Sowohl als Verdichter als auch als Motor verwendbare Schraubenmaschine. Die bekannten Verdichter für Luft- oder andere Gase sind, soweit es sich um Kreisel maschinen handelt, in ihrem Wirkungsgrad beschränkt. Dieser Umstand macht sich be sonders dort störend bemerkbar, wo der Luft- oder Gasverdichter innerhalb von Anlagen arbeitet, in denen es in besonders hohem Masse darauf ankommt, einen Gehr hoch lie genden Mindestwirkungsgrad zu erreichen, z. B. in Gasturbinenanlagen.
Man kann bei einem ungekühlten Kom pressor in einer Gasturbinenanlage praktisch mit nicht mehr als 70 % Wirkungsgrad rech nen. Für die Erzielung von Leistungen und Drücken, welche hier in Frage kommen. kommt zur Zeit im wesentlichen nur der Fliehkraftkompressor in Frage. Selbst wenn es gelingen würde, diese Kompressoren hin sichtlich ihres Wirkungsgrades wesentlich zu verbessern, so würde das für -den Betrieb der Gasturbinenanlage an sich zwar sehr vorteil haft sein, aber es würde damit ein dieser Kompressorart anhaftender typischer Nach- teil nicht beseitigt werden.
Dieser Nachteil besteht in der bekannten Erscheinung des Pumpens des Kompressors, die bei einer Un terschreitung einer gewissen spezifischen Luftmenge im Kompressor auftritt und sich insbesondere in einfachen Gasturbinerian- lagen mit veränderlichen Leistungen störend bemerkbar macht. In dieser Hinsicht scheint also eine Weiterentwicklung des Kreieelver- dichters keine besonderen Vorteile zu bieten.
Es sind auch Kreiselmaschinen bekannt, welche von dem Nachteil des Pumpens frei sind, nämlich Axial-Kreis,elverdichter. Diese besitzen aber einerseits einen verhältnis- mässig ungünstigen Wirkungsgrad und füh ren auf der andern Seite in höheren Druck gebieten zu Baulängen, welche nur in Aus nahmefällen zulässig sein können.
Der Erfinder hat erkannt, dass für die Besonderheiten der Gasturbinenanlagen sol che Umlaufverdichter geeignet sind, die wäh rend der Läuferumdrehung die angesaugte Luft in einem oder mehreren fortschreitend kleiner werdenden Verdichtungsräumen ver dichten und bei denen der Verdichtungsraum bezw. die Verdichtungsräume bei Erreichung des gewünschten Enddruckes nach der Druckleitung zur Turbine bezw. Verbren nungskammer öffnen.
Derartige Verdichter sind ihrer Gattung nach bekannt unter dem Namen .Schrauben verdichter, @Schraubenkapselwerk und dergl. In der Technik haben diese Verdichter bisher keine praktische Bedeutung er langt, sei es, weil man die in ihnen liegen den Entwicklungsmöglichkeiten nicht er kannte oder aber sie in einer Form ent wickelte, welche ihrer Eigenart in keiner Weise entsprach und daher von vorne-herein zum Misserfolg verurteilt war.
Gemäss der Erfindung besteht die sowohl als Verdichter als auch als Motor verwend bare 'Schraubenmaschine aus zwei oder meh reren zusammenarbeitenden Schraubenrädern, von denen .das eine Zähne mit konvexen und das andere solche mit konkaven Flanken be sitzt und die zusammen mit dem sie um schliessenden Gehäuse an Inhalt veränder liche Arbeitsräume für dass zu verdichtende bezw. expandierende Arbeitsmittel bilden, wobei .die eingeschlossenen Arbeitsräume und der Ein- und Auslass für das Arbeitsmittel zueinander derart angeordnet sind, dass der Einlass in einem Arbeitsraum beim Umlauf der Schraubenräder erst dann schliesst,
nach dem dieser Raum sein volles Volumen er reicht hat, und dass der Auslass in offener Verbindung mit dem Arbeitsraum bleibt, bis das Volumen des Arbeitsraumes auf den Wert Null vermindert wurde, wobei die Schraubenräder sowohl unter sich als auch gegenüber der Gehäusewand ,Spiel besitzen.
Die bisher bekannten Schraubenverdich ter hatten sicherlich in erster Linie deshalb keinen praktischen Wert, weil man nicht er kannte, dass @solche Maschinen nur bei sehr hohen Umfangsgeschwindigkeiten mit Erfolg arbeiten. Wenn z. B. bei verschiedenen Aus führungsformen der Vorschlag gemacht wor den ist, den einen Läufer durch einen andern anzutreiben, so ist allein durch diese Mass- nahme der Umlauf 1-solcher Verdichter auf ein Geschwindigkeitsgebiet begrenzt, welches jede praktische Brauchbarkeit ausschliesst.
Weitere Einzelheiten der Erfindung er geben sich aus -der nachfolgenden Beschrei bung der Auaführunb Beispiele, die in den Zeichnungen dargestellt sind. Es zeigen: Fig. 1 eine Aussenansicht des Gehäuses eines zylindrischen Schraubenverdichters ge mäss der Erfindung, F'ig. 2 eine Seitenansicht dieses Gehäuses, Fig. 3 eine Ansicht von oben.
In dieser Ansicht ist auch der Eintrittsstutzen des Verdichters dargestellt, Fig. 4 zeigt einen Schnitt des Verdichters nach der Linie 4-4 in Fig. 3, Fig. 5 in vergrössertem Massstab einen Schnitt durch den Verdichter nach der Li nie 5-5 der Fig. 6, Fig. 6 einen Schnitt nach :
der Linie 6--6 in Fig. 5, Fig. 7 einen Schnitt nach der Linie 7-7 in Fig. 6, Fig. 8 einen Schnitt nach der Linie 8-8 in Fig. -6, Fig. 9 eine Teilansicht eines Schrauben rades, in achsialer Richtung gesehen, Fig. 10 einen Schnitt nach der Linie 10-10 in Fig. 9, Fig. 11 einen Schnitt nach der Linie 11-11 in Fig. 1'0,
Fig. 1'2 einen Verdichter mit konischen Schraubenrädern ungleichen Durchmessers. Fig. 13 und 1-4 die Eintritts- bezw. Aus trittsseite eines Verdichters mit konischen Schraubenrädern gleichen Durchmessers., Fig. 15 eine mit einem Verdichter gemäss der Erfindung ausgerüstete Gleichdruckgas- turbinenanlage und Fig. 16 eine Gasturbinenanlage, bei der sowohl der Verdichter als auch die Gas turbine als Schraubenmaschinen gemäss der Erfindung ausgebildet sind.
