Rotationsmaschine. Die vorliegende Erfindung betrifft Rota- tionsmasehinen vom Zahnradtyp. Die Rota tionsmaschine kann dabei als Kompressor für die Komprimierung eines gasförmigen Me diums oder als Motor zur Arbeitserzeugung a.li gebildet sein.
Rotationsmaschinen dieser :Irt sind beispielsweise beschrieben im USA.- Patent Nr. 2174ä22. Die Zahnräder, und in erster Linie diejenigen mit konkaven Zahn eUten, sind gemäss diesem Patent mit unter- sehnittenen und in ihrer Längsrichtung schraubenförmig verlaufenden Zähnen oder Gewindegängen ausgebildet.
Die Gewinde- ganglä.nge ist so im Verhältnis zur Gewinde steigung bemessen, dass der Gang nicht einen ganzen Umfang einnimmt, und die Kompres sion des Arbeitsmediums (bei Kompressoren) findet im Gangzwischenraum statt, der hach dem Ablauf zu von der abtriebsseitigen Stirnwand des Gehäuses abgeschlossen wird. Die Tiefe der Gangnuten soll mit Rücksicht auf die Kapazität der Rotationsmaschine möglichst gross sein.
Mit Rücksicht auf die dynamischen und volumetrischen Verluste bekannter Maschinen hat man bei gewis ser Gangtiefe nicht die Möglichkeit, die Zahnräder nur mit Hinsicht auf ihre Festig keit zu dimensionieren. Der Aussendurch messer der Zahnräder wird daher in der Pra xis abhängig von der Gangzahl. Dies führt einerseits mit sich, dass die Schraubenräder mit konkaven Gangnuten bei geringer An zahl. z. B. bei drei Gängen, zu schwach wer- den, um den seitlich auf die vom Arbeits medium wirkenden Druck bei der Arbeit der s5 Maschine aushalten, zu können.
Man kann daher aus Festigkeitsgründen genötigt sein, die Ganganzahl zu vergrössern, obwohl dies bei bekannten Ausführungen des in Rede stehenden Typs auf die Eigenschaften der 4o Maschine in anderer Hinsicht ungünstig ein wirkt. Die Erfindung geht von dieser an und für sich weniger vorteilhaften Ausführung aus und bezweckt, diese so abzuändern, dass sie eine grössere Kapazität bei gleichzeitiger 4s Herabsetzung der Verluste besitzt.
Dies wird dadurch erreicht, dass sie mindestens zwei in Eingriff mit einem dazwischenliegenden Zwi schenzahnrad stehende Seitenzahnräder be sitzt, dass die Zähne in ihrer Längsrichtung 5o schraubenförmig mit einem Umfangswinkel von weniger als<B>3600</B> gewunden sind, dass die Zahnanzahl im Zwischenrad grösser als in den Seitenzahnrädern ist, die je wenigstens drei Zähne haben, dass die Zahnräder eine 55 Volumenänderung der Arbeitsräume dann herbeiführen, wenn diese beim Arbeiten der Maschine so-,wohl vom Einlass wie vom Ab lauf des Arbeitsmediums getrennt sind,
und dass zu jedem Seitenzahnrad ein separater 6o Einlass und ein separater Ablauf in dem die Zahnräder umgebenden Gehäuse gehört.
Die Erfindung soll im folgenden an Hand der in der beiliegenden Zeichnung gezeigten Ausführungsbeispiele näher beschrieben wer-<B>65</B> den. In Fig. 1 ist ein horizontaler Längsschnitt durch einen erfindungsgemäss ausgeführten Schraubenradkompreszor im Schnitt nach der Linie I-I von Fig. 2 gezeigt.
Fig. 2 ist ein Querschnitt nach der Linie II-II von Fig.1.
Fig. 3 ist ein Querschnitt nach der Linie III-III von Fig. 1.
