mittel sowohl in axialer als auch in radialer Richtung abströmen kann.
Aus dem eben geschilderten Vorgang bei der Verdichtung folgt nun, dass das Mittel verdichtet wird auf einen um so höheren Druck, je näher die Punkte 186 und 140 aneinanderliegen, und auf einen um so niedrigeren Druck, je weiter diese Punkte voneinander entfernt sind, weil im ersteren Falle der immer kleiner werdende Raum später und im letzteren Falle früher nach der Druckseite hin geöffnet wird. Dies kann in folgender Weise zur Änderung des Verdichtungsenddruckes unter sonst gleichen Verhältnissen ausgenutzt werden. Aus der Darstellung in Fig. 6 ist ersichtlich, dass der zwischen den Punkten 136 und 140 liegende freie Umfang durch Herausziehen der Schieber 142 und 144 vergrössert werden kann, u. zw. derart, dass der freie Umfang vom Punkte 146 bis zum Punkte 148 reicht.
Wie aus Fig. 8 ersichtlich ist, besitzt der Schieber 144 eine mit Gewinde versehene Bohrung, so dass er durch Drehung der Spindel 150, die in einem aus zwei Teilen 152 und 154 bestehenden Lager drehbar, aber nicht in axialer Richtung verschiebbar gelagert ist, geöffnet bzw. geschlossen werden kann. Der
Schieber 142 ist in ähnlicher Weise durch Drehung einer in einem Lager 156. 168 gelagerten Spindel 160 verschiebbar angebracht. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind zwei keilförmige Einsatzstücke 162 und 164 gezeigt, welche dann in der dargestellten Weise eingesetzt werden, wenn die Schieber 142 und 144 sich in geschlossener Stellung befinden, und welche dem verdichteten Mittel eine wirbelfreie Abströmung ermöglichen.
Diese Einsatzstück werden durch Schrauben 166 und 168 in ihrer Lage gehalten.
Die Fig. 9-11 zeigen die Anordnung der eingangs erwähnten Dichtungsrippen. Das Schraubenrad besitzt an seiner Stirnfläche sowohl radial verlaufende Rippen 170 als auch in Richtung des Umfanges angeordnete Rippen 172 und 174. Ferner sind Rippen 176 an der Stirnseite der Schraubenprofile und Rippen 178 an der gegen das Gehäuse gerichteten Kopfseite der Profile vorgesehen. Die Anordnung der zuletzt genannten Dichtungsrippen 178 ist in Fig. 11 in grösserem Massstabe dargestellt.
Der in Fig. 12 gezeigte Schraubenverdichter unterscheidet sich von dem vorher beschriebenen im wesentlichen dadurch, dass er aus konischen Schraubenrädern besteht. Bei der Drehung der Läufer wird daher der Inhalt eines nach der Druckseite hin wandernden geschlossenen Raumes allmählich kleiner und der Druck des darin eingeschlossenen Mittels in entsprechendem Masse grösser. Hier ist daher keine teilweise Abdeckung der nach der Druckseite gerichteten Stirnfläche der Schraubenräder erforderlich, weil die Verdichtung infolge der Konizität der Schrauben erfolgt, so dass das verdichtete Mittel von den Läufern unmittelbar abströmen kann.
Der Grad der Verdichtung hängt hier unter sonst gleichen Verhältnissen teils von dem Winkel ab, den die Läuferaehsen miteinander einschliessen, und teils von dem Verlaufe der Steigung der Schraubenprofile. Bei nach der Druckseite hin kleiner werdenden Steigung ergibt sich ein höherer Enddruck als bei gleicher Steigung.
Bei der in Fig. 12 dargestellten Ausführungsform haben die Schraubenräder 180 und 182 verschiedene Durchmesser von solcher Grösse, dass der Teilkreis mit dem Kopfkreis des kleineren Rades 180 zusammenfällt. Das Rad 180 ist auf der Niederdruckseite in einem Kugellager'184 gelagert, welches in dem mit dem Gehäuse 186 aus einem Stück gegossenen Teil 188 angeordnet und zu beiden Seiten von Ölfängern 190 und 192 umgeben ist. Auf der Hochdruckseite ist der Läufer 180 in einem Kugellager 194 gelagert, neben welchem das Kegelrad 196 untergebracht ist. Das Lager und das Kegelrad sind wieder von Ölfängern 198 und 200 eingeschlossen. Eine äussere KÜhlung des Verdichters bzw. der Lager auf der Hochdruckseite ist bei der vorliegenden Ausführung nicht vorgesehen.
Damit die
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Kupplung 340 mit der Welle einer Gasturbine 342 verbunden und wird von dieser angetrieben. Die beiden Schraubenräder stehen durch die Zahnräder 344 und 346 miteinander in Verbindung.
Der Verdichter saugt Luft bei 348 an. Die verdichtete Luft gelangt durch die Austrittsleitung 350 in eine Verbrennungskammer 352, in die Brennstoff durch die Düsen 354 und 356 eingeführt wird.
! Nach erfolgter Verbrennung gelangt das Treibmittel durch die Leitungen 858 bzw. 360 in die Turbinen 342 bzw. 362. Die Verbrennungskammer und die Leitungen 358 und 360 sind doppelwandig ausgebildet, so dass ein Teil der im Verdichter 326 verdichteten Luft bei 364 aussen als Kühlluft um die eigentliche
Verbrennungskammer und zwischen den konzentrischen Rohren bis an die Turbinen herangeführt wird. Die Turbine 362 treibt einen elektrischen Generator 366 an. Die Abgase der Turbinen treten bei 368 bzw. 370 aus.
Die vorstehend erläuterten und beschriebenen Schraubenmaschinen sind in ihrer Wirkungs- weise als Verdichter gezeigt. Sie sind aber umkehrbare Maschinen und können daher auch als Motoren, z. B. als Gasturbinen laufen. Ein Beispiel dafür zeigt schematisch Fig. 16 an Hand einer Gasturbinen- anlage. Dieselbe enthält wieder einen Schraubenverdichter 372, der Luft bei 374 ansaugt und sie nach ihrer Verdichtung in die Verbrennungskammer 376 drückt. Die Gasturbine ist hier als Schrauben- maschine nach den gleichen Grundsätzen ausgeführt, die oben für die Konstruktion des Verdichters erläutert worden sind. Im Falle eines Motors strömt das Treibmittel selbstverständlich in Räumen, deren Volumen von der Eintrittsseite nach der Austrittsseite hin zunimmt, wobei das Treibmittel unter Expansion Arbeit abgibt.
Die Abnahme der Nutzleistung der Turbine 378 erfolgt an der
Kupplung 380.
Die in den Fig. 15 und 16 dargestellten Sehraubenverdichter bzw. die Turbine 378 sind mit zylindrischen Schraubenrädern gezeigt, doch können sie natürlich auch mit konischen Rädern versehen sein, etwa nach Art der Fig. 12-14.
In Fig. 16 sind schliesslich mit 382 und 884 Entlastungsvorrichtungen für die unteren Schrauben- räder des Verdichters und der Turbine angedeutet.
Der in Fig. 17 dargestellte Verdichter besitzt zwei Schraubenräder 410 und 412, die von einem sich dem äusseren Umfang der Läufer anschliessenden Gehäuseteil 414 umgeben sind, welcher zwecks
Aufnahme einer Kühlflüssigkeit hohl ausgebildet ist. Die Läufer 410 und 412 bestehen mit ihren zugehörigen Wellenteilen aus einem Stück und sind in den die Radialdrücke aufnehmenden Rollen-
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gelagert. Die Rollenlager werden von mit dem Gehäuseteil 414 verschraubten Gehäuseteilen 428 und 430 getragen, die den Arbeitsraum des Verdichters zu beiden Seiten in axialer Richtung abschliessen und um die Wellen der Läufer unter Zwischenschaltung von Dichtungen 432, 434, 436 und 488 geführt sind.
Der Antrieb des Verdichters erfolgt von der Welle 440 aus, deren Bewegung durch die Zahnräder 442 und 444 auf den Läufer 412 übertragen wird, der gegenüber dem Läufer 410 so angeordnet ist, dass sich die beiden Läufer an keiner Stelle berühren.