Bei der in den Fig. 1 bis 11 dargestellten Ausführungsform besitzt der Verdichter zwei zylindrische jSchraubenräder 12 und 14, die von einem gemeinsamen Gehäuse 16 ein- geschlo5#aen sind, welches sich dem äussern Umfang der Schraubenräder anschliesst und somit die aus Fig. 4 eisichtliche Quer schnittsform erhält. Im dargestellten Bei spiele haben die Schraubenräder unterein ander verschiedene Durchmesser von solcher Grösse, dass der Teilkreisdurchmesser des grösseren Rades gleich dem Kopfkreisdurch- messer des kleinen Rades ist.
Auf der Ein trittsseite des Verdichters besitzt das Ge häuse einen Flansch<B>18,</B> an dem der Einlass stutzen 20 angeschraubt ist. Der Einlass stutzen ist mit Hilfe von Rippen 22 bezw. 24 mit im wesentlichen zylindrischen Guss- stücken 26 bezw. 2-8, 30 verbunden, welche im innern Kugellager 32 bezw. 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 1.2 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 achsiale Verschie bung gesichert ist und mit einem Zahn rad 46 zusammenarbeitet, das auf dem rech ten Ende des Schraubenrades 14 sitzt.
Zu beiden Seiten des Kugellagers 32 sind mit dem Gussstück 26 Ringe 48 und 50 ver schraubt, die als Ölfänger ausgebildet sind, um zu verhindern, da.ss Schmieröl aus dem Raume 52 austritt. Ähnliche Ölfänger sind auch auf der Hochdruckseite angeordnet, und zwar 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 End- :stüch 38 mit Dichtungsringen versehene Scheiben 58 und 60 angebracht, die zusam men mit einer am feststehenden Teil 26 be festigten, ebenfalls mit Dichtungsringen ver- sehenen ,Scheibe 62 eine Labyrinthdichtung bilden. Eine weitere Labyrinthdichtung 64 ist zwischen den einander nahe liegenden zylindrischen Flächen des umlaufenden Endstückes 38 und des feststehenden Teils 26 vorgesehen.
Der Raum zwischen den bei den Dichtungen steht mit einem Stutzen 66 in Verbindung, welcher durch eine nicht dar gestellte Leitung an die Hochdruckseite 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 Rich tung des Pfeils 68 eingeführte Druckmittel durchströmt unter Entspannung die beiden Labyrinthdiehtungen und übt dabei auf das Endstück 38 einen in achsialer Richtung nach rechts gerichteten Druck aus, der dem durch die Verdichtung entstehenden, auf das Schraubenrad wirkenden, nach links gerich teten Achsialdruck entgegenwirkt bezw. die sen Druck bei geeigneter Bemessung .der ra dialen Fläche des Endstückes 38 vollkommen ausgleicht.
Dieser Druckausgleich ist unab hängig von der augenblicklichen Kompres- sorleistung bezw. von .der Höhe des End druckes im Verdichter, weil sowohl der auf das ,Schraubenrad ausgeübte Achsialdruek als auch der auf das Endstück 38 wirkende Druck im gleichen iSinne mit dem Verdich- terenddruck :sich ändern.
Nach Durchströ- mung des Labyrinths fliesst das Druckmittel teils in Richtung des Pfeils 70 und teils durch eine Öffnung im feststehenden Teil 26 in .der Richtung des Pfeils 72 ab.
Das Endstück 38, das Schraubenrad 12, sowie die rechte Endwelle 74 des Schrauben rades sind hohl ausgebildet. In dem so ge schaffenen Hohlraum ist ein Rohr 76 unter gebracht und durch angeschweisste- Klötzchen 78 sowie Abstandsringe 80 in einer solchen Lage gehalten, dass zwischen dem Rohr und den innern Wänden der sie umgebenden Hohlräume ein gewisser ,Zwischenraum gebil det wird. Die zuletzt beschriebene Einrich tung dient zur Kühlung des Schraubenrades sowie der Lager. Das Gehäuse 16 ist auf der rechten Seite durch einen Deckel 82 abge- schlo@ssen, durch den zwei Düsen 84 und 86 durchgeführt sind.
Die Düse 84 reicht in das Innere des Rohres 7,6 und dient zur Zufüh- rung von Kühlflüssigkeit für das Schrauben rad 12. Die durch die Düse 84 einströmende Kühlflüssigkeit fliesst zunächst im Innern des Rohres 76 in der Richtung :der Pfeile 88, kehrt an dem linken Ende des Rohres 76 um, weil der Hohlraum im Endstück 3.8 an der linken Seite durch eine Schraube 90 ab geschlossen ist, und fliesst dann in der Rich tung der Pfeile 92 an der Aussenseite des Rohres 76 zurück und gelangt schliesslich in den Raum 94, von wo sie durch die Auslass- öffnung 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 Flieh kraftwirkung von dem Flansch 99 erbge schleudert.
Das linke Lager 84 des Schraubenrades 14 ist in achsialer Richtung gegenüber dem Lager 32 für das Schraubenrad 12 versetzt, um eine möglichst raumsparende Unterbrin gung eines Entlastungskolbens für das Schraubenrad 14 zu ermöglichen. Auch das Lager 34 iet 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.
Die Ölfänger 54 und 104 dienen gleichzeitig dazu, den die Lager 40 und 102, sowie die Zahnräder enthaltenden Raum 120 vor der Einstrahlung des verdichteten heissen Mittels zu schützen.
Die Mittel zur Verminderung oder zum Ausgleich des Achsialdruckes des Schrauben rades 14 sind in folgender Weise angeord net. Auf dem linken Wellenende 108 des Schraubenrades 14 ist eine mit ringförmigen Dichtungsleisten versehene Scheibe 110 mit tels einer den Hohlraum der Welle 108 ver schliessenden Schraube 112 befestigt. Ein auf dem feststehenden Teil 28 aufgesetzter Dek- kel 114 besitzt auf der Innenseite entspre chende Dichtungsleisten, die zusammen mit den Dichtungsleisten der Scheibe 110 eine Labyrinthdichtung 113 bilden.
Durch eine Öffnung 116 im Deckel 114 wird Druck mittel, zweckmässig von dem im Verdichter selbst verdichteten Mittel zugeführt, welches einen dem Achsialdruck des Schraubenrades 14 entgegenwirkenden Druck auf die Scheibe 110 ausübt. Dieser Druck ändert sich bei Änderung der Verdichterleistung wieder in Übereinstimmung mit dem Verdichterend- druck, so dass auch hier eine selbsttätige An passung des Gegendruckes an den Achsial- druck des .Schraubenrades erfolgt.
Das ent spannte Druckmittel tritt durch die (Öffnung 115 aus.
Die Kühlung des Scbraubenrades 14 so wie der beiden Lager 34 und 102 erfolgt in gleicher Weise wie die oben beschriebene Kühlung des Schraubenrades 12 und der dazu gehörigen Lager. Die Kühlflüssigkeit strömt durch die Düse 8-6 in das innere Rohr 118 und an der Aussenseite dieses Rohrres zurück in den Raum 94, von wo aus .sie zu- @sammen mit der im .Schraubenrad 12 er wärmten Kühlflüssigkeit durch die Auslass öffnung 96 abfliesst.
