Drehkolber-
Kompressormagchi n.e
'Die Erfindung bezieht sich auf eine Drehkolben-Kom-
rressormg.schine, die nach dem Prinzip der Verdrängung
eines elastischen Mediums arbeitet. Eine Kompressor-
maschine dieser Art besitzt ein Gnhäuse mit einem
tonnenförnigen Teil, der zwei einander schneidende
Bohrungen mit in einer gemeinsamen Ebene liegenden
Achsen umschließt, welche etren langg im Gehäuse
verlaufenden Arbeitsraum bilden. Das Gehäuse hat
eine Wiederdruekeinlaßöffniinfr, die mit einem Ende
des Arbeitsraumes in Verbindung steht, wobei der
Hauptteil dieser Einlaßöffnung auf einer Seite der
durch die Bohrungsachsen verlaufenden Ebene liegt
und ferner eine Hochdr_uckai-isla.ßöffnung, die- im Ab-
stand. zur Nj"ederdrlickeinlaßöffnung- lieg-, wobei der
Hauptteil dieser AT1alaßöffnitng auf der gegenüber-
lie-enden Seite der vorgenannten Ebene liegt.
Die Kompressormaachine weist weitgatens einenmönn-
lichen lind einen @.,vei.bli chen Rotor auf, von denen
jeder mit weni-stens drei schraubenlinienförmig ge-
wiandenen Kämmen und Nuten versehen ist, deren Um-
schlingu_n-swinkel weniger als 3600 beträgt. Diese
Rotoren sind in den Rohrungen des Arbeitsraumes dreh-
bar angeordnet: Die Kämme de.-, männlichen Rotors
haben im wesentlichen konvex gekrümmte Flanken, deren
Haurtteile auf?erhalb des Teilkreises des Rotors .liegen,
während die Kämme des weblichen Rotors Im wesent-
lichen konkav -ekrümmte Flanken haben, deren Haupt-
teile innerhalb des Teilkreises des Rotors liegen.
Die Kämme und Nuten der männlichen und weiblichen Ro-
toren greif er ineinander und bilden mit den ihnen, =-
gegenüberliegenden !'Vandte ..]-en des Gehäuses V-förmige --
Kompressionskammern, von denen jede einen Teil einer
männlichen Rdtornut und einen-mit dieser in Ver-
bindling stehender Teil einer weiblichen Rotornut
umfaßt. Die Kompressionskammern werden an ihren bZ9.S-
seiti.gen. Enden durch ei=ne axial feste Ebene begrenzt,
die quer zu den Achsen der Bohrungen. verläuft und bei
der Hochdruckatislaß-öffnimg liegt, wM.hrend eie an -ihren
scheitelseitigen Enden durch: die ineina.nd-ergreifen-
den KämTne der Rotoren begrenzt werden. Die scheitel-
seitigen Enden der Kammern bewegen sieh-be-i. der-Drehung
der Rotoren axial hin zur vorgenannten festen Ebene,
wodurch die Volumina der Kammern verkleinert werden und jeweils
eine der Kammern in Verbindung mit der Hoehdruckauslaßöffnung gelangt, wobei sich
ihr Volumen. -zur festen Ebene hin auf den Viert Null vermindert. Rotary piston
Compressor unit
'The invention relates to a rotary piston com-
rressormg.schine operating on the principle of displacement
an elastic medium works. A compressor
machine of this type has a housing with a
barrel-shaped part, the two intersecting
Holes with lying in a common plane
Axes encloses which are long in the housing
Form running work space. The case has
a repressure inlet port that has one end
of the work space is in connection, the
Main part of this inlet opening on one side of the
through the axis of the hole lies plane
and also a high pressure isla. opening, which - in the end -
was standing. to the Nj "ederdrlickeinlaßloch- lying-, where the
Main part of this AT1alassöffnitng on the opposite
lying side of the aforementioned level.
The compressor machine has a
lind one @., possible rotor, of which
each with at least three helically shaped
is provided with winding combs and grooves, the circumference of which
schlingu_n-swinkel is less than 3600 . These
Rotors are rotatable in the pipes of the working area.
arranged bar: the crests de .--, male rotor
have essentially convexly curved flanks, whose
Main parts lie outside the pitch circle of the rotor.
while the crests of the weave rotor are essentially
have concave curved flanks, the main
parts lie within the pitch circle of the rotor.
The ridges and grooves of the male and female rotors
he interlocks with one another and with them, = -
opposite! 'Vendet ..] - en of the housing V-shaped -
Compression chambers, each of which is part of a
male rdtornut and one with this in relation
binding part of a female rotor groove
includes. The compression chambers are attached to their bZ9.S-
sideways Ends limited by an axially fixed plane,
which are transverse to the axes of the holes. runs and at
the high-pressure air outlet is located while one is on you
vertex-sided ends through: the ineina.nd-seize-
the ridges of the rotors are limited. The parting
lateral ends of the chambers move see-be-i. the-rotation
the rotors axially towards the aforementioned fixed plane,
whereby the volumes of the chambers are reduced and in each case one of the chambers comes into connection with the high pressure outlet opening, with its volume. -decreased to the fourth zero towards the fixed level.
Kompessormasohinen dieser Art sind bisher allgemein trocken betrieben
worden, d. h. ohne irgendeine Flüssigkeit im Arbeitsraum. Die Kompressionskammern
waren bihser mir durch die sogenannte 'isralt-Dichtwirkung" verschlossen, die sich
infolge des geringen Spieles zwischen den Rotoren und den Gehäusewänden ergibt.
