Antriebs- und Lageranordnung für Schraubenverdichter Die Erfindung betrifft eine Antriebs- und Lager anordnung für Schraubenverdichter mit an der Saug seite angeflanschtem Übersetzungsgetriebe und innerhalb des Gehäuses angeordneter Schmierölpumpe.
Es ist ein Schraubenverdichter mit auf der Druck seite des Verdichters angeordnetem Getriebe bekannt, wobei das fliegend angeordnete Grossrad mit dem auf einer der beiden Läuferwellen fliegend befestigten Ritzel im Eingriff steht.
Auch ist bekannt, ein Getriebe direkt an die Saug seite des Verdichters anzuflanschen, wo das Grossrad und das Ritzel beiderseits gelagert ist und der Haupt läufer mittels eines biegeweichen Torsionsstabes vom Ritzel angetrieben wird.
Die Lagerung der Läufer bei den bekannten Schrau benverdichtern erfolgt derart, dass diese in Rollen- oder Kugellagern radial gelagert sind und dass die Axialkräfte von einseitig wirkenden Schrägkugellagern, die auch paarweise eingebaut sein können, oder von paarweise eingebauten Radialkugellagern, die auf der Druckseite des Verdichters angeordnet sind, aufgenommen werden. Nachteilig bei den bekannten Schraubenverdichtern ist neben einem erhöhten Herstellungsaufwand und Raum bedarf eine ungünstige Belastungsverteilung auf die La gerstelle.
Das trifft besonders dann zu, wenn das Ge- trieberitzel nicht direkt auf dem Hauptläufer befestigt ist und deshalb im Getriebegehäuse eine eigene Lagerung erfordert. Ist das Ritzel druckseitig auf dem Hauptläufer befestigt, so wird die ohnehin durch die Gaskräfte be reits höher belastete druckseitige Läuferlagerung zusätz lich belastet, so dass entweder gegenüber der saugseiti- gen Lagerung bedeutend grössere Lagerabmessungen oder bei gleichen Lagern sehr viel niedrigere Lebens dauerwerte entstehen.
Bei Verwendung von paarweisen Radial-Kugellagern oder paarweisen Radial-Schrägku- gellagern, die sowohl radiale als auch axiale Kräfte über nehmen können, ist eine sehr genaue und somit aufwen dige Einstellung des Lagerpaares erforderlich. Hierbei verteilen sich Radial-Axialkräfte unkontrollierbar auf beide Lager. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, durch eine besondere Anordnung der Zahnräder des Überset zungsgetriebes und der Ausführung der Lager optimale Verhältnisse bezüglich Lagerbelastung und Lebensdauer, Aussenabmessungen, Masse sowie der Montage- und Demontagemöglichkeit zu gewährleisten.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erzielt, dass die das Grossrad tragende Getriebewelle auf der dem Ver dichter abgewandten Seite in einem Radial-Kugellager und auf der dem Verdichter zugewandten Seite in einem Radial-Zylinderrollenlager mit zum Aussenring axial verschiebbaren Innenring gelagert ist,
wobei die Dreh mitte der Getriebewelle auf der Eingriffsseite der Läu ferverzahnungen sowie auf der Mittelebene zwischen beiden Läuferdrehachsen liegt und der Hauptläufer und der Nebenläufer beiderseits in je einem Radial-Zylinder- rollenlager mit zum Aussenring axial verschiebbarem Innenring radial gelagert sind und die axiale Lagerung des Haupt- und Nebenläufers durch je ein auf der dem Gleichlaufräderpaar zugekehrten Seite angeordnetes Ra dial-Schrägkugellager mit geteiltem Aussenring erfolgt.
Diese Anordnung gewährleistet, dass die aus den Gas drücken resultierenden radialen Kräfte durch die Kräfte, die aus den Zahndrücken des Getriebes resultieren, die beide von den Radiallagern des Hauptläufers aufge nommen werden, nicht wesentlich erhöht werden. Die durch die Getriebeanordnung günstige Verteilung der Kräfte ermöglicht, für die beiderseitige Läuferlagerung einfache Radial-Zylinderrollenlager zu verwenden, die eine axiale Verschiebbarkeit des Innen- und Aussenrin ges zueinander zulassen und somit nur Radialkräfte auf nehmen.
Die durch den Axialschub des schrägverzahn ten Getriebes verringerte, aus den Gasdrücken resultie rende Axialkraft des Hauptläufers und die ebenfalls aus den Gasdrücken resultierende, allerdings viel geringere Axialkraft des Nebenläufers wird durch je ein auf den druckseitigen Läuferenden angeordnetes Radial-Schräg- kugellager mit geteiltem Aussenring aufgenommen, wo bei der geteilte Aussenring vorzugsweise mit Spiel im Verdichtergehäuse sitzt, so dass die Übertragung von Radialkräften unmöglich ist und das Lager nur axiale Kräfte in beiden Richtungen aufnimmt.
Die Erfindung soll nebenstehend an einem Ausfüh rungsbeispiel näher erläutert werden.
In der zugehörigen Zeichnung zeigen: Fig. 1 den Schnitt nach der Linie A-B-C-D-E-F gemäss Fig. 2, Fig. 2 den Schnitt nach der Linie G-H-I-K-IrM gemäss Fig. 1.