Die von der Kühlflüs sigkeit bestrichene Innenfläche des Ilohl- raumes der Welle bezw. des 'Schraubenrades 14 ist, wie aus Fig. 5 ersichtlich, gewellt ausgeführt, um die wirksame Kühlfläche zu vergrössern.
Um zu verhindern, dass ein Teil des ver dichteten 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 zweck mässig im Verdichter verdichtete, vor Ein führung in den Raum 120 gekühlte Luft oder dergl. verwendet.
Neben der beschriebenen Innenkühlung ist noch eine Kühlung für das Gehäuse vor gesehen, das zu diesem Zwecke auf der Hoch druckseite hohl ausgebildet ist, so dass Kühlflüssigkeit durch die Hohlräume 124 umlaufen kann. Diese Anordnung dient nicht so sehr der eigentlichen Kühlung als viel mehr :dazu, die betreffenden Teile auf mög lichst unveränderter Temperatur zu halten, so dass die Spielräume zwischen den Läufern und dem Gehäuse sehr klein bQmeSSen wer den können.
Die die Achsialdrücke aufnehmenden La ger 40 und 102-,sind auf der Hochdruckseite des Verdichters angeordnet. Aus Fig. 5 ist auch ersichtlich, dass die die beiden Schrau benräder 12 und 14 verbindenden Zahnräder 42 und 46, die zweckmässig mit schrägen Az.hnen ausgeführt sind. so nahe wie möglich an die die Achsialdrücke aufnehmenden La ger herangerückt sind, damit sie unabhängig von Temperaturschwankungen stets genau eingestellt bleiben.
Der Antrieb des beschriebenen Verdich ters erfolgt an dem Endflansch 126, der durch dis .,Schraube 90 mit dem Endstück 38 verbunden ist und die Labyrinthscheiben 58 und 60, sowie die Innenlaufringe des Kugellagers 32 gegen achsiale Verschiebung ,sichert.
Dass 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 Austritt stutzen 130. Wie in Fig. 5 der Deutlichkeit halber in etwas übertriebenem Masse dar gestellt 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 Läu fern und Gehäuse stets kleine Spielräume befinden. Um die gegenseitigen Abstände zwischen Läufern und Gehäuse einwandfrei aufrecht erhalten zu können, ist eine sehr ..sorgfältige Ausführung der Lagerung und des Zahnradgetriebes notwendig.
Die LTber- tragung der Bewegung des von aussen ange triebenen Läufers 12 auf den zweiten Läufer 14 erfolgt also nur durch Vermittlung der Zahnräder, nicht aber durch unmittelbaren Eingriff der beiden Schraubenprofile, weil zwischen letzteren stets ein Spielraum vor handen ist. Um die Einhaltung der<B>be-</B> absichtigten Spielräume sicherzustellen, ge nügt es nicht, eine Verstellung der Läufer in radialer Richtung zu verhindern, sondern es muss auch dafür gesorgt werden, dass keine gegenseitigen ach:sialen Verschiebungen der Läufer auftreten können.
Zu diesem Zwecke kann neben sorgfältiger Ausführung der die achsialen Drücke aufnehmenden Lager =1.0 und 102 auch ein gewisser Ausgleich durch Änderung des Druckes geschaffen werden, den das bei 68 bezw. 116 zugeführte Druck mittel auf das Endstück 38 bezw. den Ent lastungskolben 110 ausübt.
Die Läufer 12 und 14 sind zylindrisch ausgebildet und mit einem dreigängigen Ge winde versehen, dessen Profilform aus Fig. 4 ersichtlich ist. Um bei Verwendung zylindri scher Schraubenräder, deren Gewinde sich nicht über die ganze Peripherie, also weniger als<B>360'</B> erstreckt, bei der Drehung der Läu fer eine Verminderung der Verdichtungs räume nach der Druckseite hin zu erhalten, können die Schrauben mit nach der Druckseite hin abnehmender Steigung ausgebildet sein, so dass der zwischen zwei aufeinanderfolgen- den Gängen einer Schraube,
den angrenzen den Teilen der andern Schraube und dem Gehäuse eingeschlossene Raum bei seiner Wanderung nach der Druckseite hin all mählich kleiner und der Druck des in diesem Raume eingeschlossenen Mittels in ent6pre- chendem Masse grösser wird. Im dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die -Schrauben durchweg eine unveränderte Steigung und die Verminderung der Verdichtungsräume wird hier in folgender Weise erreicht.
Die auf der Druckseite des Verdichters gelegenen Stirnflächen der Schraubenprofile und die zwischen diesen Profilen eingeschlos senen Räume liegen nicht vollkommen frei nach dem Austrittsstutzen hin, sondern sind durch radiale Teile 132, 134 (Fug. 5) des Ge häuses teilweise abgedeckt, so dass eine un mittelbare Verbindung von den zwischen den Schraubenrädern eingeschlossenen Räumen zum Austrittsstutzen hin nur längs eines be stimmten Teils des Umfanges der Läufer be steht, und zwar im dargestellten Beispiel längs des Teils 136-138-140 (Fug. 6).
Der übrige Teil des Umfanges ist teils durch die radialen Gehäusewandungen 1.32, 134 und teils durch besondere Schieber 142 und 144, deren Zweck weiter unten erläutert wird, abgedeckt.
Betrachtet man nun einen bestimmten, von zwei aufeinanderfolgenden Gängen einer Schraube. den angrenzenden Teilen der an dern Schraube und dem Gehäuse eingeschlos senen Raum, so wandert dieser Raum infolge der Drehung der Läufer in achsialer Rich tung von der .Saugseite nach der Druckseite hin, ohne dass sich zunächst der Inhalt des Raumes und der Druck des darin eingeschlos senen jlittels ändern.
Sobald sich aber dieser Raum soweit nach der Druckseite hin ver schoben hat, bis der vorderste Teil des Rau mes das Ende der iSchraubenräder, also die der Druckseite zugewandte Stirnseite der Läufer erreicht hat, beginnt sich der Inhalt des Raumes zu verkleinern, weil die Aus strömseite durch die Gehäuseteile 132, 1:14 bezw. durch die Schieber 142 und 144 ver- echlossen ist.
Die hintern, durch die,Schrau- benprofile gebildeten Begrenzungswände des Raumes wandern weiter in achsialer Rich tung gegen die Druckseite hin und der Raum wird daher fortwährend kleiner. Ent sprechend der Verminderung des Raumes wird die darin eingeschlossene Luftmenge verdichtet. Die Verdichtung geht so lange vor sich, bis eine Kante eines den. Raum begren zenden Profils den Punkt 136 oder 140 (Fig. 6) erreicht.