Um die Läufer auch von innen kühlen zu können, sind die Wellen hohl ausgebildet und mit einem konzentrischen Innenrohr 446 bzw. 448 versehen. Zwecks Innenkühlung des Läufers 410 wird Kühlflüssigkeit durch eine Düse 450 in das Innere des Rohres 446 geleitet. Die Kühlflüssigkeit durchfliesst zunächst das Rohr 446 in der Richtung des Pfeiles 452, strömt dann zwischen dem Innenrohr und der Hohlwelle in entgegengesetzter Richtung zurück und tritt in Richtung der Pfeile 454,456 in einen durch einen Deckel 458 abgeschlossenen Raum 460 ein, den es durch eine in der Zeichnung nicht ersichtliche Auslassöffnung verlässt, um gekühlt und von neuem dem Kühlsystem zugeführt zu werden.
Die Innenkühlung des Läufers 412 erfolgt, wie aus der Zeichnung ohne weiteres ersichtlich ist, in gleicher Weise und braucht daher nicht näher beschrieben zu werden.
Der Einlass in den Verdichter ist mit 462, der Auslass mit 464 bezeichnet. Der Gehäuseteil 430 am Saugende des Verdichters ist mit radialen Bohrungen 466, 468 versehen, die von den Läuferwellen nach aussen sich erstrecken und den Zweck haben, eine Saugwirkung auf die rechts von den Dichtungen 434 und 438 befindlichen Räume und ein Ansaugen von Schmiermittel in den Verdichter zu verhindern. Der am Druckende des Verdichters befindliche Gehäuseteil 428 besitzt ebenfalls von den Wellen nach aussen führende Bohrungen 470,472, die zu dem Zwecke vorgesehen sind, um ein Eindringen von verdichtetem Mittel in die die Lager enthaltenden, links von den Dichtungen 432 und 436 gelegenen Räume mit Sicherheit zu verhindern und infolge von Undichtheiten austretendes Druckmittel abzuleiten.
Im Spalt zwischen dem Hochdruckende der Schraube 410 und des Gehäuseteiles 428 sind eine oder mehrere Diehtungskanten 471 angeordnet, um den Druck nach aussen hin abzudrosseln.
Wie aus Fig. 18 ersichtlich, sind im vorliegenden Falle die beiden Läufer als dreigängige Schrauben ausgeführt. Es wurde gefunden, dass drei-oder mehrgängige Schrauben die besten Ergebnisse liefern.
Mit zweigängigen Schrauben erhält man eine stark pulsierende Kompression und grosse Auslassverluste, da es in diesem Falle schwierig ist, genügend grosse Auslassöffnungen anzuordnen. Je mehr Gewinde die Schraube besitzt, desto grössere Auslassöffnungen können erhalten werden und desto geringer werden die Auslassverluste. Die Grössenverhältnisse der beiden Schrauben sind so gewählt, dass der
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theoretische Kopfkreis 474 der kleineren Schraube und der theoretische Fusskreis 76 der grösseren
Schraube mit dem Teilkreis zusammenfallen. Während bei der Darstellung in Fig. 17 die Spielräume zwischen den beiden Läufern und zwischen Läufern und Gehäusen angedeutet wurden, sind in den folgenden Figuren die zusammenarbeitenden Teile ohne Spiel eingezeichnet worden, um eine bessere Übersicht über die sich abspielenden Vorgänge zu ermöglichen.
Selbstverständlich ist dabei aber im Einklang mit den eingangs angeführten Überlegungen immer vorausgesetzt, dass sieh tatsächlich ein gewisses Spiel von beispielsweise 0-3 mm zwischen den betreffenden Teilen vorfindet. Auch die folgende Beschreibung berücksichtigt zum grössten Teil der Einfachheit halber nur die Verhältnisse, wie sie ohne Vorhandensein von Spielräumen auftreten würden. Wie sich die Verhältnisse in Wirklichkeit gestalten, erkennt man jedoch leicht, wenn man sich die Spielräume als tatsächlich vorhanden hinzudenkt.
Die in Fig. 18 als Beispiel dargestellten Gewindeprofile sind wie folgt ermittelt worden. Mit einem auf dem Fusskreis 476 der grösseren Schraube gelegenen Punkte-4 als Mittelpunkt ist ein Kreisbogen BC gebogen, dessen Radius r gleich der Kopfhöhe AO des Gewindes ist. Dadurch erhält man eine Seite a des einen Gewindeprofils. Auf dem Kopfkreis 474 der kleineren Schraube wird ein Punkt D derart bestimmt, dass die Punkte i und D gleichzeitig die Verbindungslinie der beiden Schraubenmittelpunkte H und A durchlaufen, also im Punkte E zusammenfallen. Da im vorliegenden Beispiel die Punkte. t und D auf den Teilkreisen liegen und sich daher mit gleicher Geschwindigkeit bewegen, müssen ihre Abstände von Punkt E jederzeit einander gleich sein.
Mit D als Mittelpunkt ist ein Kreisbogen FG gezeichnet, der denselben Radius r besitzt wie der Bogen BC und sich vom Sehnittpunkt F mit der Linie D7 bis zum Schnittpunkt G mit dem Kopfkreis 474 erstreckt. Dadurch erhält man eine Linie 0 des Profils der Gewindelücke. Aus der beschriebenen Entstehung der Profillinien a und c folgt, dass dieselben ineinanderfallen, wenn sich die Punkte A und D im Punkte E befinden. In dieser Lage fallen somit auch die Punkte 0 und F zusammen, u. zw. treffen sie sich auf der Verbindunglinie HK der Schraubenmittelpunkte.
Es ergibt sieh daraus, dass in der genannten Lage die Gewindelücke längs der Linie FG vollständig von einem Teil des Gewindeprofils a ausgefüllt wird, was mit Rücksicht auf Erzielung einer guten Dichtung zwischen der Druckseite und der Saugseite der Maschine von Bedeutung ist. Wie aus der weiteren Beschreibung hervorgeht, erhält man eine sehr kurze Dichtunglinie, die sich allerhochstens über die Hälfte des Umfanges der Schraubenräder erstreckt, wodurch die Undichtigkeitsverluste beträchtlich herabgesetzt werden.
Der die Gewindelücke auf der andern Seite begrenzende Punkt L ergibt sich aus der Bedingung, dass die Punkte L und C sich gleichzeitig im Schnittpunkt M der beiden Kopfkreise befinden sollen.
Die zwischen den Punkten C und 2 ? gelegene Profilform b wird vom Punkte L erzeugt, d. h. der Punkt L berührt das Profil b auf seiner ganzen Länge von C bis N. Schliesslich wird die Linie d von F bis L durch den Punkt C erzeugt. Die Drehrichtung der Schraubenräder ist durch die Pfeile 478 und 480 angegeben.
Die im vorstehenden gebrauchten Ausdrücke Punkte bzw. Linien gelten natürlich nur, soweit es sich um die Betrachtung der in Fig. 18 dargestellten Schnittfläche handelt. Betrachtet man aber den Schraubenkörper, so wird z. B. aus dem Punkt C eine Linie und z. B. aus der Linie a eine Fläche.
In Fig. 19 ist das Schraubenrad 410 allein dargestellt, u. zw. im Sinne des Pfeiles 482 (Fig. 18) gesehen, um die Dichtungslinie, d. h. die Linie, längs welcher sieh die beiden Läufer berühren bzw. längs welcher sie den geringsten Abstand voneinander haben, zu veranschaulichen. Wie sich aus der Betrachtung von Fig. 18 ohne weiteres ergibt, ist auf der Fläche b die Dichtungslinie durch die Lage der Linie L bestimmt und man erhält danach den Teil 484--486 der Dichtungslinie. Darauf folgt von 486-488 ein achsparalleler Teil, der von den kreiszylindrischen Flächen jVBi und Z/ ? i gebildet wird.