Im Verdichtergehäuse 1 und im angeflanschten An sauggehäuse 2 sind Hauptläufer 3 und Nebenläufer 4 angeordnet. An das Ansauggehäuse 2 ist das Getriebe gehäuse 5 direkt angeflanscht, das an seinem anderen Ende direkt mit dem Flansch des Elektromotors 6 ver schraubt ist. Im Getriebegehäuse 5 ist die Getriebewelle <B>17,</B> auf der das schrägverzahnte Grossrad 8 und die Kupplungshälfte 9 verdrehsicher befestigt sind, im Ra dial-Zylinderrollenlager 10 und Radial-Kugellager 11 gelagert.
Gemäss Fig. 2 liegt die Drehmitte des Grossrades 8 auf der Mittelebene zwischen beiden Läuferdrehachsen 3; 4. Auf dem saugseitigen Ende des Hauptläufers 3 ist das schrägverzahnte Ritzel 12 verdrehsicher befestigt. Das Gleichlaufzahnradpaar 13 ist, wie bekannt, auf der Druckseite des Schraubenverdichters angeordnet. Die Läufer 3; 4 sind beiderseits in Zylinderrollenlagern 14 und auf der Druckseite zusätzlich in je einem Radial- Schrägkugellager 15 mit geteiltem Aussenring gelagert.
Drive and bearing arrangement for screw compressors The invention relates to a drive and bearing arrangement for screw compressors with a transmission gear flanged on the suction side and a lubricating oil pump arranged within the housing.
There is a known screw compressor with gear arranged on the pressure side of the compressor, the overhung large gear engaging the overhung pinion on one of the two rotor shafts.
It is also known to flange a gearbox directly to the suction side of the compressor, where the large wheel and the pinion are mounted on both sides and the main rotor is driven by the pinion by means of a flexible torsion bar.
The mounting of the rotors in the known screw compressors takes place in such a way that they are mounted radially in roller or ball bearings and that the axial forces of unidirectional angular contact ball bearings, which can also be installed in pairs, or of radial ball bearings installed in pairs, which are on the pressure side of the compressor are arranged to be recorded. A disadvantage of the known screw compressors is, in addition to an increased production effort and space required, an unfavorable load distribution on the La gerstelle.
This is particularly true when the gear pinion is not attached directly to the main rotor and therefore requires its own bearing in the gear unit housing. If the pinion is attached to the main rotor on the pressure side, the pressure-side rotor bearing, which is already heavily loaded by the gas forces, is additionally loaded, so that either significantly larger bearing dimensions than the suction-side bearing or, with the same bearings, much shorter service life.
When using paired radial ball bearings or paired radial angular contact ball bearings, which can take both radial and axial forces, a very precise and therefore expensive setting of the bearing pair is required. Here radial-axial forces are distributed uncontrollably to both bearings. The invention is based on the task of ensuring optimum conditions in terms of bearing load and service life, external dimensions, mass and the possibility of assembly and disassembly through a special arrangement of the gears of the transmission transmission and the design of the bearings.
According to the invention, this is achieved in that the gear shaft carrying the large wheel is mounted on the side facing away from the compressor in a radial ball bearing and on the side facing the compressor in a radial cylindrical roller bearing with an inner ring axially displaceable to the outer ring,
The center of rotation of the gear shaft lies on the meshing side of the rotor gears and on the center plane between the two rotor axes of rotation and the main rotor and the secondary rotor are radially supported on both sides in a radial cylindrical roller bearing with an inner ring that can be axially displaced to the outer ring, and the axial bearing of the main - And secondary rotor is carried out by one arranged on the side facing the synchronizing wheels pair Ra dial angular contact ball bearings with a split outer ring.
This arrangement ensures that the radial forces resulting from the gas pressures are not significantly increased by the forces resulting from the tooth pressure of the transmission, both of which are taken up by the radial bearings of the main rotor. The favorable distribution of forces due to the gear arrangement makes it possible to use simple radial cylindrical roller bearings for the rotor bearings on both sides, which allow the inner and outer rings to be axially displaceable to one another and thus only absorb radial forces.
The axial force of the main rotor, which is reduced by the axial thrust of the helical gearing and resulting from the gas pressures, and the much lower axial force of the secondary rotor, which is also resulting from the gas pressures, is absorbed by a radial angular contact ball bearing with a split outer ring on each of the pressure-side rotor ends , where the split outer ring sits preferably with play in the compressor housing so that the transmission of radial forces is impossible and the bearing only absorbs axial forces in both directions.
The invention will be explained in more detail next to a Ausfüh approximately example.
The accompanying drawings show: FIG. 1 the section along the line A-B-C-D-E-F according to FIG. 2, FIG. 2 the section along the line G-H-I-K-IrM according to FIG. 1.
In the compressor housing 1 and in the flange-mounted suction housing 2, the main rotor 3 and secondary rotor 4 are arranged. To the intake housing 2, the transmission housing 5 is flanged directly, which is screwed ver at its other end directly to the flange of the electric motor 6. In the gear housing 5, the gear shaft 17, on which the large helical gear 8 and the coupling half 9 are secured against rotation, is mounted in the radial cylindrical roller bearing 10 and radial ball bearing 11.
According to FIG. 2, the center of rotation of the large wheel 8 lies on the center plane between the two rotor axes of rotation 3; 4. On the suction-side end of the main rotor 3, the helical pinion 12 is secured against rotation. As is known, the synchronous gear pair 13 is arranged on the pressure side of the screw compressor. The runner 3; 4 are mounted on both sides in cylindrical roller bearings 14 and on the pressure side additionally in a radial angular contact ball bearing 15 with a split outer ring.