Von diesem Augenblick- an kann das verdichtete Mittel in den Auslass- stutzen 130 strömen, der, wie aus Fig. 7 er sichtlich ist, eine solche Form besitzt, dass das verdichtete Mittel sowohl in ach.sialer, als auch in radialer Richtung abströmen kann.
Aus dem eben geschilderten Vorgang bei der Verdichtung folgt nun, da.ss das Mittel verdichtet wird auf einen umso höheren Druck, je näher die Punkte 136 und 140 an- einanderliegen, und auf einen um so niedri geren Druck, je weiter diese Punkte vonein ander 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 Verdieh- tungsenddruckes unter sonst gleichen Ver hältnissen ausgenutzt werden. Aus der Dar stellung in Fig. 6 ist ersichtlich, dass der zwischen den Punkten 136 und 140 liegende freie Umfang durch Herausziehen der -Schie ber 142 und 144 vergrössert werden kann. und zwar derart, da.ss der freie Umfang vom Punkte 146 bis zum Punkte 148 reicht.
Wie aus Fig. 8 ersichtlich ist, besitzt der Schie ber 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 achsialer Richtung verschiebbar gelagert ist, geöffnet bezw. geschlossen werden kann. Der Schieber 142 ist in ähnlicher Weise durch Drehung einer in einem Lager 156, 158 ge lagerten Spindel 160 verschiebbar ange bracht.
In dem dargestellten Ausführungs beispiel sind zwei keilförmige Einsatzstücke 162 und 164 gezeigt, welche dann in der dargestellten Weise eingesetzt werden, wenn die Schieber 142 und 144 sich in geschlos sener Stellung befinden, und welche dem verdichteten Mittel eine wirbelfreie Abströ- mung ermöglichen. Diese Einsatzstücke wer den durch Schrauben 1,6,6 und 168 in ihrer Lage gehalten.
Die Fig. 9 bis 11 zeigen die Anordnung der eingangs erwähnten Dichtungsrippen. Das Schraubenrad besitzt an :seiner Stirn fläche sowohl radial verlaufende Rippen 170 als auch in Richtung des Umfanges angeord nete Rippen<B>172</B> und 17.1. Ferner sind Rip pen 176 an der Stirnseite der Schraubenpro file und Rippen 178 an der gegen das Ge häuse gerichteten Kopfseite der Profile vor gesehen. Die Anordnung der zuletzt genann ten Dichtungsrippen 178 ist in Fig. 11 in grösserem Massstube dargestellt.
Der in Fig. 12 gezeigte 'Schraubenver dichter unterscheidet sich von dem vorher beschriebenen im wesentlichen dadurch, dass er konische -Schraubenräder besitzt. Bei der Drehung der Läufer -#vird daher der Inhalt eines nach der Druckseite hin wandernden geschlossenen Rahmens allmählich kleiner und der Druck des darin eingeschlos.sencn Mittels in entsprechendem Masse grösser. Hier ist daher keine teilweise Abdeckung der nach der Druckseite gerichteten .Stirnfläche der Schraubenräder erforderlich, weil die Ver dichtung infolge der Konizität der Schrau ben 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 Läuferachsen miteinander einschliessen, und teils von dem Verlaufe der Steigung der Schraubenprofile. Bei nach der Druckseite hin kleiner werdender Steigung ergibt sich ein höherer Enddruck als bei gleicher Steigung.
Bei der in Fig. 12 dargestellten Aus führungsform haben die Schraubenräder 180 und 1,82 verschiedene Durchmesser von sol cher Grösse, dass der Teilkreis des grösseren Rades mit dem Kopfkreis .des kleineren Ra des 180 zusammenfällt. Das Rad 1-80 ist auf der Niederdruckseite in einem Kugellager 184 gelagert, welches in dem mit dem Ge häuse 186 aus einem Stück gegossenen Teil 188 angeordnet und zu beiden Seiten von Ölfängern 190 und<B>192</B> umgeben ist. Auf der Hochdruckseite ist der Läufer 180 in einem Kugellager 194 gelagert, neben welchem das Kegelrad 19,6 untergebracht ist. Dass Lager und das Kegelrad sind wieder von Ölfängern 19-8 und 200 eingeschlossen.
Eine äussere Kühlung des Verdichters bezw. der Lager auf der Hochdruckseite ist bei der vorliegen den Ausführung nicht vorgesehen. Damit die Lage der Lagerachse von Wärmedehnungen unbeeinflusst bleibt, wird das Lagergehäuse 202 von drei in das Gehäuse des Verdichters eingeschraubten, radial gerichteten Bolzen ?(@4 gehalten, so dass es sieh in radialer Rich tung unbehindert ausdehnen und zusammen ziehen kann, ohne die Lage der Achse zu verändern. Dies ist von grosser Wichtigkeit, damit das Spiel zwischen den Schrauben rädern stets genau eingehalten wird.
Die Mittel zur Entlastung ,des Schrau benrades 180 von dem bei der Verdichtung entstehenden Achsialdruck sind hier die glei- chen wie beim Schraubenrad 1-4 der oben be schriebenen Ausführungsform gemäss Fig. 5. Druckmittel wird der Hochdruckseite des Verdichters entnommen und durch eine Öff nung 206 im Deckel 208 auf den auf der Welle des Läufers 180 befestigten, mit La byrinthringen versehenen Entlastungskolben 210 geleitet, auf den es einen dem Achsial- druck entgegengesetzten Druck ausübt.
Nach Entspannung in den Labyrinthringen fliesst da-s Druckmittel durch die Öffnung 212 ab.
Die Lagerung des Schraubenrades 182 er folgt in Kugellagern 214 und 216, die in achsialer Richtung gegenüber den Lagern 184 und 194 des Schraubenrades 180 ver setzt sind. Das Lager 214 ist von den Öl- fängern 218 und 220 eingeschlossen, während der Raum 222, in welchem die die Aehsial- drücke aufnehmenden Lager 194 und 216, sowie die beiden Kegelräder 196 und 224 untergebracht sind, von Ölfängern 226 und 228 begrenzt ist.
Auch das Gehäuse 280 des Lagers 216 wird durch radiale Führungsbol- zen 232 so gehalten, dass es sich zwar unter dem Einfluss wechselnder Temperatur be wegen kann, .dass jedoch dabei die Lage der Achse unverändert erhalten bleibt.
Zwecks Ausgleichs des Achsialdruckes des Läufers<B>182</B> ist an der der Niederdruck seite zugewandten Stirnseite desselben eine mit Dichtungsringen versehene iScheibe 234 angeschraubt. Druckmittel kann bei 236 ein geleitet werden und gelangt durch die Boh rung 2-38 von innen auf die Scheibe 234, auf die es einen dem Achs:ialdruck des .Schrau benrades 182 entgegengesetzten Druck aus übt. Das Druckmittel fliesst unter Entspan nung teils durch die Labyrinthe der Scheibe 23.4 radial nach aussen und teils durch eine zweite Labyrinthdichtung 240 und durch eine Öffnung 242 ab.