Die theoretische Dichtungslinie, d. h. die Linie, die sich ohne Berücksichtigung des Spielraumes zwischen den Läufern ergibt, folgt dann weiter längs der Linie (/bis 490 und verläuft dann auf der Schnittlinie einer zur Achse senkrechten Ebene mit der Fläche a, bis zum Schnitt mit der Linie Cl bei 492. Die theoretische Dichtungslinie folgt darauf der Linie Ci bis zum Schnitt mit der Linie Li bei 494 und dann der Linie Lt bis zum Punkt 496. Von hier aus wiederholt sich der weitere Verlauf der Dichtungslinie in gleicher Weise wie vom Punkt 486 aus.
Berücksichtigt man das Vorhandensein von Spielräumen zwischen den beiden Läufern, so erhält die Diehtungslinie infolge der Krümmung der Flächen a, b, c, teilweise einen etwas abweichenden Verlauf, u. zw. folgt sie von 488-492 der Linie 498 und von 492-496 der Linie 500.
Fig. 20 zeigt, in welcher Weise die Verdichtung des Arbeitsmittels vor sich geht. Es sei angenommen, dass Luft verdichtet werden soll, die durch den Eintrittsstutzen 462 in die Saugseite des Verdichters eintritt. Bei der Drehung der Läufer im Sinne der eingezeichneten Pfeile werden in den Räumen P und R Luftmengen ohne Verdichtung mitgenommen, bis die in der Zeichnung dargestellte Lage erreicht ist, in welche die Punkte C, L und M zusammenfallen. Bei fortschreitender Drehung der Läufer dringt das Gewinde S in den Raum P ein, wodurch das Volumen des Raumes P verringert und der Druck der eingeschlossenen Luftmenge erhöht wird. Sobald der Punkt Cl den Punkt M überlaufen hat, kommen die beiden Räume P und R miteinander in Verbindung, wodurch ein Druckausgleich in diesen Räumen stattfindet.
Bei weiterer Drehung der Läufer schiebt sich das Gewinde Tl
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in die Lücke R, und die Verdichtung schreitet so lange fort, bis die sich vermindernden Räume P, R bei ihrer Verschiebung gegen das Druckende hin mit der Auslassöffnung in Verbindung kommen.
Beim oben beschriebenen Ausführungsbeispiel erfolgen Ein-und Austritt der verdichteten
Luft in bzw. aus dem Verdichter im wesentlichen in radialer Richtung. Zur Bewältigung grosser
Volumina ist es aber oft erwünscht, die Luft gleichzeitig auch in axialer Richtung ein-bzw. ausströmen zu lassen. Man könnte dies z. B. dadurch erreichen, dass man die die Läufer in axialer Richtung abgrenzenden Gehäuseteile entfernt und den Ein-und Auslassstutzen entsprechend abändert. Dies würde aber so lange Schrauben erfordern, dass ohne axiale Begrenzung geschlossene Verdichtung- räume gebildet werden. Wie an Hand der Fig. 6 erläutert, können die Schrauben ganz wesentlich kürzer als die Ganghöhe eines Gewindes gebaut werden, indem an den Enden der Läufer besondere
Abschlussplatten od. dgl. angeordnet werden, die nur einen bestimmten Ein-bzw.
Antrittsquerschnitt in axialer Richtung offen lassen, den übrigen Teil aber vollkommen abschliessen.
In der mehr oder weniger schematischen Darstellung nach Fig. 21 sind die Läufer in axialer
Richtung vom Druckende aus gesehen angenommen. Der grössere Teil der Stirnseiten der Läufer ist durch eine Endplatte 502 abgeschlossen, deren Form sich aus folgenden Überlegungen ergibt.
Zunächst ist ohne weiteres einleuchtend, dass die Räume i und Pi so lange abgeschlossen sein müssen, bis der gewünschte Verdichterenddruck erreicht ist. Angenommen, dies sei der Fall, wenn der Punkt Ci nach IT und der Punkt G2 nach V gelangt ist. Daraus folgen die Abschlusslinien k und e der Platte, die bei der zuletzt genannten Stellung mit den Linien bl bzw. 1'2 zusammenfallen. Die Linien f und g schliessen sich den Fusskreisen der beiden Läufer an. Eine Verlängerung der Platte 502 über die Fusskreise hinaus würde den Austrittsquerschnitt vermindern, dagegen könnten die Kurven- teile t und g ohne weiteres etwas nach innen gerückt, z. B. durch gerade Linien ersetzt werden.
In der in Fig. 21 dargestellten Lage schliessen die Flächen b und d einen keilförmigen Raum ein, der sich nach unten bis zur Saugseite erstreckt und somit eine unerwünschte direkte Verbindung zwischen Druckseite und Saugseite bildet. Man erkennt dies auch aus dem Verlauf der Dichtungslinie in Fig. 19.
Um die in Fig. 21 gezeigte Lage zu erhalten, muss man sich die Schraube in Fig. 19 durch eine durch die Linie 490-492 gehende, zur Achse senkrechte Ebene geschnitten und den oberen Teil entfernt denken. Die Ansieht von oben auf den unteren Teil entspricht dann der in Fig. 21 dargestellten Lage. Man erkennt ohne weiteres, dass der zwischen dem Punkt 492 und der Linie LI gelegene Teil mit der
Saugseite unmittelbar in Verbindung steht. Um diese Verbindung zu verschliessen, wird die Abschlussplatte an dieser Stelle nach aussen geführt und man erhält die Begrenzungslinie h. Ausserhalb dieser Linie ist ein Abschluss nicht erforderlich, weil dort schon der obere Kurvenbogen 500 (Fig. 19) gegen die Saugseite hin abdichtet.
Fig. 21 zeigt, wie gross man die axiale Austrittsöffnung wählen kann. Aus praktischen Gründen, nämlich mit Rücksicht auf die Unterbringung der Dichtungen und Lager, ist es aber nicht immer möglich, den axialen Abschluss in der gezeigten Weise auszuführen, und es kann aus diesem Grunde erforderlich werden, der Abschlussplatte 504 beispielsweise die aus Fig. 22 ersichtliche Begrenzungs- linie C-m-n-o-e zu geben. An dem Abschluss des in Fig. 21 gezeigten Flächenkeiles d-b, der in Fig. 22 durch b'--d'wiedergegeben ist, wird durch die andere Form der Platte naturgemäss nichts geändert. Dagegen erfordert diese Plattenform eine weitere Massnahme, die an Hand der Fig. 22 erläutert werden soll.
In dieser Figur sind die Gewindeprofile in einer Lage eingezeichnet, die sie kurz vor Erreichung der in Fig. 21 dargestellten Lage einnehmen. Wie aus Fig. 22 ersichtlich, schliessen die Flächen a, e sowie ein Teil der Fläche d einen keilförmigen, nach dem Saugende hin sich verjüngenden Raum ein, der bei der Weiterdrehung der Läufer immer geringer wird und bei Erreichung der in Fig. 21 dargestellten Lage schliesslich vollständig verschwindet. Um nun die in diesem Raume eingeschlossene Luftmenge, die infolge der Lage der Platte 504 vollkommen abgeschlossen ist, nach aussen abführen zu können und dadurch eine unzulässige Drueksteigerung in dem Raume zu verhindern, ist in der Platte 504 an geeigneter Stelle eine Öffnung 506 vorgesehen, die den zwischen a, c und d eingeschlossenen Raum mit der Auslassseite des Verdichters verbindet.
Selbstverständlich muss die Öffnung 506 eine derartige Lage haben, dass sie den zwischen b'und d'eingeschlossenen Raum nicht mit der Druckseite verbindet.
Die am Saugende gelegene Abschlussplatte erhält zweckmässig die in Fig. 20 durch den Linienzug s- < -M--s dargestellte oder eine dieser ähnlich verlaufende Begrenzung, wobei die Platte den mit Bezug auf die Fig. 20 links vom genannten Linienzug gelegenen Teil abschliesst. Der Verlauf der Linie s ergibt sich aus der Überlegung, dass der Raum F nach der Saugseite hin vollständig abgeschlossen sein muss, wenn das Gewinde S in diesen Raum einzudringen beginnt oder wenn, mit andern Worten, die Verdichtung im Raume P beginnen soll. Die übrigen Linienzüge sind so gewählt, dass unter allen Umständen eine unmittelbare Verbindung zwischen Saug-und Druckseite verhindert wird.