Bei trockenen Kompressormaschinen werden hohe Drehzahlen angewendet, die zu Spxtzengeschwi_ndigkeiten
den männlichen Rotors his ztz 125 m/sec führen. Bei Kompressormaschinen, deren Rotoren
einen Durchmesser von etwa 200 mm haben, beträgt dabei die Drehzahl etwa 12.000
U/min. Zum Antrieb der Komrressormasehinen dient gewöhnlich ein Dieselmotor oder
ein anderer Verbrennungsmotor oder ein mit normaler Drehzahl laufender Blektrnmotnr.
Es i_st daher für derartige Kompressormaschinen ±n Verbindung mit einem Antriebsaggregat
der angegebenen Art, dessen Drehzahl normalerweise im Bereich von nur 1500 bis 2000
U/min liegt, ein Übersetzungsgetriebe erforderlich.Kompessormasohinen of this type are generally operated dry so far
been, d. H. without any liquid in the work space. The compression chambers
were closed to me by the so-called 'isralt sealing effect', which
as a result of the small play between the rotors and the housing walls.
In the case of dry compressor machines, high speeds are used which lead to maximum speeds
guide the male rotor up to 125 m / sec. With compressor machines, their rotors
have a diameter of about 200 mm, the speed is about 12,000
RPM A diesel engine or is usually used to drive the Komrressormasehinen
Another internal combustion engine or a sheet metal engine running at normal speed.
It is therefore necessary for such compressor machines to be connected to a drive unit
of the specified type, the speed of which is normally in the range of only 1500 to 2000
RPM, a transmission gear is required.
Bei trockenen Kompressormaschihen liegt ferner das maximale Kompressionsverhältnis,
das in einer einzigen Stufe mit annehmbarem Wirkungsgrad erzielt werden kann, in
der Größenmordnung von 4 : 1. Selbst wenn außen gekühlte Gehäuse angewendet werden;.
wird
aber im allgemeinen in der Praxis als obere Grenze ein näher
dem Wert 3 : 1 kommendes Verhältnis empfohlen..Der Grund für diese Beschränkung
liegt zum Teil in den hohen Leckverlusten, die trotz "Spalt-Dichtwirkung" auftreten,
und zum Teil in. der hohen-Temperatur, die durch die Kompression verursacht wird
und zu unterschiedlzchbn Wärmeausdehnungen der einzelnen Teile der Kompressormaschine
führt. Wenn höhere Drücke-von ungefähr 7 kg/cm 2 erforderlich sind, z. B. zur Deckung
des Preßluftbedarfes in Werkstätten oder für transportable Preßluftwerkzeuge, und
somit das Druckverhältnis 8 -: i betragen muß, müssen zwei Kompressionsstufen mit-einer
Zwischenkühlung vorgesehen werden. Wesentlichste Aufgabe der Erfindung ist, eine
Kompressormaschire der vorgenannten allgemeinen Art zu schaffen, durch die Luft
oder ein anderes gasförmiges Medium in einer einzigen Stufe auf ein höheres Druckverhältnis
als bisher verdichtet werden kann, bei der ferner die Kompression bei wesentlich
geringerer Drehzahl erreicht wird, so daß diese Kompressormaschine. direkt von einem
Verbrennungsmotor oder von einem mit normaler Drehzahl laufenden Elektromotor angetrieben
werden kann, und scmit ein Übersetzungsgetriebe vermeidbar ist, und bei der schließlich
Si.rnchronisiergetriebe entfallen können und noch weitere Vorteile gegenüber (blichen
Kompressormaschinen erreicht werden:-Zur Iösüng der vorgenannten und weiterer, später
noch, erläuterter Aufgaben wird erfindungsgemäß vorgeschlagen,
Einrichtungen
zum. Zuführen von Flüssigkeit in den Arbeitsraum der Kompressormaschine vorzusehen,
um erstens eine@FlüssigkeitsabdichtLmg zu schaffen, welche die für trockene Kompressormaschinen
typische Spaltdichtwirkung ersetzt, also die Spalten wirksam verschließt, und um
zweitens das zu verdichtende Medium in solchen hohen Ausmaß direkt zu kühlen, daß
in einer einzigen Stufe mit annehmbärem Wirkungsgrad und bei wesentlich geringerer
Drehzahl des Rotors als bisher der für die Preßluftversorgung von Werkstätten
und dgl. erforderliche Druckerzeugt werden kann, wobei gemäß der Erfindung die Einrichtungen
mit solchem Durchsatz arbeiten, daß der Mindestwert des Verhältnisses der Massenströmung
der Plizssigkeit zur Massenströmung des elastischen Mediums 1,5 : 1 beträgt und
sich gegensinnig, insbesondere verkehrt proportional zu Änderungen der Spitzengeschwindigkeit
der Rotoren ändert. Ferner erfolgt "erfindungsgemäß die Einführung der Flüssigkeit
in solcher mengenmäßigen Beziehung zur Umfangsgeschwindigkeit der Rotoren, daß unter
vorgegebenen Betriebsbedingungen der günstigste Wirkungsgrad erzielt wird.Also, for dry compressor machines, the maximum compression ratio that can be achieved in a single stage with acceptable efficiency is on the order of 4: 1, even when externally cooled housings are used. In practice, however, a ratio closer to 3: 1 is generally recommended as the upper limit high temperature, which is caused by the compression and leads to different thermal expansion of the individual parts of the compressor machine. If higher pressures - of about 7 kg / cm 2 are required, e.g. B. to cover the compressed air requirement in workshops or for portable compressed air tools, and thus the pressure ratio must be 8 -: i, two compression stages with an intermediate cooling must be provided. The most important object of the invention is to create a compressor machine of the aforementioned general type, by means of which air or another gaseous medium can be compressed in a single stage to a higher pressure ratio than before, in which the compression is also achieved at a significantly lower speed, see above that this compressor machine. can be driven directly by an internal combustion engine or by an electric motor running at normal speed, and a transmission gear can be avoided, and in which finally synchronizing gears can be dispensed with and further advantages over conventional compressor machines can be achieved: - To solve the aforementioned and others According to the invention, the objects to be explained later, it is proposed according to the invention to provide devices for supplying liquid into the working space of the compressor machine, firstly to create a liquid seal that replaces the gap sealing effect typical of dry compressor machines, i.e. effectively closes the gaps, and secondly that to cool medium to be compressed in such a high degree directly that in a single stage with annehmbärem efficiency and at significantly lower speed of the rotor than in the past can be the. pressure required is generated for the compressed air supply of repairing and the like, wob According to the invention, the devices work with such a throughput that the minimum value of the ratio of the mass flow of the Plizssigkeit to the mass flow of the elastic medium is 1.5: 1 and changes in opposite directions, in particular inversely proportional to changes in the top speed of the rotors. Furthermore, according to the invention, the liquid is introduced in such a quantitative relationship to the circumferential speed of the rotors that the most favorable efficiency is achieved under given operating conditions.