Die Kühlung des Verdichters erfolgt hier ebenfalls durch im Innern der Läufer vor gesehene Kühlkanäle. Kühlflüssigkeit strömt den beiden Läufern getrennt durch im Deckel 244 eingesetzte Düsen 246 bezw. 248 zu und gelangt zunächst ins Innere von Roh ren 250 bezw. 252, die .sie im Sinne der ein- gezeichneten Pfeile von der Hochdruckseite nach der Niederdruckseite hin durchströmt, worauf sie in umgekehrter Richtung an der Aussenseite der Rohre zurückströmt und in den Raum 254 gelangt und von da aus durch den istutzen 2ä:6 abfliesst.
Die Wand 257 und die Flansche 2e59 und 2,61 dienen demselben Zwecke wie die entsprechenden Teile 97 und 99 in Fig. 5.
Der Antrieb des Verdichters erfolgt bei dem Flansch 264. Das zu verdichtende Mit tel tritt durch die ringförmigen Kanäle 258 und 260 in den Verdichter ein, wird von den Schrauben unter Drucksteigerung in ach- sialer Richtung nach rechts, geführt und ge langt schliesslich in den Druckraum 262, von wo es durch eine nicht eingezeichnete Aus lassleitung seiner Verwendungsstelle zuge führt wird.
In den F'ig. 13 und 14 sind die Nieder druckseite und die Hochdruckseite eines Ver dichters dargestellt, der aus zwei konischen Schraubenrädern 2-66 und 268 von gleicher Grösse besteht. Das .Schraubenrad 266 ist in seinem linken Ende mit einem Endstück 270 verschraubt, das in einem Gleitlager 272 ge lagert ist. Das Lager ist auf einer Seite von einem Deckel 274, auf der andern Seite von Ölfängern 276 begrenzt.
Das rechte Ende des Schraubenrades 266 ist sowohl in einem Gleitlager 278, als auch unter Vermittlung eines mit dem Läufer verschraubten Bolzens 280 in einem Kugellager 282 gelagert, wel ches den Achsialdruck aufnimmt. Neben den Lagern ist das Kegelrad 284 angeordnet. Der Bolzen 980 besitzt auf seiner rechten Seite eine achsiale Öffnung 286, in welche ein Rohr 2$8 zwecks Zuführung von Kühlflüs sigkeit eingeführt ist. Das Lagergehäuse 290 wird auch hier durch drei radiale Bolzen 292 gehalten.
Die Mittel zur Entlastung des Schrauben rades in achsialer Richtung sind hier diesel ben wie die zur Entlastung des Schrauben rades 182 in Fig. 12 beschriebenen. Druck mittel wird bei 294 zugeführt und fliesst nach Durchströmung der beiden Labyrinth- dichtungen 296 und<B>2298</B> bei 300 bezw. 302 ab.
Die Lagerung und Entlastung des Schraubenrades 268 stimmen vollkommen mit -der oben beschriebenen Lagerung bezw. Entlastung des Schraubenrades 266 überein, so dass sich eine Beschreibung derselben er 2ibrigt. Bei 304 ist die Zuführung und bei 306 die Ableitung von 'Schmieröl für das Lager auf der Niederdruckseite angedeutet, während .308 und 310 die entsprechenden Schmierölanschlii,sse für das Lager auf der Hochdruckseite bezeichnen. Bei 312 kann Druckmittel, das durch die Dichtung 314 ge drungen ist, abgeleitet werden.
Das durch die Kanäle 31,6 und 318 ange saugte zu verdichtende Mittel gelangt nach erfolgter Verdichtung in den mit Leitblechen 320 versehenen Druckraum 322 und von dort aus in die Austrittsleitung. Der Antrieb des Verdichters erfolgt bei 32,4.
In den Fig. 15 und 1,6 sind schematisch zwei Beispiele für die Verwendung der Schraubenmaschinen nach der Erfindung in Gasturbinenanlagen dargestellt. Fig. 15 zeigt einen gemäss der Erfindung ausgeführ ten Verdichter 326 in etwas schematischer Darstellung. Das Schraubenrad 328 ist bei 330 und 332 gelagert. Die Vorrichtung zum Ausgleich des Achsialdruckes ist bei 334, die Öffnung zur Zufuhr von Druckmittel bei 336 angedeutet.
Das zweite Schraubenrad 33-8 ist mit Hilfe einer Kupplung 340 mit der Welle einer Gasturbine 342 verbunden und wird von dieser angetrieben. Die beiden Schraubenränder stehen durch die Zahnräder 344 und 346 miteinander in Verbindung.
Der Verdichter saugt Luft bei 348 an. Die verdichtete Luft gelangt durch die Aus trittsleitung 350 in eine Verbrennungskam mer 352, in die Brennstoff durch die Düsen 354 und 356 eingeführt wird. Nach erfolgter Verbrennung gelangt das Treibmittel durch die Leitungen 3.58 bezw. 360 in die Turbinen 342 bezw. 362.
Die Verbrennungskammer und die Leitungen 358 und 360 sind doppel wandig ausgebildet, so dass ein Teil der im Verdichter 326 verdichteten Luft bei 364 aussen als Kühlluft um die eigentliehe Ver- brennungskammer und zwischen den ach sialen Rohren bis an :die Turbinen heran geführt wird. Die Turbine 362 treibt einen elektrischen Generator 3,66 an. Die Abgase der Turbinen treten bei 368 bezw. 370 aus.
Die vorstehend erläuterten und beschrie benen Sehraubenmaschinen sind in ihrer Wirkungsweise als Verdichter gezeigt. Sie sind aber umkehrbare Maschinen und kön nen daher auch als Motoren, z.
B. als Gas turbinen, laufen. Ein Beispiel :dafür zeigt schematisch Fig. 16 anhand einer Gastur- binenanla.ge. Dieselbe enthält wieder einen Sehra.ubenverdichter 372, der Luft bei 37.1 ansaugt und .sie nach ihrer Verdichtung in die Verbrennungskammer 376 drückt.
Die Gasturbine .ist hier als Schraubenmaschine nach :den gleichen Grundaätzen ausgeführt, die oben für die Konstruktion des Verdich ters erläutert worden sind.
Im Falle eines Motors strömt das Treibmittel s @elbstvemstän:d- lich in Räumen, deren Volumen von der Ein- trittsseite nach der Austrittsseite hin zu nimmt, wobei das Treibmittel unter Expan sion Arbeit abgibt. Die Abnahme der Nutz leistung der Turbine 378 erfolgt an der Kupplung 3.80.
Die in den Fig. 1 5 und 1!6 dargestellten Schraubenverdichter bezw. die Turbine 378 sind mit zylindrischen Schraubenrädern ge zeigt, doch können sie natürlich auch mit ko nischen Rädern versehen sein, etwa nach Art der Fig. 12 bis 14.