In Fig. 4 ist ein zum Kompressorgehäuse gehörender Enddeckel gezeigt, in Projektion gemäss der Linie IV-IV von Fig. 1 gesehen.
Fig. 5 zeigt den Kompressor in einer Aussenansicht von oben.
Fig. 6 ist ein schematischer Querschnitt der .Schraubenräder des Kompressors.
Fig. 7 zeigt schliesslich eine andere Aus führungsform eines Schraubenkompressors gemäss der Erfindung von oben gesehen, wobei gewisse Teile weggeschnitten sind.
In der Ausführungsform gemäss Fig. 1 bis 6 bezeichnet 10 ein mittleres Schrauben rad (Zwischenzahnrad) mit unterschnittenen konkaven Zähnen oder Gängen 12, mit dem im vorliegenden Fall zwei Seitenschrauben räder 14, 16 mit konvexen Zähnen oder Gän gen 18 in Eingriff stehen. Die Zahl der seit lichen Schraubenräder kann jedoch grösser als zwei sein. Das mittlere Schraubenrad 10 hat vorzugsweise mindestens sechs, im vorliegen den Fall sieben durch Gangnuten 20 vonein ander getrennte Gänge.
Die Seitenschrauben räder 14, 16 haben bei der gezeigten Aus führungsform drei Gänge 18, doch kann die Zahl auch grösser sein; sie soll aber keines i falls so gross sein wie die Gangzahl des Ra des 10. Die- Zahl der Gänge des Schrauben rades 10 ist zweckmässig doppelt so gross oder noch grösser als die der Schraubenräder 14. 16. Die Form der Gänge 12, 18 bzw. der Nuten 20 ist in oben genanntem Patent näher beschrieben worden, auf welches zu deren näherer Beschreibung hingewiesen werden kann.
Die Gewindegangflanken der unterein ander gleich ausgeführten Seitenschrauben räder 18 haben somit vorzugsweise teils die Form von Kreisbogen und teils von Epizy- kloiden, die von der mit der entsprechenden Gangflanke zusammenwirkenden Aussenkante der Gangnut des mittleren Schraubenrades bestimmt und erzeugt werden. In entspre chender Weise :sind die Gangnuten 20 ge formt, so dass eine bestmögliche Dichtung zwischen den Schraubenrädern erhalten wird.
Die Schraubenräder 10, 14, 16 haben vor zugsweise zylindrische Form, und deren Gänge erstrecken sich über einen Umfangs- winkel von weniger als 360 .
Die Schraubenräder.sind mit einem klei nen Dichtungsspalt in einem Gehäuse 22 ein geschlossen. Sie sind an den Enden mit Zap fen 24 versehen bzw. verbunden, die in Lö cher 49 (Fix. 3. und 4) des Gehäuses bzw. dessen Deckel 26 eingeschoben sind und von Lagern 28 getragen werden. In Fig.1 hat das mittlere Schraubenrad einen aus dem Ge häuse herausragenden Teil 30, über den das Antriebsmoment von einem Antriebsorgan. z. B. einem Motor, über Zahnräder 31, 33 auf die Seitenschraubenräder übertragen wird.
Es kann statt dessen jedoch auch das eine oder andere der Seitenschraubenräder antreibend sein, indem es mit aus dem Gehäuse heraus ragenden Zapfen ausgebildet wird, wie dies bei 32 in Fig. 1 mit strichpunktierten Linien angedeutet ist. Welche Antriebsweise ange wandt werden soll, hängt von der Geschwin digkeit des Antriebsmotors ab, da die Seiten schraubenräder schneller umlaufen als das mittlere Schraubenrad.