Der bevorzugte Weg für die Verwirklichung der Hauptaufgabe
und der weiteren Aufgaben sowie die erreichbaren Vorteiae ergebe. sich@aus der nachfolgenden
Beschreibung einen in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispieles,
Es zwigen: Fig. 1 einen teils nach der Linie 1-1 und teils nach der, Linie la-1a
in Fig. 2 geführten. Längsschnitt durch eine Kompressormaschine gemäß
der Erfindung.
Fig. 2 einen Querschnitt nach der Linie 2-2
in Fig. 1.The preferred way for the realization of the main task and the further tasks as well as the achievable advantages result. From the following description of an exemplary embodiment shown in the drawing, there are between: Longitudinal section through a compressor machine according to the invention. FIG. 2 shows a cross section along the line 2-2 in FIG. 1.
Fig. 3 ein Diegramm, das den Effekt der Einführung verschiedener Flüssigkeitsmengen
_-bei verschiedenen Umfangsgeschwindigkeiten'-der Rotoren angibt und- -Fig: 4 ein
Dia.grarnm, das die Beziehung zwischen der in die Kompessormaschine eingeführten
Flüssigkeitsmenge, ausgedrückt durch das Verhältnis der Massenströmung der'Flüssigkeit
zur Massenströmung des zu verdichtenden Gases, und der-Spitzengeschwindigkeit der
_ Rotoren einer Kompressormaschine- zeigt. Die in den F-ig. 1 und 2 dargestellte
Kompressotmaschine besitzt einen männlichen Rotor 10 und einen damit zusammenwirkenden
weiblichen Rotor 12. Diese Rotoren haben schraubenlinienförmig verlaufende Kämme,
die zwischeneinander Nuten bilden. Die Hauptteile der Kämme des männlichen Rotors
10 liegen außerhalb des Teilkrejses dieses Rotors und haben im wesentlichen konvex
gekrümmte Flanken. Die Hauptteile der Kämme des weiblichen Rotors 13.egen innerhalb
des Tezlkre@esdieses Rotors und haben im wesentlichen konkav gekrümmte Flanken.
Der Umschl±ngiingswinkel jedes Kammes ist bei jedem Rotor kleiner als 3600._ -Die
Rotoren 10 und 12 sind in einem Gehäuse mit einem tonnenförmigen Mantelteil 14 und
Stirnwänden 16 und 18 angeordnet. Fieses Gehäuse umschließt einen Arbeitsraum 20,
der im wesentlichen durch zwei-einah-
der schneidende Bohrungen miAiner gemeinsamen
»bene liegenden Achsen gebildet wird. Dieser Arbeitsraum weist eine Niederdruckeinlaßöffnung
22 und eine Hochdruckauslaßöffnung 24 auf, deren Hauptteile sieh an gegenüberliegenden
Seiten der durch die Hohrungsäeheen verlaufenden Ebene befinden. Der männliche Rotor
10 ist mit einem Achsstummel 26 ver-sehen, der die Stirnwand 16 durchsetzt
und für die Verbindung mit einem nicht dargestellten Antriebsmotor eingerichtet
ist. Der männliche Rotor 10 ist ferner an der Stirnwand 16 mit Hilfe von zwei Kugel-28
und an der Stirnwand 18 mit Hilfe eines Rollenlagers 30 gelagert. - _ Die Kompressor-maschine
weist ferner einen Raum 32 auf, dem von einer nicht dargestellten Flüssigkeitsquelle
über eine Rohrleitung 34 und ein zur Regelung der Flüssigkeitsmenge dienendes Regelventil
36 Hochdruckflüssigkeit zugeleitet wird. Aus dem Raum 32 wird die ß.-tissigkeit
in den Arbeitsraum 20 durch mehrere Öffnungen oder Düsen 38 eingespritzt, die verteilt
längs der Schnittlinie 40 zwischen den Bohrungen des Arbeitsraumes 20 auf der gleichen
Seite der durch die Bohrungsächsen verlaufenden Ebene wie die Hochdruckauslaßöffnung
24 liegen. In der Nähe der Schnittlinie zwidchen den Bohrungen des Arbeitsraumes
20, die auf der gleichen Seite der genannten Ebene wie die Niederdruckeinlaßöffnung
22 liegt, erstreckt sich in Längsrichtung eine Ablenkplatte 42, welche die zwischen
den Rotoren durchtretende Flüssigäeit iri Umfangsrichtung der Rotoren gegen die
Wandungen des Arbeiteräumes leitet, um die Vermischung der Flüssigkeit -mit-derm'elastigehen
Niederdruckmedium
zu begrenzen.