Anstatt besondere Abschlussplatte anzuordnen, können die in Fig. 17 gezeigten, die Läufer nach beiden Seiten hin in axialer Richtung abschliessenden Gehäuseteile 428 bzw. 430 mit zweek- mässig geformten Ausnehmungen versehen sein, die dem Arbeitsmittel einen Ein-und Austritt in
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Die die Räume P und R einschliessenden Kanten des Gehäuses sind so angeordnet, dass sie bei
Beginn der Verdichtung parallel zu den Gewindekanten Ci und L2 (Fig. 20) verlaufen, die als schliessende
Kanten bezeichnet seien. Die Gehäusekanten sind in Fig. 17 mit 510 und 512 angedeutet.
Sie folgen eine gewisse Strecke lang den schliessenden Kanten at bzw. L, und sind dann durch eine Gehäuse- kante M4 miteinander verbunden. Die Darstellung der Fig. 17 ist also derart zu verstehen, dass der links von den strichpunktierten Kanten 510, 514, 512 gelegene Teil der Schraubenräder von dem
Gehäuse vollkommen umschlossen ist, während der Teil rechts von diesen Kanten mit dem Einlass- stutzen 462 unmittelbar verbunden ist. Nur der Deutlichkeit halber ist die schematische Darstellung der Gehäusekanten in Fig. 17 gewählt worden.
Fig. 21 zeigt die Läufer in Ansicht von der Druckseite aus in dem Augenblicke wo die in den
Arbeitsräumen ? i und Bi verdichtete Luft mit dem Auslass in Verbindung gebracht wird. Die beiden
Arbeitsräume stehen gegen das Saugende des Verdichters hin miteinander in offener Verbindung, so dass in ihnen der gleiche Druck herrscht. Das Gehäuse ist bei 516 und 518 erweitert, so dass die
Räume Pl und 7 ? i geöffnet und mit dem Auslass verbunden werden, sobald die Gewindekanten C und G'i, die als öffnende Kanten bezeichnet seien, die in der Zeichnung eingenommene Lage überschreiten.
Daraus ergibt sich der Verlauf der entsprechenden Kanten des Gehäuses gemäss der Erfindung in der in Fig. 23 gezeigten Weise. Die Gehäusekante folgt zunächst bei 520 dem Verlaufe der öffnenden
Gewindekante C bis zum Schnitt mit der Gewindekante L, geht dann auf dem zylindrischen Kopfteil des Gewindes S eine Strecke 522 lang parallel zur Läuferachse und folgt dann bei 524 der öffnenden Gewindekante Gy bis zum Druckende des Verdichters.
Aus Fig. 23 ergibt sich, dass die Arbeitsräume ? i und Ri um so später nach der Druckseite hin geöffnet werden und daher der Druck des verdichteten Mittels um so höher wird, je näher die Gehäusekante 520, 522, 524 gegen das Druckende des Verdichters hin verlegt wird. Obwohl die Auslassfläehe bei einer Ausbildung gemäss der Erfindung so rasch wie möglich geöffnet wird, erfolgt natürlich dennoch eine gewisse, wenn auch nur geringe Drucksteigerung im verdichteten Mittel vom Augenblick des Beginnes der Öffnung bis zur Erreichung des vollen Austrittsquerschnittes. Dies bedeutet aber insofern einen Verlust, als auf die Drucksteigerung wieder ein Druckabfall auf den gewünschten Enddruck erfolgt.
Gemäss der Erfindung kann dies dadurch verhindert werden, dass der Austrittsquerschnitt für einen Verdichtungsdruck berechnet wird, der niedriger ist als der gewünschte Verdichtungsenddruck, derart, dass der Enddruck sich erst infolge der unvermeidlichen Nachverdichtung nach erfolgter Öffnung des Auslasses einstellt. Dadurch wird eine Druckverminderung und ein entsprechender Verlust vermieden. Soll z. B. Luft von atmosphärischem Druck auf einen Druck von 1-4 as verdichtet werden, so werden die Gehäusekanten in solcher Lage angeordnet, dass die Arbeitsräume nach dem Auslass hin geöffnet werden, wenn die Verdichtung bis auf 1-2 2 at fortgeschritten ist.
In der Zeit zwischen Öffnungsbeginn und Erreichung der vollen Auslassöffnung erfolgt dann die weitere Verdichtung von 1-2 auf 1-4 at.
Die beschriebene Maschine kann auch als Motor, beispielsweise als Dampf-oder Gasmaschine, betrieben werden. In diesem Falle erfolgt die Treibmittelzufuhr durch den Stutzen 464 und der Auslass des expandierten Treibmittels bei 462, wobei die Umlaufrichtung der Läufer entgegengesetzt derjenigen ist, die sie im Verdichter haben. Man kann auch die Maschine bei gleicher Umlaufrichtung als Verdichter oder als Motor verwenden, doch sind in diesem Falle die Stutzen 462 und 464 zu vertauschen, d. h. das Arbeitsmittel durchfliesst die Maschine in gleicher Richtung unabhängig davon, ob sie als Verdichter oder Motor arbeitet.
Die Erfindung ist nicht an die nur als Beispiel dargestellten Ausführungsformen gebunden, sondern kann in mannigfache Weise verkörpert werden. Selbstverständlich kann die Erfindung auch bei doppeltwirkenden Läufern zur Anwendung kommen, bei denen das Arbeitsmittel in parallelen Strömen Arbeit aufnimmt bzw. abgibt. Sie ist auch unabhängig von der Anzahl zusammenarbeitender Schrauben.
PATENT-ANSPRÜCHE :
1. Schraubenverdichter bzw. Sehraubenmotor, dadurch gekennzeichnet, dass er aus zwei oder mehreren zusammenarbeitenden mehrgängigen umlaufenden Schraubenrädern besteht, von denen das eine im wesentlichen konvexes Gewinde und das andere oder die andern im wesentlichen konkaves Gewinde besitzen und die zusammen mit dem sie umschliessenden Gehäuse an Inhalt veränderliche Arbeitsräume für das zu verdichtende bzw. expandierende Arbeitsmittel bilden, und dass die Schraubenräder kürzer sind als die Steigung des Gewindes und an ihren Enden in axialer Richtung teilweise durch Endplatten abgedeckt sind.
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Very robbed or very robbed engine.
The known compressors for air or gaseous media are, as far as they are centrifugal machines, limited in their efficiency. This fact is particularly noticeable where the air or gas compressor works within systems in which it is particularly important to achieve a very high minimum efficiency, e.g. B. in gas turbine plants.
If one takes into account the uncooled compressor in the gas turbine system, practically no more than 70% compressor efficiency can be expected. For the outputs and pressures that come into question here, essentially only the centrifugal compressor is currently important. Even if it were possible to significantly improve these compressors with regard to their efficiency, this would indeed be very advantageous for the operation of the gas turbine system per se, but it would not eliminate a typical disadvantage associated with this type of compressor. This disadvantage consists in the known phenomenon of the compressor pumping, which occurs when a certain specific amount of air in the compressor is not reached and is particularly noticeable in simple gas turbine systems with variable outputs.
In this regard, a further development of the centrifugal compressor does not seem to offer any particular advantages.
Centrifugal machines are also known which are free from the disadvantage of pumping, namely axial centrifugal compressors. On the one hand, however, these have a relatively unfavorable degree of efficiency and, on the other hand, lead to overall lengths in higher pressure areas which can only be permissible in exceptional cases.
The inventor has recognized that for the special features of gas turbine systems, circulation compressors are suitable which compress the sucked air in a progressively decreasing compression space or progressively decreasing compression spaces during the rotor rotation and in which the compression space or the compression spaces after the desired final pressure is reached open the pressure line to the turbine or combustion chamber.
Such compressors are known by their type under the name screw compressor, screw capsule and. Like. In technology, these compressors have so far not achieved practical importance, either because the development possibilities inherent in them were not recognized or they were developed in a form which in no way corresponded to their characteristics and was therefore doomed to failure from the outset.
According to the invention, the screw compressors, which under suitable circumstances can also run as motors, consist of two or more cooperating screw gears, one of which has a substantially convex thread and the other or the other substantially concave thread and which together with them enclosing housing to form variable working spaces for the working fluid to be compressed or expanded, the helical gears being shorter than the pitch of the thread and being partially covered at their ends in the axial direction by end plates.