Das mittlere Schraubenrad 10 und das Seitenschraubenrad 14 einerseits sowie das Schraubenrad 10 und das Schraubenrad<B>16</B> anderseits besitzen je einen Einlass und einen Ablauf, deren Anschlussstutzen an das Ge häuse 22 mit 34, 36 bzw. mit 38, 40 bezeich net sind. Die beiden Einlässe 34, 38 sind an dem gleichen Ende des Kompressorgehäuses jedoch an entgegengesetzten Seiten desselben gelegen. Das gleiche gilt für die Abläufe 36, 40, die an dem andern Ende des Kompressor gehäuseS liegen.
Die Kompression des, gasför migen, zu komprimierenden Mediums erfolgt in den von den Schraubenrädern gebildeten Zwischenräumen, die radial nach aussen durch das Gehäuse 22 und nach den Enden zu durch je eine ebene Stirnwand des Ge- häuses und des Deckels begrenzt werden. Um günstige Einströmverhältnisse zu erhal ten, geht der Einlassstutzen 34 in eine Aus nehmung 42 des Deckels 26 von der gezeig ten, an sich bekannten Form über. Der Ein lassstutzen 38 geht in eine Ausnehmung- 44 von gleicher Form im Deckel 26 über.
Die Einströmung des Gases kann zum Teil vor zugsweise auch radial erfolgen, wie aus Fig. 5 hervorgeht, in der ein Teil der Schrau benräder 10, 16 unmittelbar unter dem Rohr- stutzen 38 Sichtbar ist.
Auch an der Ablauf seite des Kompressors besitzt die betreffende Stirnwand des Gehäuses 22 gleichfalls in be- kannterWeise Ausnehmungen 46, 48 von der gezeichneten Form, so dass eine hinsichtlich der Strömung günstige Verbindung mit dem .-1.blaufstutzen erhalten wird, wenn die Kom- pression gegen die Stirnwand des Gehäuses den gewünschten Wert erreicht hat. Das komprimierte Gas geht auch radial durch Üffnungen 50 bzw. 52 der gezeigten, an sich bekannten Form ab.
Bei der Arbeit des Kompressors entstehen zwischen den Gängen und dein Gehäuse ein aehliesslieh dessen Stirnwand und dem Deh- kel voneinander getrennte, geschlossene Räume, in denen die Kompression des Gases vor Öffnung des Ablaufes stattfindet. Das zum Beispiel durch den Einlass 38 kommende gasförmige Medium wird zum Teil zwischen den ineinander eingreifenden Gängen der Schraubenräder 10 und 16 nach dem Ablauf < 10 geführt.
Der restliche Teil dieses Me diums iv ird jedoch durch Zwischenräume ge führt, die von dem mittleren Schraubenrad 10 und dem Seitenschraubenrad 14 sowie dem zwischen den Kanten 54 und 56 gelege nen zylindrischen Teil des Gehäuses begrenzt -erden. Dieser Teil des Arbeitsmediums geht durch den Ablauf 36 ab. In gleicher Weise teilt sieh die durch den Einlass 34 eintretende Gasmenge in zwei Ströme, von denen der eine durch den Ablauf 40 abgeht. Die beiden Ein lässe 34, 38 und/oder die beiden Abläufe 36.
9 0 können miteinander verbunden werden, so dass der Kompressor eine gemeinsame Einlass- bzw. Ablaufleitung erhält. Der Kompressor kann zur Kompression auf zwei verschiedene Enddrücke ausgebildet werden. Es ist dann zweckmässig, obwohl nicht notwendig, die Ablauföffnungen 46, 50 und 48, 52 verschieden gross auszuführen, so dass die im Kompressor eingeschlossenen Gasmengen ihn erst verlassen, nachdem sie auf verschiedene Drücke komprimiert wor den sind.
Von wesentlicher Bedeutung ist, dass der Umfangswinkel der Gänge des mittleren Schraubenrades 10 richtig bemessen zum Umschliessungswinkel zwischen den Kanten 54, 56 des Gehäuses ist. In Fig.6 ist mit vollen Linien eine Gangnut 20 eingezeich net, deren dem Beschauer zugekehrtes vor deres Ende bei der Rotation des Schrauben rades in eine solche Lage gekommen ist, dass ihre Rückkante vorn eben die Kante 56 des Gehäuses erreicht hat.