Die prinzipielle Arbeitsweise der beschilebenen Kom-
pressormaschine beim Kompressionsvorgang ist bekannt.
Die Rotoren werden im Sinne der -in Fig. 2 eingezeich-
neten Pfeile gedreht, wobei die Nuten der Rotoren
mit der. zu komprimierenden Luft gefüllt werden, wenn
die einlaßseitigen .Enden. derselben an der Nieder-
druckeinla.ßöffnizng 22 vorbeilaufen. Die Einl aßphase
des Arbeitszyklus ist beendet, sobald die Nuten außer
Verbindung.mit der Nied_erdr».ckeinlaß#iffr_ung kommen.
Die eingeschlossene Luft wird in den Nuten nach unten
befördert, bis ein Kamm eines Rotors im Bereich der
Schnittlinse 40 zwischen den Gehäusebohrungen auf der
Nieder- oder Hochdruckseite derselben beginnt in. eine
zugeordnete Nute des anderen Rotors einzugreifen, um
die Kompressionsphase des Arbeitszyklus einzuleiten,
indem V-förmige Kompressionskammern gebildet werden,
die jeweils zwei- Retor_nuttelle umfassen, welche an
einem Ende durch (1-;-e hochdruckseitige Stirnwandung
des Gehäuses und am anderen Ende durch den gegenseitigen
Eingriff der Rotoren begrenzt werden. Das letztgenannte
Kammerende wandert bei der weiteren Drehung der Ro-
toren zur hochdrucksei tigen. St:i rnwand des Gehäuses, wobei
die Kompressi onslzarmer fortlaufend an Länge abnimmt,
so daß das Kammervolumen vermindert wird, bis es
schließlich d.en Wert Null a,rnirim.t, wobei der Kammer-
inhalt während dieser letzten Phase des A.rbeits-
zyrklus, d. h. während der Ausstoßphase, d-le als Fort-
setzung der Kompressi.onsnhe.se är.gesehen werden kann,
durch die F-ochdruckdffnizrg 24 entlpder ut@_rd. -
Es ist ohne we;_ teres verständlich) da.ß da.s erzielte
Kompressionsverhältnis im wesentlichen von der Größe
und Gestalt der Auslaßöffnung abhängt, welche für das Vollauen
der Kompressionskammer in dem Zeitpunkt maßgeblich ist, in dem diese mit dem Auslaß
in Verbindung tritt. Es ist ferner erkennbar, daß dieses Verhgltnis durch Anwendung
geeigneter Ventilsteuerungen bekannter Art geändert werden kann; derartige Maßnahmen
sind .aber für die vorliegende Erfindung nicht von wesentlicher Bedeutung. In der
Praxis wird durch die Anwendung der Prinzipien der vorliegenden Erfindung das Erreichen
des gewünschten Kompressionsverhältnisses von ungefähr 8 : 1, das z. B. für die
Preßluftversorgung von Werkstätten erforderlich ist, unter Anwendung einer einzigen
Kompressorstufe ermöglicht. Bei trockenen Kompressormaschinen der einleitend-geschilderten
allgemeinen Art hängt der erzielbare Wirbingsgrad in erster Linie davon ab, wie
klein die Spalten zwischen den Rotoren und dem Gehäuse in der Praxis ausgeführt
sind, und, was noch wichtiger ist, während der Dauer des zuweilen äußerst robusten
Betriebes, dem viele Kompressormaschinen, besonders transportable, ausgesetzt sind,
genalten werden können. Es hat ri3.ch gezeigt, . daß diese Spalten beim Betrieb
von trockenen Kompressormaschinen sehr einfliißreiche Faktoren sind, und es wäre
aufgrund friiherer Erfahrungen mit Flüssigkeitszahnrndpumpen sowie mit naB betriebenen
rotierenden Gleitschaufel-Knmpressormßschtnen und anderen Typen von Maschinen mit
Mediumverdrängung nur logisch, anzunehmen, daß zählreiche Schwierigkeiten, die beim
Betrieb von trockenen Kompressormaschinen der Beschilderten Art auftreten, durch
die Einführung einer ausreichenden Menge einer Flüssigkeit, z. B. eines diinnen
Öles oder sogar Wasser, in den
Arbeitsraum zwecks Abdichtung der
erwähnten Spalte bzw. der Kompressionskammern vermindert oder vollkommen behoben
werden könnten. Auf diese Weise sollte erwartungsgemäß nicht nur@eine wirksamere
Abdichtung zur Verhinderung von Leekströmen aus den Kompressionskammern erzielt
werden, vielmehr sollte es im Hinbiiek auf die flüssige statt gasförm1_ge Ph"e des.Dichtungsmittels
auch möglich sein, die erwähnten Spalten zu vergrößern und dennoch eine gute Abdichtungswir=-kung
aufrechtzuerhalten. Praktische Versuche haben jedoch erwiesen, daß diese scheinbar
logischen Schlüsse vollkommen irrig sind Die ersten Versuche in dlüsem Sinne haben
nämlich gezeigt, daß,die Einfiihruneiner Flüssigkeit züi einem erheblichen Absinken
des i_rktzngsgrades im Vergleich zum trockenen Betrieb führt, was sich in einer
Er--höhiznrr der erforderlichen Antriebsleistung bei vorgegebenem Ausstoß an komprimierter.
