Umlaufverdichter mit schraubenförmig verzahnten Rotoren Gegenstand der vorliegenden .Li-finduzi' ist ein Umlaufverdichter mit sehraubenförnii- verzahnten Rotoren, bei denen die Ver7ah- nung des Hauptrotors im wesentlichen konvex und die Verzahnung des Nebenrotors im we sentlichen konkav ausgebildet ist. und die Zahnflanke beim Hauptrotor auf der Druelk- seite eine gegenüber der Zahnflanke auf der Saugseite stärkere Konvexität aufweist.
Bei bekannten Umlaufverdichtern dieser Art, bei welchen also die Zahnform des Hauptrotors unsymmetrisch ausgebildet ist, sind die überströmverhältnisse günstig, doch müssen dabei einige Nachteile in Kauf ge nommen werden. Die beiden Zahnflanken laufen nämlich im Zahnkopf in einer stump fen Spitze zusammen. wodurch der Kopf kreisdurchmesser des Hauptrotors vom Treff punkt der beiden Flanken gebildet wird.
Es äussert. sich also die kleinste fJngenauigkeit bei der Bearbeitung der Zahnflanken in einer entsprechenden Ungenauigkeit des Kopfkrei5- durehmessers. Fabrikatorisch bereitet also die Einhaltung eines genauen Kopfkreisdurch- messers bei dieser Form grosse Schwierigkei ten. Zudem ist auch die Einhaltung eines ge nauen und möglichst kleinen Spiels zwischen dem Zahnkopf und dem Verdichtergehäuse sehr erschwert.
Das Spiel zwischen Zahnkopf und Gehäuse ist aber für die Abdichtungs verhältnisse des Gebläses von ausschlaggeben der Bedeutung, von grösserer Bedeutung als die Länge der Abdichtungslinie zwischen den Rotoren. Eine Vergrösserung dieses Spiels inn nur wenige Hundertstelmillimeter macht sich in einem starken Abfall des volumetrischen Wirkungsgrades bemerkbar,
besonders bei grösseren Druckverhältnissen und bei kleiner Gebläsedrehzahl. Aber auch bei der Einhal tung des gewünschten engen Spiels zwischen dem Zahnkopf des Hauptrotors und dem Ge häuse ist die Abdichtung nicht befriedigend, indem es sieh dabei nur um eine Linien abdichtung handelt. Die für die Leekverluste hauptsächlich verantwortliche Abdichtung zwischen Hauptrotorzahnkopf und Verdicli- tergehäuse ist bei der bekannten Zahnform also schlecht und lange nicht so gut wie die Abdichtung am Zahnkopf des Nebenrotors.
Unter Beibehaltung der Vorteile sind die bei der bekannten unsymmetrischen Profil ausbildung vorhandenen Nachteile gemäss der vorliegenden Erfindung dadurch vermieden, dass zwischen den beiden Zahnflanken des Hauptrotors eine zylindrische Kopfpartie vorgesehen ist, deren Breite mindestens gleich dem 0,7fachen der Breite der zylindrischen Kopfpartie des Nebenrotors ist.
Durch die erfindungsgemässe Massnahme ergibt sich eine Profilausbildung, bei der auch beim Hauptrotor der Kopfkreisdureh- messer eindeutig festgelegt ist und maschinell genau hergestellt werden kann. Der kurzen Abdichtungslinie der bekannten Flankenform wird gemäss der Erfindung auch eine beste Abdichtung zwischen den Rotoren und dem Verdichtergehäuse hinzugefügt, so da.ss der volumetrische Wirkungsgrad eines solchen Ge bläses auch bei kleinen Drehzahlen optimal ausfällt.
Gleichzeitig wird die Einhaltung eines genauen Durchmessers für den Haupt rotor und eines genauen Flankenspiels bei der Bearbeitung wesentlich erleichtert, da Durchmesser und Flankenform nicht mehr voneinander abhängig sind, wie dies bei der bekannten Zahnform der Fallist.
Beste Verhältnisse werden erzielt, -wenn die Breite der zwischen den beiden Zahnflan ken des Hauptrotors vorgesehenen zylindri- sehen Kopfpartie 0,7- bis einmal die Breite der zylindrischen Kopfpartie des Nebenrotors beträgt. Durch die Angleichung der Breiten der zylindrischen Kopfpartien der beiden Ro toren sind die Abdichtungsverhältnisse an beiden Rotoren etwa gleich gut.