Damit ein offener Weg zwischen dem Einlass 38 auf der einen und dem Ablauf 36 auf der andern Seite des Schraubenrades 10 nicht bestehen soll, darf die Steigung der Gangnute 20 nicht grösser sein, als dass deren Vorderkante hinten nicht zum Punkt 54 gelangt, was einem Umfangs winkel a1 gemäss Fig. 6 für den Gang ent spricht. In Wirklichkeit kann man jedoch mit einer Überdeckung um einen gewissen Winkel a2 arbeiten, so dass das hintere Ende des Ganges sich an der mit 20' bezeichneten Stelle in Fig. 6 befindet.
Eine derartige Überlagerung, die also bewirkt, dass bei der Rotation der Schraubenräder die Gangzwi schenräume während eines gewissen Augen blickes gleichzeitig mit dem Einlass und Ab lauf kommunizieren, kann ohne Nachteil an gewandt werden, weil die Überstromfläche am Einlass bei Beginn der Kommunikation sowie das Kompressionsverhältnis des Kom- pressors relativ gering sind und die durch den Gangzwischenraum vom Ablauf nach dem Einlauf gehende Druckwelle den Einlass nicht erreicht, bevor dieser geschlossen wird. Bei einer Gangtiefe h = 0,
25 X Aussen durchmesser der Seitenschraubenräder und mit drei Gängen in diesen Schraubenrädern sowie mit sechs Gängen im mittleren Schrau benrad erhält die Gangnut des letzteren zweckmässig einen Umfangswinkel a,. = 48 oder ungefähr diesen Wert, bzw. bei Über deckung einen Umfangswinkel al -f- a, = 58 oder etwa diesen Wert. Bei erhöhter Gang zahl am mittleren Schraubenrad werden diese Winkel zweckmässig grösser gewählt.
So kön nen die Umfangswinkel a, bzw. a1 + a, bei acht Gängen am mittleren .Schraubenrad etwa 66 bzw. 75 betragen.
Aus obigem geht hervor, dass die Ver- windung der Gänge des mittleren Rades zwi schen dessen Stirnebenen bedeutend weniger als 360() beträgt. Die Rotationsmaschine kann gemäss der Gleichung<I>G =</I> n # <I>g</I> -i- <I>n - x</I> ge baut werden, wobei G die Zahnzahl des Zwi schenrades, g die Zahnzahl der Seitenzahn räder, n die Anzahl der Seitenzahnräder und x eine ganze Zahl von gewisser Grössenord nung grösser oder kleiner oder auch = 0 ist.
Man hat somit sehr grosse Möglichkeiten, die Rotationsmaschine den von Fall zu Fall gel tenden. Bedingungen anzupassen.
Die Ausführungsform gemäss Fig. 7 un terscheidet sich von der vorliergehenden im wesentlichen nur dadurch, dass die Schrau benräder als Doppelschraubenräder ausgebil det sind, das heisst, jedes Schraubenrad ist aus zwei Schraubenrädern gemäss den vor hergehenden Figuren zusammengesetzt mit nach entgegengesetzter Richtung gewundenen Gängen, die einander in der- Mitte bei der Linie 60 treffen. Der Kompressor erhält hierdurch zwei Abläufe oder zwei Einlässe an jedem Ende.
Im vorliegenden Fall hat der Kompressor zwei Einlässe 62, die an der einen (obern) Seite des Kompressors gelegen sind und zwei Einlässe 64, die an der ent gegengesetzten (untern) Seite des Kompres sors gelegen sind. Die Abläufe :
sind nach der Mitte des Kompressors verlegt, so dass den Einlässen 62 ein. Ablauf 66 an der Unter seite des Kompressors und den Einlässen 64 ein Ablauf 68 an dessen Oberseite entspricht. Auch bei dieser Ausführungsform. teilt sich das durch einen Einlass eingesaugte Gas in zwei Ströme, so dass es nach beiden Abläu- fen geführt wird.