Luft auswirkt. Eine Analyse dieser ersten Versuche hat ergeben., daß die
Ei,.zfiihrung von Flüssigkeit (die nachfolgend der Einfachheit halber als Flüssi
gkeitsl.njekti_on bezeichnet werden soll) eine vollständige Revision der Betriebsweise
von Kompressoren erfordert. Infolge der . viel größeren Dichte und Zähigkeit selbst
der_ dünnsten und leichtesten Flii.ssigkeiten im Vergleich mit Gas sind nämlich
die Verluste durch Verwirbellmg der in die Kompressi_oriskemmerr. -injizierten Flüssigkeit
unter der Einwirkung der mit geringem Spiel und mit hoher Geschwindigkeit umlaufender
Rotoren im Vergleich mit den Verlusten, die durch die Wirbelung des Gases in trockenen,
nur durch die Spalt-Dichtwirkung abgedichteten
Kammern auftreten,
so groß, daß sie bei weitem den Vorteil überwiegen, der an-sich durch die verbesserte
Abdichtung der Spalten mittels der Fliissigkeit erzielt werden kann. Auf Grund dieser
ersten Versuchsergebnisse wäre es nun logisch, anzunehmen, daß eine Erhöhung der
Menge der Flüssigkeit nur zu einer Vergrößerung der erwähnten Verluste fuhren würde,
doch hat sich überraschenderweise gezeigt, daß das Gegenteil gilt, wenn die Menge
der injizierten Flüssigkeit in eine bestimtte Beziehung zu der Umfangsgeschwindigkeit
der Rotoren sowie zu der Menge der zu verdichtenden Luft gebracht wird. Es wurde
gefunden, daß in erster hinie die Tnjektion einer Flüssigkeit mit einem Durchsatz,
der viel größer ist als jener, der lediglich zur Erzielung einer Flüssigkeitsdichtung
erforderlich wäre, in Kombinatton mit einem Betrieb der Rotoren in einen gegeniiber
dem trockenen Betrieb vollkommen verschiedenen Bers:@_ch der Spitzengeschwindigkeiten
erforderlich ist, wenn die Betriebsbedingungen einer yrockerer Kompressormaschine
erreicht oder sogar verbessert werden sollen. Es wurde ferner gefunden, daß die
erwiirsch.ten verbesserten Ergebnisse erfordern,, daR diese Hauptfaktoren zueinander
in einem bestimmten Verhältnis stehen. in Anbetracht der sehr weiten Bereiche von
hiefermenge, Druckverhältnis, absolutem Druck und Druckdifferenz sowie der Eigenschaften,
wie Dichte, spezifische Wärme, Viskosität usw. der verschiedenen Gase, die bei Kompressormaschinen
der hier behandelten Art in Betracht kommen. ist es offensichtlich nicht
mZiglich, alle Knmb:? na.ti.onen und. Permutationen -der
erwähnten Faktoren zu diskutieren, die bei. einer spe-
ziellen Komrressor_ausführung nach der Erfindung auf
die BemessunEInfluß haben, doch reichen zur Erklärung
der Prinzipien vier Erfindung und zu deren Verwirkli-
chiing zwecks Erzielung der angestrebten Vorteile die
folgenden, insbesondere für das weite Anwendungs-
gebiet der transp(,rtabl_en huftkompressormaschinen gel-
ter.den,Anga.hen aus.
Versuchsmessungen an PI ner einstufigen Kombressor_-
maschi_r_e für die T,ieferung von komprimierter huft
mit 7kg/cm? (shop a.ir) bei. atmosphärischem Einlaß-
druck zeigen, da-ß die günstigste Menge den einzu-
führenden Flüssigkeit je nach der Bemessun« der
Komrressormaschine variiert. Di.P durch Änderung der
eingeführten Fl_iissi.glrei_tsmenge erzielten Ergebnisse
sind aus den als Bei. spiele zu wertenden Diagrammen
nach den Fi g. 3 und 4 entnehmbar.
Im Diagramm nach Fig. 3 ist der Einfluß der Flünsig,r
keitsinjektion in verschiedenen Mengen (Kurven A, B;
C) auf den Wirkungsgrad i n P bhängi_gkeit von Umfanes-
geschwindigkeit S der Rotoren (Spitzengeschwindigklit)
dargestellt. Als (inverses) Maß für den Wirkungsgrad
ist die 'spezifische Leistung" Ns angegeben, d. h: ,die
in PS ausgedrückte Leistung, die erfcrderlich ist,.-
m3,/min Druckluft 7u liefern.
Aus den dargestellter- Diagrammen gehen unmittelbar :einige wichtige Faktoren hervor.
So ist z-. ß. ersichtlich.