Auf der Zeichnung ist der Erfindungs gegenstand beispielsweise veranschaulicht. Fig. 1 zeigt den Aufbau eines Umlauf- verdichters, teilweise im Schnitt.
Fig. 2 zeigt im Stirnschnitt einen Umlauf- @-erdiehter bekannter Bauart mit unsymmetri- schen Zahnflanken am Hauptrotor.
Fig. 3 zeigt im Stirnschnitt einen Umlauf- verdichter entsprechend Fig. 2, aber mit. er findungsgemässer zylindrischer Kopfpartie.
In den Fig. 4---8 ist die erfindungsgemässe Kopfpartie von Rotoren mit verschiedenen Einzelheiten in vergrössertem Massstab dar gestellt.
Im lIittelgehäuse 1 des Umlaufverdichters läuft ohne Wandberührung und mit mög lichst kleinem Spiel der Hauptrotor 2. Dieser weist drei schraubenförmige Zähne mit kon vexen Zahnflanken auf. Mit dem Hauptrotor 2 arbeitet ohne direkte Berührung mit diesem und ohne Wandberührung mit kleinem Spiel der Nebenrotor 3 zusammen, dessen drei schraubenförmige Zähne im wesentlichen kon kave Zahnflanken besitzen. Die beiden Roto ren ? und 3 laufen, wie die beiden Pfeile zei.. gen, in gegenläufigem Drehsinn, wobei die konvexen Zahnköpfe des Hauptrotors 2 bei der Drehung in die konkaven Zahnlücken des Nebenrotors 3 eindringen.
Die beiden Rotoren sind mittels der Lagerzapfen -., 5 und 6, 7 in den Gehäusedeckeln 8 und 9 gelagert. Damit die Rotoren Sieh nicht berühren und mit. dein gewünsehten Minimalspiel gegeneinander lau fen, sind sie durch die beiden Synchronräder 10 und 11 miteinander gekuppelt. Auf der Verlängeiting des Wellenzapfens 5 ist die Kupplung 12 aufgesetzt.
Bei dem gezeigten Beispiel wird der Hauptrotor 2, auf die Kupp lung 12 gesehen, im Gegenuhrmigersinn ange trieben. Über der in Fig. 1 gezeigten Schnitt ebene liegt, strielipunktiert gezeichnet, die tra.pezförmige Ansaugöffnung Lind Ansaug- tasehe 13, der vom Ansaugstutzen 14 her die Luft zugeführt wird und durch welche die bei der Drehung- sich vergrössernden Zahn lücken der Rotoren mit Luft gefüllt werden.
Unter der Schnittebene befindet sich, gestri chelt gezeichnet, die trapezförmige Druck öffnung 15, -durch welche die Luft nach der Verdichtung aus den Zahnlücken in den eben falls gestrichelt gezeichneten Druckstutzen 16 -ausgestossen wird.
In dem in Fig. ? im Querschnitt gezeigten Umlaufverdiehtergehäuse 1 drehen sieh der Hauptrotor 2 und der Nebenrotor 3 in gegen läufig-er Drehrichtung. Im dargestellten Quer schnitt erscheinen die Zahnformen der sehraii- benförmigen Verzahnungen der beiden Ro toren im Stirnschnitt. Die Flanke 1 des Hauptrotors 2 weist auf der Druckseite stär kere Konvexität auf als die Flanke II auf der Saugseite.
Die Flanke I besteht im Stirn schnitt aussen genau, am Zahnfuss mit guter Annäherung aus einem Kreisbogen mit Ra dius r, dessen Mittelpunkt<B>31</B> im Teilkreis liegt. In der gezeichneten Mittellage passt diese Flanke I genau in die entsprechende konkave Flanke des Nebenrotors 3. Am Zahn kopf trifft sieh die Flanke I mit der saug- seitigen Flanke II, welche von der Kopfkante des Nebenrotors erzeugt wird.
Da die Kon- vexität der Flanke I grösser ist als die Kon- vexität der Flanke II, entsteht. am Zahnkopf die Scheitelkante S. Der Abstand der Schei telkante S von der Rotorachse und damit der Rotordurehmesser und das Spiel des Haupt rotors 2 gegenüber dem Gehäuse 1 sind von der Bearbeitungsgenauigkeit der Flanken 1 und 1I abhängig.