The previously known screw compressors, which could not be implemented in reality mainly because of their primitiveness and inadequate thoughtfulness, have certainly become impossible primarily because one did not recognize the effectiveness of these machines
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is only in areas of very high and very high circumferential speeds. If z. If, for example, the proposal has been made in various embodiments to drive one rotor by intervening with the other, this measure alone limits the circulation of such compressors to a speed range which excludes any practical usefulness.
According to the invention, the rotors work against one another and their housings work without play. Regardless of this, it is advantageous, in particular in the end face of the runners, where they work together with the corresponding opposite end faces of the housing in the hottest compression zone, to use special means which are suitable for safely controlling the clearances necessary in these areas, according to the invention a number of ribs and circumferential edges are arranged on the end faces of the runners, the surface area of which is only very small and which together form a kind of labyrinth chambers. The weakness of these ribs or
Edges have the effect that if, due to the occurrence of certain expansions caused by heating, a frictional connection should occur between the end faces of the runners and the housing, these edges grind in relatively quickly due to their small area, whereby the frictional contact in these areas is almost instantly canceled.
The invention has also set itself the task of designing the helical gears in such a way that the impermeability cross-section connecting the high pressure side with the low pressure side and formed by the clearance is as small as possible and that the helical gears can be made as short as possible. This object is achieved according to the invention in that the pressure side of the convex thread has a smaller radius of curvature than the suction side of the same and
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of the thread intersects the plane passing through the axes of rotation of the helical gears, fills the corresponding part of the thread gap of the other helical gear.
The pressure side of the thread is understood to mean that side which is exposed to the higher pressure of the medium to be compressed or expanded, i.e. the front side of the thread in compressors and the rear side of the thread in motors, calculated in the sense of rotation.
The invention also aims to provide the input or To design outlets of the machines in question so that the work equipment when entering or. Outflow is throttled as little as possible. The working spaces located between the threads of the helical gears, if it is a compressor, are first closed, then reduced and finally, after the desired pressure has been reached, opened to the outlet. For the machine to work with as little loss as possible, it is therefore important that the work areas are closed and opened as quickly as possible. This applies primarily to the connection of the high pressure side to the supply or.
Outlet line, because there the available area is less and the pressure of the working fluid is greater than on the low pressure side, but in most cases it is advisable to take this into account when designing the low pressure side. To achieve the stated purpose, the invention proposes that the inlet openings or the outlet openings or both inlet and outlet openings, which are in constant open and unregulated connection with the helical gears, be designed in such a way that the delimiting edges of the openings run such that they are closed or opened of a work area parallel or almost parallel to the closing or
opening edges of all cooperating helical gears are arranged. It is thereby achieved that the closing or opening of the relevant work space takes place in the shortest possible way and therefore with the greatest speed and the least possible throttling of the working medium.
If the inlet or outlet is arranged in such a way that the working means closes in or out essentially perpendicular to the axes of the helical gears. flows away, the edges of the outlet surface are arranged according to the invention parallel to the screw-shaped thread edges. In the case of an axial or partially axial flow of the working medium, the edges opening or closing in the axial direction are arranged parallel to the edges that result from the intersection of the rotor with a plane perpendicular to the axis.
Further details of the invention emerge from the following description of the exemplary embodiments, which are shown in the drawings.
1 shows an exterior view of the housing of a cylindrical screw compressor according to the invention, FIG. 2 shows a side view of this housing, FIG. 3 shows a view from above. In
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9 and 11 show a section along the line 11-11 in FIG. 10, FIG. 12 shows a compressor with conical helical gears of different diameters, FIGS. 13 and 14 show the inlet and outlet ports, respectively.
Exit side of a compressor with conical screw gears of the same diameter, FIG. 15 one with a compressor
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in which both the compressor and the gas turbine are designed as screw machines according to the invention, FIG. 17 a further embodiment of a screw compressor according to the invention in an axial longitudinal section, seen from the low-pressure side, FIG. 18 a section along the line 18-18 of the 17, 19 one of the helical gears with the sealing line drawn in, FIG. 20 a section along the line 20-20 of FIG. 17, FIG. 21 a somewhat modified embodiment, FIG. 22 another modification and FIG. 23 the helical gears and a part of the housing of the embodiment shown in FIG. 17 seen from the high pressure side.
In the embodiment shown in FIGS. 1-11, the compressor has two cylindrical helical gears 12 and 14, which are enclosed by a common housing 16 which adjoins the outer circumference of the helical gears and thus has the cross-sectional shape shown in FIG. In the example shown, the helical gears have mutually different diameters of such a size that the pitch circle coincides with the tip circle of the smaller wheel. On the inlet side of the compressor, the housing has a flange 18 to which the inlet connector 20 is screwed. The inlet connection is connected with the aid of ribs 22 and 24 with essentially cylindrical cast pieces 26 and 28, 30, which receive ball bearings 32 and 34 in the interior (FIG. 5).
The helical gear 12 is firmly screwed at its left end with the aid of screws 36 to an end piece 38 which is mounted in the ball bearing 32. On the right or high pressure side, the helical gear 12 is mounted in a ball bearing 40 which is carried by the housing 16. A gearwheel 42 is arranged next to the ball bearing 40, which is secured against axial displacement together with the ball bearing by a nut 44 and cooperates with a gearwheel 46 which sits on the right end of the screw 14. On both sides of the ball bearing 32, rings 48 and 50, which are designed as oil traps, are screwed to the casting 26, in order to prevent lubricating oil from escaping from the space 52. Similar oil traps are also arranged on the high pressure side, u. Zw. Such that the ball bearing 40 and the gear 42 are enclosed by the oil traps 54 and 56.
On the low-pressure side of the compressor, in addition to the ball bearing 32 on the end piece 38, disks 58 and 60 provided with sealing rings are attached, which together with a disk 62 which is also provided with sealing rings and which is attached to the stationary part 26 form a labyrinth seal. Another labyrinth seal 64 is provided between the cylindrical surfaces of the circumferential end piece 38 and the stationary part 26, which are close to one another. The space between the two seals is connected to a connection piece 66, which is connected to the high pressure side of the compressor by a line (not shown), so that the space between the seals is constantly under the pressure generated by the compressor.
The pressure medium introduced through the connector 66 in the direction of the arrow 68 flows through the two labyrinth seals with relaxation and exerts a pressure on the end piece 38 in the axial direction to the right, the pressure on the helical gear resulting from the compression to the left directed axial pressure counteracts or this pressure with a suitable dimensioning of the radial surface of the end piece 38 completely compensates. This pressure equalization is independent of the instantaneous compressor output or the level of the final pressure in the compressor, because both the axial pressure exerted on the helical gear and the pressure acting on the end piece 38 change in the same way with the compressor final pressure.
After flowing through the labyrinth, the pressure medium flows partly in the direction of arrow 70 and partly through an opening in the fixed part 26 in the direction of arrow 72.
The end piece 38, the helical gear 12 and the right end shaft 74 of the helical gear are hollow. A tube 76 is accommodated in the cavity created in this way and held in such a position by welded-on blocks 18 and spacer rings 80 that a certain gap is formed between the tube and the inner walls of the cavities surrounding it. The arrangement last described is used to cool the helical gear and the bearings.
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and 86 are performed. The nozzle 84 extends into the interior of the tube 76 and is used to supply cooling liquid for the helical gear 12.
The cooling liquid flowing in through the nozzle 84 first flows inside the tube 76 in the direction of the arrows 88, reverses at the left end of the tube 76 because the cavity in the end piece 38 is closed on the left side by a screw 90, and flows then back in the direction of the arrows 92 on the outside of the pipe 76 and finally arrives in the space 94, from where it is discharged to the outside through the outlet opening 96. The room 94 is screened off to the left by a wall 97. Any liquid that penetrates to the left of the shaft is thrown off the flange 99 by centrifugal force.