daß eine ausgeprägte optimale Umfangsgeschwindigkeit
vorliegt und daß ferner innerhalb des verwertbaren Geschwindigkeitsbereiches durch
eine Vergrößerung der injizierten Flüssigkeitsmenge ein erhöhter Wirkungsgrad erzielt
wird. Dieser letztere Umstand kann durch die Tatsache erklärt werden, daß Änderungen
der injizierten Flüssigkeitsmenge anscheinend nicht kommensurable Änderungen der
auftretenden Wirbelverluste bewirken, vielmehr bleiben diese vergleichsweise mehr
konstant, während ein Zuwachs der Flüssigkeitsmeng*e die erwähnte Erhöhung des Wirkungsgrades
infolge des verstärkten direkten und wirksamen Kühleffektes mit sich bringt. Nach
dem Diagramm ist anzunehmen, daß.ein noch stärkerer Durchsatz von Flüssigkeit den
Wirkungsgrad noch weiter verbessern würde, und das kann tatsächlich auch der Fall
sein. Allerdings sind Unsichtlich des Maximums der zugeführten Flüssigkeitemenge
praktische Überlegungen zu berücksichtigen, weil diese nicht so groß gewählt werden
soll, da.ß die Abmessungen und Kosten der erforderlichen Flüssigkeitspumpe den erzielbaren
Gewinn an Wirkungsgrad wieder vernichten. Wenn andererseits das Minimum der zugefizhrten
Flüssigkeitsmenge festgelegt werden soll, ergibt sich, abgesehen von der erforderlichen
Berücksichtigung des Wirkungsgrades, noch eine weitere Besehränkung. In fast allen
Fällen wird die verwendete Flüssigkeit verbrennbarer Natur sein, nämlich gewöhn-
, lieh ein Kohlenwasserstoff, wie etwa ein Schmieröl od. dgl., und in diesen Fällen
muß die-angewendete Flüssigkeitsmenge ausreichen, um die Temperatur, die infolge
der Erwärmung bei der Kompression auftritt, unter jenem Wert zu halten, bei der
eine Zündung auftreten
kann. Bei-gewöhnlichen Kompressormaschinen
mit hin- und hergehender Kolbenbewegung werden üblicherweise aüs Sicherheitsgründen
als höchstzulässige Temperatur des Schmiermittels 125o Chngenommen. Aus Fig. 3 geht
ferner hervor, daß zur Erzielung optimaler Ergebnisse die Menge der zugeführten
Flüssigkeit ih einer bestimmten Beziehung zur Umfangsgeschwindigkeit der Rotoren
stehen muß. Wie zu erwarten, nahmen die Wirbelverluste bei Erhöhung der Spitzengeschwndigke:i_t
zix, und wenn die zugefiIhrte Flüssig -keitsmenge bei der angewendeten Spitzengeschwindigkeit
zu groß ist, nimmt der Wirkungsgrad wieder ab. Diese Verhältnisse gehen deutlich
aus den Kurven im Diagramm nach-Fig. 3 hervor; den Kurven B bzw: C entspricht ein
Flüssigkeitsdurchsatz, der 160 %bzw. 267 % des für die Kure- A geltenden Wertes
ausmacht. Wie schon erwähnt, ist die Beziehung zwischen der zugeführten Flüss-_gkeitsmenge
und der Umfangsgeschwindigkett der Rotoren invers, d. h., daß der optimale Flüssigkeitsdurchsatz-mit
zunehmender Umfangsgeschwindigkeit abnimmt. Es wurde gefunden, daß für optimale
Ergebnisse die Beziehung zwischen den Masseströmungen einen bestimmten Verlauf haben
soll, und aus zahlre;.-chen Meßergbnissen der in Fig. 3-d?rgestellten Art läßt sich
folgern, daß die optimale Beziehung zwischen der Umfangsgeschwindigkeit und der
zugeführten Flüssigkeitsmenge durch eine Kurve mit hyperbolischem Verlauf dargestellt
werden kann, wie-z. B. durch die
Kurve D in Fig. 4, welche. das
Verhältnis der Massenströmungen MR in Abhängigkeit von der Spitzengeschwindigkeit
S zeigt. Die Kurve D kann durch die folgende Gleichung ausgedrückt werden:
worin MR das Verhältnis der Massenströmungen, C eine Konstante und S die Spitzengeschwindigkeit
der Rotoren in m/eeo ist. Für optimale Ergebnisse, wie sie durch die Kurve D dargestellt
werden, ist der Wert der Konstante 0 ungefähr 600. Es versteht sich jedoch, daß
ein wistschaftlich befriedigender Betrieb auch mit anderen Maseenströmungsverhältnissen
erzielt verden kann, die nicht genau zu maximalem Wirkungsgrad führen, und In vielen
fällen kann sich zeigen, daß andere wirtschaftliche Faktoren in ihrer Bedeutung
die Bedeutung der Erztelung eines maximalen Wirkungsgrades überwiegen. Es versteht
sich daher, daß der Grundgedanke der vorliegenden Erfindung nicht auf die Anwednung
des speziellen, oben angegebenen Wertes beschränkt ist, sondern im gesamten Bereich
von Werten, in dem ein befriedigender Betrieb erzielt werden kann, anwendbar ist.
.tiusgedrüekt durch die vorstehend angegebene For-mel ist ein befriedigender
Betriebsbereich gegeben, wenn die untere Grenze für die Konstante C ungefähr 300
und die obere Grenze ungefähr 900 beträgt. Wird in diesem Bereich die untere,
durch die Kurve E dargestellte Grenze unterschritten, so ergeben sich für die spezifische
Eingangsleistung so hohe Werte, daß
einA mehrstufige Kompression
mit Zwischenkühlung günstiger erscheint als eine einstufige Kompression, während
bei Überschreitung der oberen Grenne, die durch die Kurve F dargestellt ist, Bedingungen
vorliegen,-bei welchen die erforderlichen Mengen an Flüssigkeit so groß werden,
daß die Abmessungen und Kosten der notwendigen Fliissigkeitspumpe einen weiteren
Vorteil hinsichtlich des Wirkungsgrades zunichte machen. Es versteht sich ferner,
daß die oben angegebene Förmel nur bis zu einem Minimalwert des Verhältnisses der
Massenströmungen, nämlich bei .1,5#: 1 anwendbar ist, bei dem auch sichergestellt
ist, daß die Maximaltemperatur nicht den üblicherweise angenommenen Sicherheitswert
überschreitet. Aus der vorstehenden Beschreibung geht hervor, daß die Vorteile der
Erfindung innerhalb eines weiten Bereiches von speziellen Kombinationen verschiedener
Einflußerößen erzielt werden können, weshalb die Erfindung alle Maschinen umfassen.