In Fig. 16 sind schliesslich mit 382 und 384 Entlastungsvorrichtungen für :die untern Schraubenräder -des Verdichters und der Turbine angedeutet.
Wie aus den dargestellten Ausführungs- beispielen hervorgeht, sind,die eingeschlosse nen Arbeitsräume und der Ein- und Auslass für das Arbeitsmittel zueinander derart an geordnet, dass der Einlass zu einem Arbeits raum beim Umlauf der Schraubenräder erst dann schliesst, nachdem dieser Raum sein volles Volumen erreicht hat, und dass der _uslass so lange in offener Verbindung mit dem Arbeitsraum bleibt, bis das Volumen ,des Arbeitsraumes auf den Wert Null ver mindert ist.
Screw machine that can be used both as a compressor and as a motor. The known compressors for air or other gases are, as far as they are centrifugal machines, limited in their efficiency. This fact is particularly annoying where the air or gas compressor works within systems in which it is particularly important to achieve a Gehr high lying minimum efficiency, z. B. in gas turbine plants.
With an uncooled compressor in a gas turbine system, practically no more than 70% efficiency can be expected. For the achievement of performances and pressures, which come into question here. At the moment, only the centrifugal compressor is essentially the only option. Even if it were possible to improve these compressors significantly in terms of their efficiency, this would be very advantageous for the operation of the gas turbine system, 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 is not reached in the compressor and is particularly noticeable in simple gas turbine systems with variable outputs. In this respect, a further development of the Kreieel compressor does not seem to offer any particular advantages.
Centrifugal machines are also known which are free from the disadvantage of pumping, namely axial-circular compressors. On the one hand, however, these have a relatively unfavorable degree of efficiency and, on the other hand, in higher pressure areas they lead to overall lengths which can only be permissible in exceptional cases.
The inventor has recognized that for the peculiarities of the gas turbine systems such circulation compressors are suitable, which compress the sucked air in one or more progressively smaller compression chambers ver during the rotor rotation and in which the compression chamber BEZW. the compression chambers when reaching the desired final pressure after the pressure line to the turbine BEZW. Open the combustion chamber.
Such compressors are known by their type under the name .Screw compressors, @Schraubenkapsselwerk and the like. In technology, these compressors have so far not had any practical significance, be it because one did not know the development possibilities in them or they were in developed a form which in no way corresponded to its peculiarity and was therefore doomed to failure from the outset.
According to the invention, the usable both as a compressor and as a motor 'screw machine consists of two or more cooperating screw gears, of which .Das one teeth with convex and the other with concave flanks be seated and together with the housing enclosing them to content changeable workspaces for that respectively to be condensed. Forming expanding working media, the enclosed working spaces and the inlet and outlet for the working fluid are arranged in relation to one another in such a way that the inlet in a working space only closes when the helical gears rotate,
after this space has reached its full volume, and that the outlet remains in open connection with the working space until the volume of the working space has been reduced to zero, with the helical gears having play both under themselves and against the housing wall.
The previously known screw compressors certainly had no practical value in the first place because it was not known that such machines only work successfully at very high peripheral speeds. If z. If, for example, the proposal has been made in various embodiments to drive one rotor by another, this measure alone limits the circulation of such compressors to a speed range which precludes any practical use.
Further details of the invention can be found in the following description of the Auaführunb examples shown in the drawings. There are shown: FIG. 1 an external view of the housing of a cylindrical screw compressor according to the invention, FIG. 2 is a side view of this housing, FIG. 3 is a view from above.
In this view, the inlet connection of the compressor is also shown, Fig. 4 shows a section of the compressor along the line 4-4 in Fig. 3, Fig. 5 shows, on an enlarged scale, a section through the compressor along the line 5-5 of Fig 6, Fig. 6 a section according to:
the line 6-6 in Fig. 5, Fig. 7 is a section along the line 7-7 in Fig. 6, Fig. 8 is a section along the line 8-8 in Fig. -6, Fig. 9 is a partial view of a Screw wheel, seen in the axial direction, Fig. 10 is a section along the line 10-10 in Fig. 9, Fig. 11 is a section along the line 11-11 in Fig. 1'0,
1'2 shows a compressor with conical screw gears of unequal diameter. 13 and 1-4 the entry respectively. From the outlet side of a compressor with conical helical gears of the same diameter., FIG. 15 shows a constant pressure gas turbine system equipped with a compressor according to the invention and FIG. 16 shows a gas turbine system in which both the compressor and the gas turbine are designed as screw machines according to the invention.
In the embodiment shown in FIGS. 1 to 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 the one shown in FIG Maintains cross-sectional shape. In the example shown, the helical gears have mutually different diameters of such a size that the pitch circle diameter of the larger wheel is equal to the tip diameter of the small wheel.
On the inlet side of the compressor, the housing has a flange <B> 18 </B> to which the inlet connector 20 is screwed. The inlet clip is with the help of ribs 22 BEZW. 24 with essentially cylindrical cast pieces 26 respectively. 2-8, 30 connected, which respectively in the inner ball bearings 32. 34 record (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 1.2 is mounted in a ball bearing 40 which is supported by the housing 16. In addition to the ball bearing 40, a gear 42 is arranged, which environment is secured together with the ball bearing by a nut 44 against axial displacement and cooperates with a gear 46 that sits on the right end of the helical gear 14.
On both sides of the ball bearing 32, rings 48 and 50 are screwed to the cast piece 26, which are designed as oil traps to prevent lubricating oil from escaping from the space 52. Similar oil traps are also arranged on the high pressure side in such a way 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 fastened to the stationary part 26 and also provided with sealing rings, form a labyrinth seal . Another labyrinth seal 64 is provided between the cylindrical surfaces of the circumferential end piece 38 and the fixed part 26, which are close to one another.
The space between the two seals is connected to a connector 66 which is connected to the high pressure side of the compressor by a line not provided, so that the space between the seals is constantly under the pressure generated by the compressor.
The pressure medium introduced through the nozzle 66 in the direction of the arrow 68 flows through the two labyrinths under relaxation and exerts a pressure on the end piece 38 in the axial direction to the right, following the pressure created by the compression and acting on the helical gear left direction ended axial pressure counteracts or. With a suitable dimensioning .der the ra-media surface of the end piece 38 compensates for this pressure completely.
This pressure equalization is independent of the current compressor output respectively. of .the height 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 as the final compressor pressure.
After flowing through the labyrinth, the pressure medium flows off partly in the direction of arrow 70 and partly through an opening in the stationary 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 wheel are hollow. In the cavity created in this way, a tube 76 is placed and held by welded-on blocks 78 and spacer rings 80 in such a position that a certain gap is gebil det between the tube and the inner walls of the cavities surrounding it. The device last described is used to cool the helical gear and the bearings. The housing 16 is closed on the right-hand side by a cover 82 through which two nozzles 84 and 86 are passed.