The left bearing 34 of the helical gear 14 is offset in the axial direction with respect to the bearing 32 for the helical gear 12, in order to enable a relief piston for the helical gear 14 to be accommodated as space-saving as possible. The bearing 34 is also delimited on both sides by oil traps 98 and 100. Likewise, the bearing 102 on the high pressure side of the helical gear 14 and the gear 46 are enclosed by oil traps 104 and 106 in order to prevent the ingress of lubricating oil both towards the side of the compressed medium and into the space 94.
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To protect containing space 120 from the radiation of the compressed hot agent.
The means for reducing or compensating for the axial pressure of the helical wheel 14 are arranged in the following manner. On the left end of the shaft 108 of the helical gear 14, a washer 110 provided with annular sealing strips is fastened by means of a screw 112 that closes the cavity of the shaft 108. A cover 774 placed on the stationary part 28 has corresponding sealing strips on the inside, which together with the sealing strips of the disk 110 form a labyrinth seal 113. Pressure medium, suitably from the medium compressed in the compressor itself, is supplied through an opening 116 in the cover 114 and exerts a pressure on the disk 110 that counteracts the axial pressure of the helical gear 14.
When the compressor output changes, this pressure changes again in accordance with the compressor end pressure, so that here too there is an automatic adjustment of the counter pressure to the axial pressure of the helical gear. The relaxed pressure medium exits through the opening 115.
The helical gear 14 and the two bearings 34 and 102 are cooled in the same way as the above-described cooling of the helical gear 12 and the associated bearings. The cooling liquid flows through the nozzle 86 into the inner tube 118 and on the outside of this tube back into the space 94, from where it flows together with the cooling agent heated in the helical gear 12.
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guided to increase the effective cooling surface.
In order to prevent part of the compressed and heated medium from getting into the space 120 containing the bearings 40 and 102 and the gears 42, 46, the latter can be pressurized through a line 122. The pressure medium used is expediently compressed air or the like, which is compressed in the compressor and cooled prior to introduction into the space 120.
In addition to the internal cooling described, cooling is also provided for the housing, which for this purpose is designed to be hollow on the high pressure side, so that cooling liquid can circulate through the cavities 124. This arrangement serves not so much for the actual cooling as rather to keep the relevant parts at the same temperature as possible, so that the clearances between the rotors and the housing can be made very small.
The bearings 40 and 102 which absorb the axial pressures are arranged on the high pressure side of the compressor. From Fig. 5 it can also be seen that the gears 42 and 46 connecting the two helical gears 12 and 14, which are expediently designed with oblique teeth, are moved as close as possible to the bearings absorbing the axial pressures so that they are independent of temperature fluctuations. ' Always stay set exactly.
The compressor described is driven at the end flange 126, which is connected to the end piece 38 by the screw 90 and secures the labyrinth disks 58 and 60 and the inner races of the ball bearing 32 against axial displacement.
The agent to be compacted, e.g. B. air is sucked in in the direction of arrows 128 and leaves the compressor through the outlet connection 130 shown in FIGS. 6 and 7. As shown in FIG. 5 in a somewhat exaggerated manner for the sake of clarity, the two rotors 12 and 14 are to each other and in relation to the housing surrounding them so that there is always small clearance between the rotors and between the rotors and the housing. In order to be able to perfectly maintain the mutual distances between the rotor and the housing, a very careful execution of the bearing and the gear transmission is necessary.
The transfer of the movement of the externally driven runner 12 to the second runner 14 is therefore only carried out through the intermediary of the gears, but not through the direct engagement of the two vane profiles, because there is always a margin between the latter. In order to ensure compliance with the intended margins, it is not sufficient to prevent an adjustment of the rotors in the radial direction, but it must also be ensured that no mutual axial displacements of the rotors can occur. For this purpose, in addition to careful design of the bearings 40 and 102 that absorb the axial pressures, a certain compensation can be created by changing the pressure that the pressure medium supplied at 68 or 116 exerts on the end piece 38 or the relief piston 110.
The rotors 12 and 14 are cylindrical and provided with a three-start thread, the profile shape of which can be seen from FIG. When using cylindrical helical gears, the thread of which does not extend over the entire periphery, i.e. less than 360, to obtain a reduction in the compression spaces towards the pressure side when the rotor rotates, the screws can be designed with a gradient that decreases towards the pressure side so that the space enclosed between two successive turns of a screw, the adjoining parts of the other screw and the housing gradually becomes smaller as it migrates towards the pressure side and the pressure of the agent enclosed in this space becomes correspondingly greater.
In the illustrated embodiment the screws have an unchanged pitch throughout, and the reduction in compression spaces is achieved here in the following manner.
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The end faces of the screw profiles on the pressure side of the compressor and the spaces enclosed between these profiles are not completely exposed to the outlet nozzle, but are partially covered by radial parts 1. 32, 134 (FIG. 5) of the housing so that an immediate Connection of the spaces enclosed between the helical gears to the outlet nozzle is only along a certain part of the circumference of the runner, u. between the example shown along the part 7. 36-7-MO (Fig. 6). The remaining part of the circumference is covered partly by the radial housing walls 132, 134 and partly by special slides 142 and 144, the purpose of which will be explained below.
If one now looks at a certain space enclosed by two successive passages of a visual hood, the adjoining parts of the other screw and the housing, this space moves as a result of the rotation of the rotor in the axial direction from the suction side to the pressure side, without the Change the content of the space and the pressure of the agent enclosed in it.
But as soon as this space has shifted so far towards the pressure side that the foremost part of the space has reached the end of the helical gears, i.e. the end face of the runners facing the pressure side, the content of the space begins to decrease because the
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rear boundary walls of the space formed by the screw profiles move further in the axial direction towards the pressure side and the space is therefore continuously becoming smaller. The amount of air enclosed in it is compressed according to the reduction in space. The compression continues until an edge of a profile delimiting the space reaches point 186 or 140 (FIG. 6).
From this moment on, the compressed medium can flow into the outlet connection 130 which, as can be seen from FIG. 7, has a shape such that the compressed medium can flow out in both the axial and radial directions.
From the process of compression just described, it now follows that the agent is compressed to a higher pressure the closer the points 186 and 140 are to one another, and to a lower pressure the further these points are away from one another, because in In the former case the increasingly smaller space is opened later and in the latter case earlier towards the pressure side. This can be used in the following way to change the final compression pressure under otherwise identical conditions. From the illustration in FIG. 6 it can be seen that the free circumference lying between points 136 and 140 can be enlarged by pulling out slides 142 and 144, and the like. zw. In such a way that the free circumference extends from point 146 to point 148.
As can be seen from Fig. 8, the slide 144 has a threaded bore so that it is opened by rotating the spindle 150, which is rotatably mounted in a bearing consisting of two parts 152 and 154, but not displaceably in the axial direction or can be closed. The
Slider 142 is similarly slidably mounted by rotating a spindle 160 mounted in a bearing 156, 168. In the illustrated embodiment, two wedge-shaped insert pieces 162 and 164 are shown, which are then used in the manner shown when the slides 142 and 144 are in the closed position, and which enable the compressed medium to flow away without vortices.
These inserts are held in place by screws 166 and 168.
9-11 show the arrangement of the sealing ribs mentioned above. The helical gear has on its end face both radially extending ribs 170 and ribs 172 and 174 arranged in the direction of the circumference. Furthermore, ribs 176 are provided on the end face of the screw profiles and ribs 178 on the head side of the profiles directed towards the housing. The arrangement of the last-mentioned sealing ribs 178 is shown in FIG. 11 on a larger scale.
The screw compressor shown in FIG. 12 differs from the one previously described essentially in that it consists of conical screw gears. When the rotor rotates, the content of a closed space moving towards the pressure side therefore gradually decreases and the pressure of the means enclosed therein increases accordingly. No partial covering of the end face of the helical gears directed towards the pressure side is therefore necessary here, because the compression takes place as a result of the conicity of the screws, so that the compressed agent can flow away from the rotors directly.
The degree of compression depends here, under otherwise identical conditions, partly on the angle that the rotor axes enclose with one another and partly on the course of the gradient of the screw profiles. If the slope becomes smaller towards the pressure side, a higher final pressure results than with the same slope.