soll, die in den Rahmen der nachfolgenden Patentansprüche fallen.Fig. 3 is a diegram showing the effect of introducing different amounts of liquid - at different circumferential speeds' - of the rotors; Mass flow of the liquid to the mass flow of the gas to be compressed, and the peak speed of the rotors of a compressor machine. The in the F-ig. 1 and 2 has a male rotor 10 and a female rotor 12 cooperating therewith. These rotors have helical ridges which form grooves between one another. The main parts of the combs of the male rotor 10 lie outside the partial circle of this rotor and have essentially convexly curved flanks. The main parts of the crests of the female rotor are located within the Tezlkre @ es of this rotor and have essentially concavely curved flanks. The angle of wrap of each comb is less than 3600 for each rotor. The rotors 10 and 12 are arranged in a housing with a barrel-shaped casing part 14 and end walls 16 and 18. Nasty housing encloses a working space 20, which is essentially made up of two the cutting holes miAiner common
»Flat axes are formed. This working space has a low-pressure inlet port 22 and a high-pressure outlet port 24, the main parts of which are located on opposite sides of the plane passing through the Hohrungsäheen. The male rotor 10 is seen comparable with an axle journal 26 which passes through the end wall 16 and is adapted for connection with a not shown drive motor. The male rotor 10 is also supported on the end wall 16 with the aid of two ball bearings 28 and on the end wall 18 with the aid of a roller bearing 30. The compressor machine also has a space 32 to which high pressure fluid is fed from a fluid source (not shown) via a pipeline 34 and a control valve 36 serving to regulate the amount of fluid. Tissue is injected from the space 32 into the work space 20 through several openings or nozzles 38 distributed along the cutting line 40 between the bores of the work space 20 on the same side of the plane running through the bore axes as the high pressure outlet opening 24. In the vicinity of the line of intersection between the bores of the working space 20, which lies on the same side of the above-mentioned plane as the low-pressure inlet opening 22, a baffle 42 extends in the longitudinal direction, which the liquid passing between the rotors in the circumferential direction of the rotors against the walls of the working space conducts to limit the mixing of the liquid -with-derm'elastigehen low-pressure medium. The principle mode of operation of the sign-level com-
Pressor machine during the compression process is known.
The rotors are drawn in the sense of -in Fig. 2-
neten arrows rotated, with the grooves of the rotors
with the. to be filled with compressed air when
the inlet-side ends. same at the lower
Druckeinla.ßöffnizng 22 pass by. The intake phase
the working cycle is ended as soon as the grooves are out of order
Connect with the low pressure back inlet.
The trapped air is down in the grooves
conveyed until a crest of a rotor in the area of the
Cutting lens 40 between the housing bores on the
The low or high pressure side of the same begins in a
to engage associated groove of the other rotor
initiate the compression phase of the work cycle,
by forming V-shaped compression chambers,
which each include two Retor_nuttelle, which at
one end through (1 -; - e end wall on the high pressure side
of the housing and at the other end by the mutual
Engagement of the rotors are limited. The latter
The end of the chamber moves as the rotor continues to rotate
gates to the high pressure side. St: inside the housing, where
the compression-poorer continuously decreases in length,
so that the chamber volume is reduced until it is
finally the value zero a, rnirim.t, where the chamber
content during this last phase of the work
cycle, i.e. during the ejection phase, d-le as progress
setting of the compression can be seen,
through the F-ochdruckdffnizrg 24 entlpder ut @ _rd. -
It is understandable without further information that it achieved it
Compression ratio essentially depends on the size
and the shape of the outlet opening depends, which is decisive for the full roughness of the compression chamber at the point in time in which it comes into contact with the outlet. It can also be seen that this ratio can be changed by using suitable valve controls of a known type; such measures are .aber not of essential importance for the present invention. In practice, by applying the principles of the present invention, achieving the desired compression ratio of about 8: 1, e.g. B. is required for the compressed air supply of workshops, using a single compressor stage. In dry compressor machines of the general type described above, the achievable degree of turbulence depends primarily on how small the gaps between the rotors and the housing are in practice and, more importantly, on the duration of the sometimes extremely robust operation , to which many compressor machines, especially transportable ones, are exposed. Ri3.ch has shown . that these gaps are very influential factors in the operation of dry compressor machines, and it would be logical, based on previous experience with liquid gear pumps, wet-operated rotating vane compressors and other types of machines with medium displacement, to assume that the numerous difficulties encountered in the operation of dry Compressor machines of the type indicated occur by the introduction of a sufficient amount of a liquid, e.g. B. a thin oil or even water, in the working space for the purpose of sealing the mentioned column or the compression chambers could be reduced or completely eliminated. In this way, as expected, not only should a more effective seal be achieved to prevent Leek currents from the compression chambers, but it should also be possible to enlarge the mentioned gaps and still have a good seal, with reference to the liquid instead of gaseous phase of the sealant Practical tests have shown, however, that these seemingly logical conclusions are completely erroneous in an increase of the required drive power with a given output of compressed air. An analysis of these first experiments has shown that the introduction of liquid (which for the sake of simplicity will hereinafter be referred to as liquid injection) a full revision of the operation wise required by compressors. As a result of . Much greater density and viscosity of even the thinnest and lightest liquids in comparison with gas are the losses due to turbulence in the compressors. -injected liquid under the action of the rotors rotating with little play and at high speed in comparison with the losses that occur due to the swirling of the gas in dry chambers sealed only by the gap-sealing effect, so great that they are by far the advantage predominate, which can be achieved by the improved sealing of the gaps by means of the liquid. On the basis of these first test results it would be logical to assume that an increase in the amount of liquid would only lead to an increase in the losses mentioned, but surprisingly it has been shown that the opposite is true when the amount of liquid injected is in a certain relationship is brought to the circumferential speed of the rotors as well as to the amount of air to be compressed. It has been found that, in the first place, the injection of a liquid with a throughput which is much greater than that which would be required merely to achieve a liquid seal, in combination with an operation of the rotors in a ratio completely different from the dry operation: @ _ch the top speed is required if the operating conditions of a yrockerer compressor machine are to be achieved or even improved. It has also been found that the improved results achieved require that these major factors be related to one another. In view of the very wide ranges of quantity, pressure ratio, absolute pressure and pressure difference as well as the properties, such as density, specific heat, viscosity, etc., of the various gases that come into consideration in compressor machines of the type dealt with here. it is obviously not mOnly, all Knmb :? na.ti.onen and. Permutations -der
to discuss the factors mentioned at. one special
specific Komrressor_ausführung according to the invention
which have an influence on measurement, but are sufficient for an explanation
the principles of four invention and their realization
chiing to achieve the desired benefits
the following, especially for the wide range of applications
area of transp (, rtabl_en hip compressor machines
ter.den, Anga.hen from.