Die Einlässe und Abläufe haben ebenso wie in dem vorhergehenden Bei spiel eine Form, die günstige Ein- bzw. Aus- strömverhältnisse ergeben. In Fig. 7 sind die Einlass- und Ablaufstutzen für die auf der Oberseite sichtbaren Einlässe 62 und den Ablauf 68 weggeschnitten. Durch diese Öff nungen sind daher das mittlere Schrauben rad 70 und die Seitenschraubenräder 72, 74 sichtbar.
Sämtliche Schraubenräder haben im übrigen-die gleiche Form, die oben beschrie ben worden ist, mit Ausnahme, dass jedes aus zwei Einzelschraubenrädern mit gegen einander verlaufenden Gängen aufgebaut ist. Der Kompressor gemäss dieser Ausführungs form hat, wie aus der Fig.7 hervorgeht, zwei Enddeckel 76.
Die Erfindung ist natürlich nicht auf die gezeigten Ausführungsformen beschränkt, sondern kann in verschiedener Hinsicht im Rahmen des folgenden Patentanspruches ab geändert werden. Ein gemäss der Erfindung ausgeführter Motor kann im Prinzip entspre chend dem obigen Ausführungsbeispiel (Kom pressor) ausgeführt sein.
Rotary machine. The present invention relates to gear type rotary machines. The rotary machine can be designed as a compressor for compressing a gaseous medium or as a motor for generating work a.li.
Rotary machines of this type are described, for example, in U.S. Patent No. 2174-22. According to this patent, the gears, and primarily those with concave teeth, are designed with teeth or threads extending underneath and helically in their longitudinal direction.
The thread length is dimensioned in relation to the thread pitch so that the thread does not take up an entire circumference, and the compression of the working medium (with compressors) takes place in the gap between the threads, which runs off from the end wall of the housing on the output side is completed. The depth of the thread grooves should be as great as possible, taking into account the capacity of the rotary machine.
Taking into account the dynamic and volumetric losses of known machines, with a certain thread depth you do not have the option of dimensioning the gears only with regard to their strength. The outer diameter of the gears is therefore in practice dependent on the number of gears. On the one hand, this means that the helical gears with concave thread grooves are low in number. z. B. with three gears, become too weak to be able to withstand the pressure exerted on the side by the working medium when the s5 machine is working.
For reasons of strength, it may therefore be necessary to increase the number of gears, although in known designs of the type in question this has an unfavorable effect on the properties of the 40 machine in other respects. The invention is based on this embodiment, which is in and of itself less advantageous, and aims to modify it so that it has a greater capacity with a simultaneous 4s reduction in losses.
This is achieved in that it sits at least two side gears in engagement with an intermediate intermediate gear, that the teeth are helically wound in their longitudinal direction 5o with a circumferential angle of less than 3600, that the number of teeth in The intermediate gear is larger than in the side gears, which each have at least three teeth, so that the gears bring about a change in volume of the working spaces when they are separated from the inlet and outlet of the working medium while the machine is working,
and that each side gear has a separate 6o inlet and a separate outlet in the housing surrounding the gears.
The invention is to be described in more detail below with reference to the exemplary embodiments shown in the accompanying drawing. In FIG. 1, a horizontal longitudinal section through a helical gear compressor designed according to the invention is shown in section along the line I-I of FIG.
Fig. 2 is a cross section along the line II-II of Fig.1.
FIG. 3 is a cross section along the line III-III of FIG. 1.
In FIG. 4, an end cover belonging to the compressor housing is shown, viewed in projection along the line IV-IV of FIG.
Fig. 5 shows the compressor in an external view from above.