In the embodiment shown in FIG. 12, the helical gears 180 and 182 have different diameters of such a size that the pitch circle coincides with the tip circle of the smaller wheel 180. The wheel 180 is mounted on the low-pressure side in a ball bearing'184, which is arranged in the part 188 which is cast in one piece with the housing 186 and is surrounded on both sides by oil traps 190 and 192. On the high pressure side, the rotor 180 is mounted in a ball bearing 194, next to which the bevel gear 196 is housed. The bearing and the bevel gear are again enclosed by oil traps 198 and 200. External cooling of the compressor or the bearings on the high pressure side is not provided in the present embodiment.
So that
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Coupling 340 is connected to the shaft of a gas turbine 342 and is driven by this. The two helical gears are connected to one another through gears 344 and 346.
The compressor draws air at 348. The compressed air passes through exit line 350 into combustion chamber 352, into which fuel is introduced through nozzles 354 and 356.
! After combustion has taken place, the propellant enters the turbines 342 and 362 through the lines 858 and 360, respectively. The combustion chamber and the lines 358 and 360 are double-walled, so that part of the air compressed in the compressor 326 at 364 around the outside as cooling air actual
Combustion chamber and between the concentric pipes up to the turbines. The turbine 362 drives an electrical generator 366. The turbine exhaust gases exit at 368 and 370, respectively.
The screw machines explained and described above are shown in their mode of operation as compressors. But they are reversible machines and can therefore also be used as motors, e.g. B. run as gas turbines. An example of this is shown schematically in FIG. 16 on the basis of a gas turbine plant. It again includes a screw compressor 372 which draws in air at 374 and forces it into the combustion chamber 376 after it has been compressed. The gas turbine is designed here as a screw machine according to the same principles that have been explained above for the construction of the compressor. In the case of a motor, the propellant naturally flows in spaces whose volume increases from the inlet side to the outlet side, the propellant giving off work while expanding.
The decrease in the useful power of the turbine 378 takes place on the
Clutch 380.
The very screw-type compressors or the turbine 378 shown in FIGS. 15 and 16 are shown with cylindrical screw gears, but they can of course also be provided with conical gears, for example in the manner of FIGS. 12-14.
Finally, in FIG. 16, relief devices for the lower helical gears of the compressor and the turbine are indicated with 382 and 884.
The compressor shown in Fig. 17 has two helical gears 410 and 412, which are surrounded by a housing part 414 adjoining the outer circumference of the rotor, which for the purpose of
Receiving a cooling liquid is hollow. The rotors 410 and 412 with their associated shaft parts are made of one piece and are in the roller bearing the radial pressures
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stored. The roller bearings are supported by housing parts 428 and 430 screwed to housing part 414, which close off the working space of the compressor on both sides in the axial direction and are guided around the shafts of the rotors with the interposition of seals 432, 434, 436 and 488.
The compressor is driven by the shaft 440, the movement of which is transmitted through the gears 442 and 444 to the rotor 412, which is arranged opposite the rotor 410 so that the two rotors do not touch at any point.
In order to be able to cool the rotors from the inside as well, the shafts are hollow and provided with a concentric inner tube 446 or 448. For the purpose of internal cooling of the rotor 410, cooling liquid is passed through a nozzle 450 into the interior of the tube 446. The cooling liquid first flows through the pipe 446 in the direction of the arrow 452, then flows back between the inner pipe and the hollow shaft in the opposite direction and enters a space 460 closed by a cover 458 in the direction of the arrows 454, 458, which is opened by a Exhaust opening not visible in the drawing leaves to be cooled and fed to the cooling system anew.
The internal cooling of the rotor 412 takes place, as is readily apparent from the drawing, in the same way and therefore does not need to be described in more detail.
The inlet to the compressor is denoted by 462, the outlet by 464. The housing part 430 at the suction end of the compressor is provided with radial bores 466, 468 which extend outwardly from the rotor shafts and have the purpose of a suction effect on the spaces to the right of the seals 434 and 438 and a suction of lubricant into the compressor to prevent. The housing part 428 located at the pressure end of the compressor also has bores 470, 472 leading outward from the shafts, which are provided for the purpose of reliably permitting the compressed medium to penetrate into the spaces containing the bearings to the left of the seals 432 and 436 prevent and divert pressure medium escaping due to leaks.
In the gap between the high-pressure end of the screw 410 and the housing part 428, one or more sealing edges 471 are arranged in order to throttle the pressure to the outside.
As can be seen from FIG. 18, in the present case the two runners are designed as three-start screws. It has been found that three or more start screws give the best results.
With two-start screws, a strongly pulsating compression and large outlet losses are obtained, since in this case it is difficult to arrange sufficiently large outlet openings. The more thread the screw has, the larger the outlet openings can be obtained and the lower the outlet losses. The proportions of the two screws are chosen so that the
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Theoretical tip circle 474 of the smaller screw and the theoretical root circle 76 of the larger one
Screw coincide with the pitch circle. While the clearances between the two runners and between runners and housings are indicated in the illustration in FIG. 17, in the following figures the cooperating parts have been drawn in without play in order to provide a better overview of the processes taking place.
Of course, in accordance with the considerations mentioned at the beginning, it is always assumed that there is actually a certain play of, for example, 0-3 mm between the parts concerned. For the most part, for the sake of simplicity, the following description also only takes into account the conditions that would occur in the absence of margins. However, it is easy to see how the situation is in reality if one thinks that the leeway is actually there.
The thread profiles shown as an example in FIG. 18 have been determined as follows. With a point-4 located on the root circle 476 of the larger screw as the center, an arc BC is curved, the radius r of which is equal to the head height AO of the thread. This gives a side a of one thread profile. On the tip circle 474 of the smaller screw, a point D is determined in such a way that points i and D simultaneously pass through the connecting line of the two screw centers H and A, i.e. coincide at point E. Since in this example the points. t and D lie on the partial circles and therefore move at the same speed, their distances from point E must always be the same.
With D as the center, an arc FG is drawn which has the same radius r as the arc BC and extends from the point of intersection F with the line D7 to the point of intersection G with the tip circle 474. This gives a line 0 of the profile of the thread gap. From the emergence of the profile lines a and c described, it follows that they coincide when the points A and D are in point E. In this position the points 0 and F coincide, and so on. between they meet on the connecting line HK of the screw centers.
It can be seen from this that in the position mentioned the thread gap along the line FG is completely filled by part of the thread profile a, which is important with regard to achieving a good seal between the pressure side and the suction side of the machine. As can be seen from the further description, a very short sealing line is obtained which extends at most over half the circumference of the helical gears, whereby the leakage losses are considerably reduced.
The point L delimiting the thread gap on the other side results from the condition that points L and C are to be located at the same time at the point of intersection M of the two tip circles.
The one between points C and 2? located profile shape b is generated from point L, i.e. H. point L touches profile b along its entire length from C to N. Finally, line d from F to L is created through point C. The direction of rotation of the helical gears is indicated by arrows 478 and 480.
The expressions points or lines used in the foregoing apply of course only insofar as the consideration of the sectional surface shown in FIG. 18 is concerned. But if you look at the screw body, z. B. from the point C a line and z. B. from the line a a surface.
In Fig. 19, the helical gear 410 is shown alone, u. seen in the direction of arrow 482 (Fig. 18) to the sealing line, i. H. to illustrate the line along which you see the two runners touch or along which they are closest to each other. As is readily apparent from the consideration of Fig. 18, the sealing line on the surface b is determined by the position of the line L and then the part 484-486 of the sealing line is obtained. This is followed by an axially parallel part from 486-488, which is formed by the circular cylindrical surfaces jVBi and Z /? i is formed.
The theoretical seal line, i.e. H. the line that results without taking into account the clearance between the runners then continues along the line (/ to 490 and then runs on the intersection of a plane perpendicular to the axis with the surface a, up to the intersection with the line C1 at 492. The theoretical sealing line then follows the line Ci up to the intersection with the line Li at 494 and then the line Lt up to the point 496. From here the further course of the sealing line is repeated in the same way as from point 486.
If one takes into account the existence of clearances between the two runners, the directional line, due to the curvature of the surfaces a, b, c, sometimes has a slightly different course, etc. Between 488-492 it follows line 498 and from 492-496 the line 500.