Experimental measurements on PI ner single-stage Kombressor_-
Maschi_r_e for the delivery of compressed hooves
with 7kg / cm? (shop a.ir) at. atmospheric inlet
pressure show that the cheapest amount
leading fluid depending on the dimension
Compressor machine varies. Di.P by changing the
Introduced Fl_iissi.glrei_tsviel results achieved
are from the as bei. play charts to be evaluated
according to the Fi g. 3 and 4 can be removed.
In the diagram according to FIG. 3, the influence of the liquid, r
injection in various quantities (curves A, B;
C) on the efficiency depending on the
speed S of the rotors (peak speed)
shown. As an (inverse) measure of efficiency
the 'specific power' Ns is given, i.e., the
Required power expressed in horsepower, -
m3 / min supply compressed air 7u.
From the diagrams shown, you can immediately see: Some important factors. So is z-. ß. evident. that there is a pronounced optimal circumferential speed and that, furthermore, within the usable speed range, an increased degree of efficiency is achieved by increasing the amount of liquid injected. This latter circumstance can be explained by the fact that changes in the amount of liquid injected do not seem to cause commensurable changes in the vortex losses that occur; rather, these remain comparatively more constant, while an increase in the amount of liquid causes the mentioned increase in efficiency as a result of the increased direct and effective cooling effect brings with it. According to the diagram, it can be assumed that an even greater throughput of liquid would improve the efficiency even further, and this may in fact be the case. However, invisible to the maximum amount of liquid supplied, practical considerations must be taken into account, because this should not be chosen so large that the dimensions and costs of the required liquid pump destroy the achievable gain in efficiency again. If, on the other hand, the minimum amount of liquid supplied is to be determined, there is, apart from the necessary consideration of the degree of efficiency, a further limitation. In almost all cases the liquid used will be of a combustible nature, namely usual, borrowed a hydrocarbon such as a lubricating oil or the like Compression occurs to be kept below that at which ignition can occur. In ordinary compressor machines with reciprocating piston movement, 125o C is usually taken as the maximum permissible temperature of the lubricant for safety reasons. FIG. 3 also shows that in order to achieve optimal results, the amount of liquid supplied must have a certain relationship to the circumferential speed of the rotors. As expected, the eddy losses increased with an increase in the peak speed: i_t zix, and if the amount of liquid supplied is too large at the peak speed used, the efficiency decreases again. These relationships can be seen clearly from the curves in the diagram according to FIG. 3 emerges; the curves B and: C corresponds to a liquid throughput that is 160% or. 267% of the value applicable to the course A. As already mentioned, the relationship between the amount of liquid supplied and the circumferential speed of the rotors is inverse, ie the optimum liquid throughput decreases with increasing circumferential speed. It has been found that, for optimal results, the relationship between the mass flows should have a certain course, and from numerous measurement results of the type shown in FIG The amount of liquid supplied can be represented by a curve with a hyperbolic course, such as-z. B. by curve D in Fig. 4, which. shows the ratio of the mass flows MR as a function of the tip speed S. The curve D can be expressed by the following equation: where MR is the ratio of the mass flows, C is a constant and S is the tip speed of the rotors in m / eeo. For optimal results, as shown by curve D, the value of the constant 0 is approximately 600. However, it will be understood that economically satisfactory operation can also be achieved with other mass flow conditions which do not exactly lead to maximum efficiency, and In In many cases it can be seen that other economic factors outweigh the importance of achieving maximum efficiency. It should therefore be understood that the gist of the present invention is not limited to the application of the specific value given above, but is applicable to the entire range of values in which satisfactory operation can be achieved. .tiusgedrüekt mel by the above research, a satisfactory range of operation is when the lower limit of the constant C is about 300 and the upper limit is about 900th If the lower limit represented by curve E is not reached in this area, the values for the specific input power are so high that A multi-stage compression with intermediate cooling appears more favorable than single-stage compression, while when the upper limit is exceeded, the value indicated by the curve F is shown, conditions exist in which the required amounts of liquid become so large that the dimensions and costs of the necessary liquid pump negate a further advantage with regard to the degree of efficiency. It is also understood that the above formula can only be used up to a minimum value of the ratio of the mass flows, namely at .1.5 #: 1, at which it is also ensured that the maximum temperature does not exceed the usually assumed safety value. From the above description it is evident that the advantages of the invention can be achieved within a wide range of specific combinations of different influencing variables, which is why the invention encompasses all machines. which fall within the scope of the following claims.