Figure 6 is a schematic cross-section of the helical gears of the compressor.
Finally, FIG. 7 shows another embodiment of a screw compressor according to the invention, seen from above, with certain parts being cut away.
In the embodiment according to FIGS. 1 to 6, 10 denotes a central screw wheel (intermediate gear) with undercut concave teeth or gears 12, with which in the present case two side screw wheels 14, 16 with convex teeth or gears 18 are in engagement. However, the number of helical gears on the side can be greater than two. The middle helical gear 10 preferably has at least six, in the present case seven gears separated from one another by gears 20.
The side screw wheels 14, 16 have three courses 18 in the embodiment shown, but the number can also be larger; but it should not be as large as the number of turns of the Ra of 10. The number of turns of the helical wheel 10 is expediently twice as large or even greater than that of the helical gears 14. 16. The shape of the gears 12, 18 or The grooves 20 have been described in more detail in the above-mentioned patent, to which reference can be made for a more detailed description thereof.
The thread flanks of the side screw wheels 18, which are identical to one another, are thus preferably partly in the form of circular arcs and partly of epicycloids, which are determined and generated by the outer edge of the thread groove of the central helical gear interacting with the corresponding thread flank. In a corre sponding manner: the gear grooves 20 are shaped so that the best possible seal between the helical gears is obtained.
The helical gears 10, 14, 16 are preferably cylindrical in shape, and their turns extend over a circumferential angle of less than 360.
The helical gears are closed with a small sealing gap in a housing 22. They are provided or connected at the ends with Zap fen 24 that are inserted into holes 49 (Fix. 3 and 4) of the housing or its cover 26 and are supported by bearings 28. In Figure 1, the middle helical gear has a housing protruding from the Ge part 30, via which the drive torque from a drive member. z. B. a motor, via gears 31, 33 is transmitted to the side helical gears.
Instead, however, one or the other of the helical side gears can also be driving, in that it is formed with pegs protruding from the housing, as indicated at 32 in FIG. 1 with dash-dotted lines. Which type of drive should be used depends on the speed of the drive motor, as the side helical gears rotate faster than the central helical gear.
The middle helical gear 10 and the side helical gear 14 on the one hand and the helical gear 10 and the helical gear <B> 16 </B> on the other hand each have an inlet and an outlet, their connecting pieces to the housing 22 with 34, 36 or 38, 40 are designated. The two inlets 34, 38 are located on the same end of the compressor housing but on opposite sides thereof. The same applies to the outlets 36, 40, which are located at the other end of the compressor housing.
The compression of the gaseous medium to be compressed takes place in the spaces formed by the helical gears, which are delimited radially outward by the housing 22 and at the ends by a flat end wall of the housing and the cover. In order to get favorable inflow conditions, the inlet port 34 merges into a recess 42 of the cover 26 of the form known per se. The lassstutzen 38 merges into a recess 44 of the same shape in the cover 26.
The inflow of the gas can in part also take place radially, as can be seen from FIG. 5, in which part of the screw wheels 10, 16 can be seen directly below the pipe socket 38.
On the outlet side of the compressor, the relevant end wall of the housing 22 likewise has recesses 46, 48 of the shape shown in a known manner, so that a connection with the.-1. pressure against the front wall of the housing has reached the desired value. The compressed gas also exits radially through openings 50 and 52 of the form shown, known per se.
When the compressor works, an enclosed space is created between the aisles and the housing, which is separated from the front wall and the cover and in which the gas is compressed before the outlet is opened. The gaseous medium coming, for example, through the inlet 38 is partly guided between the intermeshing gears of the helical gears 10 and 16 after the sequence <10.
The remaining part of this medium iv ird, however, ge leads through gaps, which are limited by the central helical gear 10 and the side helical gear 14 and the between the edges 54 and 56 lying cylindrical part of the housing -erden. This part of the working medium goes through the process 36. In the same way, see the amount of gas entering through inlet 34 divided into two streams, one of which exits through outlet 40. The two inlets 34, 38 and / or the two outlets 36.