The nozzle 84 extends into the interior of the tube 7, 6 and serves to supply cooling liquid for the screw wheel 12. The cooling liquid flowing in through the nozzle 84 first flows inside the tube 76 in the direction: the arrows 88, return the left end of the tube 76 because the cavity in the end piece 3.8 is closed on the left side by a screw 90, and then flows back in the direction of the arrows 92 on the outside of the tube 76 and finally enters 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. Liquid penetrating to the left of the shaft is thrown from the flange 99 erbge by centrifugal force.
The left bearing 84 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 limited on both sides by oil traps 98 and 100. Likewise, the bearing 102 on the high pressure side of the helical gear 14, as well as the gear 46 of oil traps 104 and 106, are enclosed in order to prevent the ingress of lubricating oil both towards the side of the compressed medium and into the space 94.
The oil traps 54 and 104 serve at the same time to protect the space 120 containing the bearings 40 and 102 and the gears from the radiation of the compressed hot medium.
The means for reducing or compensating for the axial pressure of the screw wheel 14 are net angeord in the following manner. On the left end of the shaft 108 of the helical wheel 14, a washer 110 provided with annular sealing strips is fastened by means of a screw 112 closing the cavity of the shaft 108. A cover 114 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.
Through an opening 116 in the cover 114, pressure medium, suitably from the medium compressed in the compressor itself, is supplied which 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 adaptation of the counter pressure to the axial pressure of the helical gear.
The released pressure medium exits through the opening 115.
The cooling of the screw wheel 14 and the two bearings 34 and 102 takes place in the same way as the cooling of the screw wheel 12 and the associated bearings described above. The cooling liquid flows through the nozzle 8-6 into the inner tube 118 and on the outside of this tube back into the space 94, from where it flows off through the outlet opening 96 together with the cooling liquid heated in the helical gear 12 .
The inner surface of the hollow space of the shaft coated by the cooling liquid respectively. As can be seen from FIG. 5, the helical gear 14 is designed to be corrugated in order to enlarge 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 is expediently compressed in the compressor, cooled air or the like before being introduced into the room 120.
In addition to the internal cooling described, cooling is also provided for the housing, which is designed to be hollow on the high-pressure side for this purpose, so that cooling liquid can circulate through the cavities 124. This arrangement serves not so much for the actual cooling as much more: to keep the relevant parts at the same temperature as possible, so that the clearances between the rotors and the housing can be measured 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 screw wheels 12 and 14, which are expediently designed with inclined Az.hnen. have moved as close as possible to the bearing that absorbs the axial pressures so that they always remain precisely adjusted regardless of temperature fluctuations.
The drive of the compressor described takes place on the end flange 126, which is connected by dis., Screw 90 to the end piece 38 and the labyrinth disks 58 and 60, and the inner races of the ball bearing 32 against axial displacement, secures.
That means to be compacted, e.g. B. air, is sucked in in the direction of arrows 128 and leaves the compressor through the outlet 130 shown in FIGS. 6 and 7. As shown in FIG. 5 for the sake of clarity, the two rotors 12 are somewhat exaggerated and 14 to each other .sas well as 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 properly maintain the mutual distances between the rotor and the housing, a very ... careful design of the bearings and the gear drive is necessary.
The transmission of the movement of the externally driven rotor 12 to the second rotor 14 is therefore only carried out by means of the gears, but not by direct engagement of the two screw profiles, because there is always a margin between the latter. In order to ensure compliance with the intended margins, it is not enough to prevent the carriages from being adjusted in the radial direction, but it must also be ensured that no mutual axial displacements of the carriages occur can.
For this purpose, in addition to careful design of the bearings = 1.0 and 102 absorbing the axial pressures, a certain compensation can be created by changing the pressure, which is indicated at 68 or. 116 supplied pressure medium on the end piece 38 respectively. the discharge piston 110 exerts.
The runners 12 and 14 are cylindrical and provided with a three-start Ge thread, the profile shape of which can be seen in FIG. In order to obtain a reduction in the compression spaces towards the pressure side when using cylindrical helical gears whose thread does not extend over the entire periphery, i.e. less than <B> 360 '</B>, when the rotor rotates Screws with a decreasing pitch towards the pressure side, so that between two successive turns of a screw,
The space enclosed adjacent to the 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 consistently have an unchanged pitch and the reduction in compression spaces is achieved in the following way.
The end faces of the screw profiles located 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 132, 134 (Fig. 5) of the housing, so that an un indirect connection from the spaces enclosed between the helical gears to the outlet nozzle is only along a certain part of the circumference of the runner be, in the example shown along the part 136-138-140 (Fig. 6).
The remaining part of the circumference is covered partly by the radial housing walls 1.32, 134 and partly by special slides 142 and 144, the purpose of which is explained below.
If we now consider a specific one of two successive turns of a screw. the adjacent parts of the space enclosed on the screw and the housing, this space migrates as a result of the rotation of the rotor in the axial direction from the suction side to the pressure side, without the contents of the space and the pressure of the enclosed therein initially change it.
But as soon as this space has shifted towards the pressure side until the foremost part of the room has reached the end of the helical gears, i.e. the face of the runners facing the pressure side, the content of the space begins to decrease because the outflow side through the housing parts 132, 1:14 respectively. is closed by the slide 142 and 144.
The 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 in accordance with the reduction in space. The compression continues until an edge of one of the. Space limiting profile reached the point 136 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 both axially and radially .
From the process of compression just described, it now follows that the medium is compressed to a higher pressure the closer the points 136 and 140 are to one another, and to a lower pressure the further these points are from one another are removed because 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. The illustration in FIG. 6 shows that the free circumference between points 136 and 140 can be enlarged by pulling out the slide 142 and 144. 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 hole so that it is .rotatably mounted in a bearing consisting of two parts 152 and 154 by rotation of the spindle 150, but not displaceably in the axial direction , open resp. can be closed. The slide 142 is slidably introduced in a similar manner by rotation of a ge in a bearing 156, 158 superimposed spindle 160.
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 out without turbulence. These inserts who held the by screws 1,6,6 and 168 in place.
9 to 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 arranged in the direction of the circumference 172 and 17.1. Furthermore, Rip pen 176 on the face of the screw profiles and ribs 178 on the head side of the profiles directed against the housing are seen before. The arrangement of the sealing ribs 178 mentioned last is shown on a larger scale in FIG.
The 'screw compressor shown in Fig. 12 differs from the one previously described essentially in that it has conical helical gears. As the rotor rotates, the content of a closed frame moving towards the pressure side becomes gradually smaller and the pressure of the agent enclosed therein increases accordingly. Here, therefore, no partial covering of the face of the helical gears directed towards the pressure side is required, because the compression takes place as a result of the conicity of the screws, so that the compressed agent can flow away directly from the rotors.