Fig. 20 shows the manner in which the compression of the working medium takes place. It is assumed that air is to be compressed which enters the suction side of the compressor through the inlet port 462. When the rotor rotates in the direction of the arrows drawn in, amounts of air are carried along without compression in spaces P and R until the position shown in the drawing is reached, in which points C, L and M coincide. As the rotors continue to rotate, the thread S penetrates into the space P, reducing the volume of the space P and increasing the pressure of the trapped air. As soon as the point Cl has passed the point M, the two rooms P and R come into connection with each other, whereby a pressure equalization takes place in these rooms.
With further rotation of the rotor, the thread Tl is pushed
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into the gap R, and the compression continues until the diminishing spaces P, R come into communication with the outlet opening when they move towards the end of the pressure.
In the exemplary embodiment described above, the compressed air flows in and out
Air in or out of the compressor essentially in the radial direction. To cope with big
Volumes, however, it is often desirable to blow the air in or out in the axial direction at the same time. to flow out. You could do this e.g. B. can be achieved by removing the housing parts delimiting the runners in the axial direction and modifying the inlet and outlet connections accordingly. However, this would require screws that are long enough to create closed compression spaces without any axial limitation. As explained with reference to FIG. 6, the screws can be made much shorter than the pitch of a thread by adding special ones at the ends of the runners
End plates od. The like. Are arranged that only a certain input or.
Leave the initial cross-section open in the axial direction, but completely close off the remaining part.
In the more or less schematic representation according to FIG. 21, the rotors are in an axial direction
Direction assumed from the end of printing. The greater part of the end faces of the rotor is closed off by an end plate 502, the shape of which results from the following considerations.
First of all, it is obvious that the spaces i and Pi must be closed until the desired compressor end pressure is reached. Assume that this is the case when point Ci has come to IT and point G2 to V. From this follow the end lines k and e of the plate, which coincide with the lines bl and 1'2 in the last-mentioned position. The lines f and g join the foot circles of the two runners. An extension of the plate 502 beyond the root circles would reduce the exit cross-section, on the other hand the curve parts t and g could easily be moved inwards, e.g. B. be replaced by straight lines.
In the position shown in FIG. 21, the surfaces b and d enclose a wedge-shaped space which extends down to the suction side and thus forms an undesirable direct connection between the pressure side and the suction side. This can also be seen from the course of the sealing line in FIG. 19.
In order to obtain the position shown in FIG. 21, one must think of the screw in FIG. 19 cut by a plane passing through the line 490-492 and perpendicular to the axis and the upper part removed. The view from above of the lower part then corresponds to the position shown in FIG. One can easily see that the part located between point 492 and line LI with the
Suction side is directly connected. To close this connection, the end plate is led outwards at this point and the boundary line h is obtained. Outside this line, a closure is not required because the upper curved arc 500 (FIG. 19) already seals against the suction side there.
Fig. 21 shows how large you can choose the axial outlet opening. For practical reasons, namely with regard to the accommodation of the seals and bearings, it is not always possible to carry out the axial closure in the manner shown, and for this reason it may be necessary to use the closure plate 504, for example that shown in FIG Boundary line to give Cmnoe. At the end of the surface wedge d-b shown in FIG. 21, which is represented in FIG. 22 by b ′ - d', the other shape of the plate naturally does not change anything. In contrast, this plate shape requires a further measure, which is to be explained with reference to FIG.
In this figure, the thread profiles are drawn in a position which they assume shortly before they reach the position shown in FIG. As can be seen from FIG. 22, the surfaces a, e and a part of the surface d enclose a wedge-shaped space which tapers towards the suction end and which becomes smaller and smaller as the rotor continues to rotate and when the position shown in FIG. 21 is reached eventually disappears completely. In order to be able to discharge the amount of air enclosed in this space, which is completely closed off due to the position of the plate 504, to the outside and thereby prevent an inadmissible increase in pressure in the space, an opening 506 is provided in the plate 504 at a suitable location, which connects the space enclosed between a, c and d to the outlet side of the compressor.
Of course, the opening 506 must have a position such that it does not connect the space enclosed between b 'and d' with the pressure side.
The end plate located at the suction end expediently has the delimitation shown in FIG. 20 by the line s - <-M - s or one similar to this, the plate closing the part located to the left of the line mentioned with reference to FIG. 20. The course of the line s results from the consideration that the space F must be completely closed towards the suction side when the thread S begins to penetrate this space or, in other words, when the compression in space P is to begin. The other lines are chosen so that a direct connection between the suction and pressure side is prevented under all circumstances.
Instead of arranging a special closing plate, the housing parts 428 or 430 shown in FIG. 17, which close off the runners on both sides in the axial direction, can be provided with recesses of two-dimensional shape, which allow the working means to enter and exit
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The edges of the housing enclosing the spaces P and R are arranged so that they are at
Beginning of compression run parallel to the thread edges Ci and L2 (Fig. 20), which are used as the closing
Edges are designated. The housing edges are indicated by 510 and 512 in FIG. 17.
They follow the closing edges at or L for a certain distance and are then connected to one another by a housing edge M4. The representation in FIG. 17 is therefore to be understood in such a way that the part of the helical gears located to the left of the dash-dotted edges 510, 514, 512 of the
Housing is completely enclosed, while the part to the right of these edges is connected directly to the inlet port 462. The schematic representation of the housing edges in FIG. 17 has been chosen only for the sake of clarity.
Fig. 21 shows the runners in a view from the pressure side at the moment when the in the
Work rooms? i and Bi compressed air is brought into communication with the outlet. The two
Working spaces are in open communication with one another towards the suction end of the compressor, so that the same pressure prevails in them. The case is expanded at 516 and 518 so that the
Rooms Pl and 7? i can be opened and connected to the outlet as soon as the thread edges C and G'i, which are referred to as opening edges, exceed the position assumed in the drawing.
This results in the course of the corresponding edges of the housing according to the invention in the manner shown in FIG. 23. The housing edge initially follows the course of the opening at 520
Thread edge C up to the intersection with thread edge L, then goes on the cylindrical head part of thread S a distance 522 parallel to the rotor axis and then follows at 524 the opening thread edge Gy up to the end of pressure of the compressor.
From Fig. 23 it follows that the working spaces? i and Ri are opened the later towards the pressure side and therefore the pressure of the compressed medium becomes higher the closer the housing edge 520, 522, 524 is moved towards the pressure end of the compressor. Although the outlet area is opened as quickly as possible in an embodiment according to the invention, there is of course a certain, if only slight, pressure increase in the compressed mean from the moment the opening begins until the full outlet cross-section is reached. However, this means a loss insofar as the pressure increase results in a pressure drop to the desired final pressure.
According to the invention, this can be prevented by calculating the outlet cross-section for a compression pressure which is lower than the desired compression final pressure, such that the final pressure is only established as a result of the inevitable recompression after the outlet has been opened. This avoids a decrease in pressure and a corresponding loss. Should z. If, for example, air is compressed from atmospheric pressure to a pressure of 1-4 as, the housing edges are arranged in such a position that the working spaces are opened towards the outlet when the compression has progressed to 1-2 2 at.
In the time between the start of opening and reaching the full outlet opening, the further compression from 1-2 to 1-4 at.
The machine described can also be operated as a motor, for example as a steam or gas machine. In this case, the propellant is supplied through the nozzle 464 and the outlet of the expanded propellant at 462, the direction of rotation of the rotors being opposite to that which they have in the compressor. The machine can also be used as a compressor or as a motor with the same direction of rotation, but in this case the connections 462 and 464 have to be exchanged, i.e. H. the working medium flows through the machine in the same direction regardless of whether it is working as a compressor or motor.
The invention is not bound to the embodiments shown only as an example, but can be embodied in various ways. Of course, the invention can also be used with double-acting rotors in which the working medium absorbs or releases work in parallel flows. It is also independent of the number of screws that work together.
PATENT CLAIMS:
1. Screw compressor or very screw engine, characterized in that it consists of two or more cooperating multi-thread rotating helical gears, one of which has a substantially convex thread and the other or the other substantially concave thread and which together with the housing surrounding them Form variable working spaces for the working fluid to be compressed or expanded, and that the helical gears are shorter than the pitch of the thread and are partially covered at their ends in the axial direction by end plates.