Bei dem in Fig. 3 gezeigten Umlauf verdichter ist am Hauptrotor 2a zwischen der Zahnflanke I und der Zahnflanke II eine zy lindrische Kopfpartie III eingefügt, welche etwa 0,7- bis einmal der Breite der zylindri schen Kopfpartie des Nebenrotors 3a ent spricht. Die Abdichtungsverhältnisse im Nor malschnitt bleiben damit an beiden Rotoren etwa dieselben. Wird das Verhältnis z. B. unter 0,7 gehalter., -so wirkt sich dies in einer Verschlechterung der Abdichtung des Haupt rotors aus. Wird das Verhältnis grösser als 1 gemacht, so ist. die Abdichtung des Neben rotors schlechter als beim.
Hauptrotor, was auch nicht dem Optimum entspricht. Ausser dem nimmt bei einem wesentlichen L ber- schreiten des Verhältnisses 1:1 der Aus nutzungsgrad des Gebläses ab.
Der äussere Teil Ia der Zahnflanke I auf der Druckseite des Hauptrotors 2a. besteht aus einem Kreisbogen vom Radius r mit Mit telpunkt 1I im Teilkreis. In der gezeichneten Mittellage passt dieser Teil der Zahnflanke genau in die entsprechende konkave Gegen fläche des Nebenrotors 3a. Der innere Teil Ib der Flanke I besitzt nicht mehr Kreis bogenform, wie der entsprechende Teil bei dem in Fig. 2 gezeigten Zahn.
Da. scharf kantige Kopfkanten leicht Beschädigungen i aus .,gesetzt sind, sind die Kanten 11 beim 'Ne- benrotor 3a abgerundet. Dadurch entspricht der innere Teil Ib der Zahnflanke I nicht mehr angenähert einem Kreisbogen mit.
Ra dius T', sondern er wird genau von der ab gerundeten Kopfkante des Nebenrotors er zeugt, wie dies auch für die saugseitige Flanke 1I der Fall ist. Die Abdichtung zwischen den Rotoren 2a und 3a und dem Gehäuse 1 ist bei den Zahn profilen nach Fig. 3 noch weiterhin dadurch verbessert, dass auf der am Hauptrotor 2a dargestellten zylindrischen Kopffläche Dicht leisten 18 eingesetzt. sind, welche gegenüber der Wand des Gehäuses 1 nur sehr geringes Spiel besitzen. Diese Leisten bestehen vorzugs- weise aus abriebfähigem Kunststoff (z. B. Kunstharz, Neopren) oder Weichmetall.
Ge n iäss dem Grundsatz gleich guter Abdichtung an beiden Rotoren (3a und 3a) sind entspre chende Leisten 19 auch an der zylindrischen Kopffläche des Nebenrotors 3a angebracht.
Eine wirksame Verbesserung der Kopf abdiehtung kann auch dadurch erzielt wer- deri, da.ss in den zylindrischen Kop@partien III und IV des Hauptrotors 2a und des Ne benrotors 3a zur Kante des Zahnes parallel verlaufende Nuten 20 bzw. 21 eingearbeitet sind, die als Laby r inthdichtungen wirken. U m Kurzschluss in Längsrichtung des Zahnkopfes zu vermeiden, sind diese Nuten in der Längs richtung unterbrochen, wie dies in Fig. 8 ge zeigt ist.
Eine weitere Möglichkeit, die am Haupt rotor 2a gewonnene zylindrische Kopffläche iür die Abdichtung noch besser auszunutzen, besteht entsprechend Fig. 4 darin, dass aitf der Kopfpartie III eine Schicht 22 von ab riebfähigem Weichmaterial aufgebracht ist, die ein nur ganz minimales Spiel gegenüber dem Gehäuse 1 besitzt und beim ersten Be trieb des Gebläses sieh einlau. en kann.
Sinngemäss erhalten auch die zylindri schen Kopfpartien IV des Nebenrotors 3a einen Auftrag. Um eine Labyrinthwirkung zu erzielen und um beim Touchieren des Weich auftrages mit der Wand des Gehäuses 1 einen Abrieb auf zu grosser Fläche zu vermeiden, können in das Weichmaterial 22 Vertiefungen "3 eingedrückt. werden, derart, dass ein waffelartiges Leistennetz entsteht, wie dies in den Fig. 5, 6 und 7 gezeigt ist.