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 1.82 have different diameters of such a size that the pitch circle of the larger wheel coincides with the tip circle of the smaller Ra of 180. The wheel 1-80 is mounted on the low-pressure side in a ball bearing 184, which is arranged in the part 188 cast in one piece with the housing 186 and 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 19,6 is accommodated. The bearing and the bevel gear are again enclosed by oil traps 19-8 and 200.
An external cooling of the compressor respectively. the bearing on the high pressure side is not provided for in this version. So that the position of the bearing axis remains unaffected by thermal expansion, the bearing housing 202 is held by three radially directed bolts? (@ 4 screwed into the housing of the compressor, so that it can expand and contract unhindered in the radial direction without changing the position This is of great importance so that the play between the screw wheels is always precisely maintained.
The means for relieving the screw gear 180 from the axial pressure generated during compression are here the same as with the screw gear 1-4 of the embodiment described above according to FIG. 5. Pressure medium is taken from the high pressure side of the compressor and through an opening 206 in the cover 208 to the relief piston 210, which is attached to the shaft of the rotor 180 and provided with labyrinth rings, on which it exerts a pressure opposite to the axial pressure.
After relaxation in the labyrinth rings, the pressure medium flows out through the opening 212.
The storage of the helical gear 182 he follows in ball bearings 214 and 216, which are ver in the axial direction with respect to the bearings 184 and 194 of the helical gear 180 is set. The bearing 214 is enclosed by the oil traps 218 and 220, while the space 222, in which the bearings 194 and 216 receiving the axial pressures and the two bevel gears 196 and 224 are accommodated, is delimited by oil traps 226 and 228.
The housing 280 of the bearing 216 is also held by radial guide bolts 232 in such a way that it can indeed move under the influence of changing temperature, but that the position of the axis remains unchanged.
In order to compensate for the axial pressure of the rotor <B> 182 </B>, a washer 234 provided with sealing rings is screwed onto the end face of the rotor facing the low pressure side. Pressure medium can be passed at 236 and passes through the bore 2-38 from the inside onto the disk 234, on which it exerts a pressure opposite to the axial pressure of the screw wheel 182. The pressure medium flows under relaxation partly through the labyrinths of the disk 23.4 radially outwards and partly through a second labyrinth seal 240 and through an opening 242.
The compressor is also cooled here through cooling channels that are seen inside the rotor. Cooling liquid flows through the two runners separately through nozzles 246 respectively inserted in the cover 244. 248 and initially gets into the interior of tubes 250 respectively. 252, which flows through it in the sense of the arrows drawn from the high pressure side to the low pressure side, whereupon it flows back in the opposite direction on the outside of the pipes and enters space 254 and from there flows off through the nozzle 2a: 6.
The wall 257 and the flanges 2e59 and 2,61 serve the same purpose as the corresponding parts 97 and 99 in FIG.
The compressor is driven by the flange 264. The medium to be compressed enters the compressor through the annular channels 258 and 260, is guided axially to the right by the screws under pressure increase and finally reaches the pressure chamber 262, from where it is fed to its point of use through a discharge line not shown.
In the fig. 13 and 14, the low pressure side and the high pressure side of a United poet are shown, which consists of two conical helical gears 2-66 and 268 of the same size. The screw wheel 266 is screwed in its left end to an end piece 270 which is stored in a plain bearing 272 ge. The bearing is bounded on one side by a cover 274 and on the other side by oil traps 276.
The right end of the helical gear 266 is mounted both in a plain bearing 278 and, through the intermediary of a bolt 280 screwed to the rotor, in a ball bearing 282 which absorbs the axial pressure. The bevel gear 284 is arranged next to the bearings. The bolt 980 has an axial opening 286 on its right side, into which a tube 2 $ 8 is inserted for the purpose of supplying Kühlflüs fluid. The bearing housing 290 is also held here by three radial bolts 292.
The means for relieving the screw wheel in the axial direction are here diesel ben as those for relieving the screw wheel 182 in Fig. 12 described. Pressure medium is supplied at 294 and, after flowing through the two labyrinth seals 296 and <B> 2298 </B>, flows at 300 and 302 from.
The storage and relief of the helical gear 268 agree completely with the storage described above and respectively. Relief of the helical gear 266 coincide, so that a description of the same is necessary. At 304 the supply and at 306 the discharge of lubricating oil for the bearing on the low-pressure side is indicated, while 308 and 310 denote the corresponding lubricating oil connections for the bearing on the high-pressure side. At 312, pressure medium that has passed through the seal 314 can be diverted.
The medium to be compressed, which is sucked through the channels 31, 6 and 318, reaches the pressure chamber 322 provided with baffles 320 and from there into the outlet line after compression has taken place. The compressor is driven at 32.4.
15 and 1.6 show two examples of the use of the screw machines according to the invention in gas turbine plants. 15 shows a compressor 326 executed according to the invention in a somewhat schematic representation. The helical gear 328 is journalled at 330 and 332. The device for equalizing the axial pressure is indicated at 334, the opening for the supply of pressure medium at 336.
The second helical gear 33-8 is connected to the shaft of a gas turbine 342 with the aid of a coupling 340 and is driven by this. The two screw edges are connected to one another by gears 344 and 346.
The compressor draws air at 348. The compressed air passes through the discharge line 350 into a combustion chamber 352, into which fuel is introduced through the nozzles 354 and 356. After combustion has taken place, the propellant passes through lines 3.58 or. 360 respectively in the turbines 342. 362.
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 is conducted outside as cooling air around the actual combustion chamber and between the axial pipes up to the turbines. The turbine 362 drives an electrical generator 3.66. The exhaust gases from the turbines occur at 368 respectively. 370 off.
The above-explained and described enclosed visual machines are shown in their mode of operation as a compressor. But they are reversible machines and can therefore also be used as motors, e.g.
B. as gas turbines run. An example: FIG. 16 shows this schematically on the basis of a gas turbine system. The same again contains a visual compressor 372, which sucks in air at 37.1 and, after it has been compressed, presses it into the combustion chamber 376.
The gas turbine .is here as a screw machine according to: the same principles that have been explained above for the construction of the compressor age.
In the case of a motor, the propellant flows s @ elbstvemstän: dlich in spaces, the volume of which increases from the inlet side to the outlet side, with the propellant giving off work while expanding. The consumption of the useful power of the turbine 378 takes place at the coupling 3.80.
The screw compressors shown in FIGS. 1 5 and 1! 6 respectively. the turbine 378 are shown with cylindrical helical gears, but they can of course also be provided with conical gears, for example in the manner of FIGS. 12 to 14.
Finally, in FIG. 16, relief devices 382 and 384 are indicated for: the lower helical gears of the compressor and the turbine.
As can be seen from the exemplary embodiments shown, the enclosed working spaces and the inlet and outlet for the working medium are arranged in such a way that the inlet to a working space only closes when the helical gears rotate after this space has reached its full volume has reached, and that the outlet remains in open connection with the working area until the volume of the working area is reduced to zero.