90 can be connected to one another so that the compressor has a common inlet or outlet line. The compressor can be designed for compression to two different final pressures. It is then expedient, although not necessary, to make the outlet openings 46, 50 and 48, 52 of different sizes, so that the gas quantities enclosed in the compressor only leave it after they have been compressed to different pressures.
It is essential that the circumferential angle of the turns of the central helical gear 10 is correctly dimensioned in relation to the angle of enclosure between the edges 54, 56 of the housing. In Figure 6, a passage groove 20 is drawn in full lines, the viewer facing before the end of the screw has come into such a position during the rotation of the screw that its rear edge has just reached the front edge 56 of the housing.
So that there should not be an open path between the inlet 38 on one side and the outlet 36 on the other side of the helical gear 10, the pitch of the thread groove 20 must not be greater than that its front edge does not reach point 54 at the rear, which is a circumference Angle a1 according to FIG. 6 for the gear corresponds. In reality, however, it is possible to work with an overlap by a certain angle a2, so that the rear end of the aisle is located at the point marked 20 'in FIG. 6.
Such an overlay, which means that when the helical gears rotate, the spaces between the gears communicate with the inlet and outlet at the same time for a certain moment, can be used without any disadvantage because the overflow area at the inlet at the start of communication and the compression ratio of the compressor are relatively small and the pressure wave going through the passage gap from the outlet to the inlet does not reach the inlet before it is closed. With a passage depth h = 0,
25 X outer diameter of the side helical gears and with three turns in these helical gears and with six turns in the middle screw gear, the groove of the latter expediently has a circumferential angle α. = 48 or approximately this value, or in the case of overlap a circumferential angle al -f- a, = 58 or approximately this value. With a higher number of gears on the central helical gear, these angles are expediently selected larger.
For example, the circumferential angles a, or a1 + a, with eight turns on the central screw wheel can be around 66 or 75.
From the above it can be seen that the twisting of the gears of the middle gear between its front planes is significantly less than 360 (). The rotary machine can be built according to the equation <I> G = </I> n # <I> g </I> -i- <I> n - x </I>, where G is the number of teeth on the intermediate wheel, g is the number of teeth on the side gears, n is the number of side gears and x is an integer of a certain order of magnitude greater or less or also = 0.
There are thus very great opportunities to use the rotary machine from case to case. Adjust conditions.
The embodiment according to FIG. 7 differs from the previous one essentially only in that the screw gears are designed as double helical gears, that is, each helical gear is composed of two helical gears according to the previous figures with gears wound in the opposite direction meet each other in the middle at line 60. This gives the compressor two drains or two inlets at each end.
In the present case, the compressor has two inlets 62 which are located on the one (upper) side of the compressor and two inlets 64 which are located on the opposite (lower) side of the compressor. The processes :
are relocated towards the middle of the compressor, so that the inlets 62 are a. Drain 66 on the underside of the compressor and the inlets 64 corresponds to a drain 68 on its top. Also in this embodiment. The gas sucked in through an inlet splits into two streams so that it is guided through both outlets.
As in the previous example, the inlets and outlets have a shape that results in favorable inflow and outflow conditions. In FIG. 7, the inlet and outlet connections for the inlets 62 visible on the top and the outlet 68 are cut away. Through these openings, the middle helical wheel 70 and the side helical gears 72, 74 are therefore visible.
All helical gears otherwise have the same shape that has been described above, with the exception that each is constructed from two individual helical gears with mutually opposing gears. As can be seen from FIG. 7, the compressor according to this embodiment has two end covers 76.
The invention is of course not limited to the embodiments shown, but can be changed in various respects within the scope of the following patent claim. A motor designed according to the invention can in principle be designed according to the above exemplary embodiment (compressor).