Statt den in den Fig. 1, 2 und 3 gezeig ten Rotoren mit je drei Zähnen sind auch Ausführungen bekannt mit grösserer Zähne zahl und auch mit ungleichen Zähnezahlen. Insbesondere sind Ausführungen bekannt, bei denen der Nebenrotor eine grössere Zähnezahl aufweist wie der Hauptrotor und demzufolge auch mit kleinerer Drehzahl umläuft. Der Erfindungsgedanke kann sinngemäss auch bei Rotoren mit mehr als drei Zähnen und mit ungleichen Zähnezahlen angewendet werden.
Circulating compressor with helically toothed rotors The object of the present "Li-finduzi" is a rotary compressor with very helical toothed rotors, in which the toothing of the main rotor is essentially convex and the toothing of the secondary rotor is essentially concave. and the tooth flank of the main rotor on the pressure side has a stronger convexity than the tooth flank on the suction side.
In known rotary compressors of this type, in which the tooth shape of the main rotor is asymmetrical, the overflow conditions are favorable, but some disadvantages have to be accepted. The two tooth flanks converge in the tooth head in a blunt point. whereby the head diameter of the main rotor is formed from the meeting point of the two flanks.
It expresses. So the smallest inaccuracy when machining the tooth flanks results in a corresponding inaccuracy of the circular diameter cutter. From a manufacturing point of view, maintaining an exact tip diameter in this form causes great difficulties. In addition, maintaining an exact and as small as possible play between the tooth tip and the compressor housing is also very difficult.
The game between tooth tip and housing is for the sealing ratios of the fan of crucial importance, of greater importance than the length of the sealing line between the rotors. An increase in this clearance within only a few hundredths of a millimeter is noticeable in a strong decrease in the volumetric efficiency,
especially with higher pressure ratios and low fan speeds. But even with the adherence to the desired close play between the tooth tip of the main rotor and the housing, the seal is not satisfactory, as it is only a line seal. The seal between the main rotor tooth tip and the compactor housing, which is mainly responsible for the leek losses, is therefore poor with the known tooth shape and by no means as good as the seal on the tooth tip of the auxiliary rotor.
While maintaining the advantages, the disadvantages of the known asymmetrical profile formation are avoided according to the present invention in that a cylindrical head section is provided between the two tooth flanks of the main rotor, the width of which is at least 0.7 times the width of the cylindrical head section of the secondary rotor .
The measure according to the invention results in a profile design in which the tip diameter of the main rotor is also clearly defined and can be precisely machined. According to the invention, the short sealing line of the known flank shape is also added to the best possible sealing between the rotors and the compressor housing, so that the volumetric efficiency of such a blower is optimal even at low speeds.
At the same time, maintaining a precise diameter for the main rotor and a precise backlash during machining is made much easier, since the diameter and flank shape are no longer dependent on one another, as is the case with the known tooth shape.
The best conditions are achieved when the width of the cylindrical head section provided between the two tooth flanks of the main rotor is 0.7 to once the width of the cylindrical head section of the secondary rotor. By adjusting the widths of the cylindrical head sections of the two rotors, the sealing conditions on both rotors are approximately equally good.
In the drawing, the subject of the invention is illustrated, for example. 1 shows the structure of a rotary compressor, partly in section.
FIG. 2 shows a frontal section through a known design with asymmetrical tooth flanks on the main rotor.
FIG. 3 shows, in an end section, a rotary compressor corresponding to FIG. 2, but with. he inventive cylindrical head section.
4-8, the inventive head section of rotors is provided with various details on an enlarged scale.
The main rotor 2 runs in the medium housing 1 of the rotary compressor without touching the wall and with as little play as possible. It has three helical teeth with convex tooth flanks. With the main rotor 2 works without direct contact with this and without wall contact with small play of the secondary rotor 3, the three helical teeth of which have essentially kon kave tooth flanks. The two rotors? and 3 run, as the two arrows show, in opposite directions of rotation, the convex tooth tips of the main rotor 2 penetrating the concave tooth spaces of the secondary rotor 3 during rotation.
The two rotors are mounted in the housing covers 8 and 9 by means of the bearing journals -., 5 and 6, 7. So that the rotors do not touch and with. your desired minimal game against each other, they are coupled to one another by the two synchronous gears 10 and 11. The coupling 12 is placed on the extension of the shaft journal 5.
In the example shown, the main rotor 2, seen on the hitch 12, is being driven counterclockwise. Above the sectional plane shown in Fig. 1, drawn in stripe dots, is the tra.peziform suction opening and suction cup 13, to which the air is supplied from the suction port 14 and through which the tooth gaps of the rotors, which increase during rotation, are filled with air be filled.
Below the cutting plane, shown in dashed lines, is the trapezoidal pressure opening 15, through which the air is expelled after compression from the tooth gaps into the pressure port 16 also shown in dashed lines.
In the one in Fig. Rotating rotor housing 1 shown in cross section, see main rotor 2 and secondary rotor 3 rotating in the opposite direction of rotation. In the cross-section shown, the tooth shapes of the very oval toothing of the two rotors appear in the frontal section. The flank 1 of the main rotor 2 has stronger convexity on the pressure side than the flank II on the suction side.
The flank I consists in the forehead cut exactly on the outside, at the tooth root with a good approximation of an arc with radius r, the center of which is <B> 31 </B> in the pitch circle. In the drawn central position, this flank I fits exactly into the corresponding concave flank of the secondary rotor 3. At the tooth head, the flank I meets the suction-side flank II, which is generated by the head edge of the secondary rotor.
Since the convexity of the flank I is greater than the convexity of the flank II, this arises. at the tooth tip the apex edge S. The distance between the Schei telkante S from the rotor axis and thus the rotor diameter and the play of the main rotor 2 with respect to the housing 1 are dependent on the machining accuracy of the flanks 1 and 1I.
In the rotary compressor shown in Fig. 3, a zy-cylindrical head section III is inserted on the main rotor 2a between the tooth flank I and the tooth flank II, which speaks about 0.7 to once the width of the cylindri's head section of the secondary rotor 3a ent. The sealing conditions in the normal section thus remain roughly the same on both rotors. If the ratio z. B. less than 0.7 holder., -So this has the effect of deteriorating the seal of the main rotor. If the ratio is made greater than 1, then. the sealing of the secondary rotor worse than the.
Main rotor, which is also not the optimum. In addition, if the ratio 1: 1 is exceeded by a substantial L, the degree of utilization of the fan decreases.
The outer part Ia of the tooth flank I on the pressure side of the main rotor 2a. consists of an arc of radius r with center point 1I in the pitch circle. In the drawn central position, this part of the tooth flank fits exactly into the corresponding concave counter surface of the secondary rotor 3a. The inner part Ib of the flank I no longer has a circular arc shape, like the corresponding part in the tooth shown in FIG.
There. Sharp-edged head edges are easily damaged i., are set, the edges 11 are rounded in the 'secondary rotor 3a. As a result, the inner part Ib of the tooth flank I no longer corresponds approximately to an arc of a circle.
Radius T ', but it is exactly from the rounded head edge of the secondary rotor he testifies, as is the case for the suction-side flank 1I. The sealing between the rotors 2a and 3a and the housing 1 is further improved in the tooth profiles according to FIG. 3 in that sealing strips 18 are used on the cylindrical head surface shown on the main rotor 2a. are, which have very little play against the wall of the housing 1. These strips are preferably made of wear-resistant plastic (eg synthetic resin, neoprene) or soft metal.
According to the principle of equally good sealing on both rotors (3a and 3a), corresponding strips 19 are also attached to the cylindrical top surface of the secondary rotor 3a.
An effective improvement of the head sealing can also be achieved in that grooves 20 and 21 running parallel to the edge of the tooth are incorporated into the cylindrical head parts III and IV of the main rotor 2a and the secondary rotor 3a Laby r inth seals work. In order to avoid a short circuit in the longitudinal direction of the tooth tip, these grooves are interrupted in the longitudinal direction, as shown in FIG. 8.
Another possibility to make even better use of the cylindrical head surface obtained on the main rotor 2a for sealing is, as shown in FIG. 4, that a layer 22 of soft material that can be rubbed off is applied to the head section III, which has only very minimal play against the housing 1 and when the fan is operated for the first time, see inlet. en can.
Analogously, the cylindri's head sections IV of the secondary rotor 3a also receive an order. In order to achieve a labyrinth effect and to avoid abrasion over too large an area when the soft order is touched with the wall of the housing 1, depressions "3" can be pressed into the soft material 22 in such a way that a waffle-like network of bars is created, as shown in FIG Figures 5, 6 and 7 are shown.
Instead of the rotors shown in FIGS. 1, 2 and 3, each with three teeth, designs are also known with a larger number of teeth and also with unequal numbers of teeth. In particular, designs are known in which the secondary rotor has a larger number of teeth than the main rotor and consequently also rotates at a lower speed. The idea of the invention can also be used analogously in rotors with more than three teeth and with unequal numbers of teeth.