DE1428277A1

DE1428277A1 - Schraubenradmaschine fuer ein kompressibles Arbeitsmedium

Info

Publication number: DE1428277A1
Application number: DE1964S0094698
Authority: DE
Inventors: Schibbye Lauritz Benedictus
Original assignee: Svenska Rotor Maskiner AB
Current assignee: Svenska Rotor Maskiner AB
Priority date: 1963-12-23
Filing date: 1964-12-18
Publication date: 1970-01-08
Also published as: BE657477A; US3307777A; GB1077517A; DE1428277B2; DE1428277C3; SE310751B

Description

Schraubenradmaschine für ein komperessibles Arbeitsmedium

Eine Schraubenradmaschine für ein kompressibles Arbeitsmedium ist eine Maschine, die in der Hauptsache mindestens zwei koplanar gelegene zusammenarbeitende Rotoren mit unter einem Umschlingungswinkel von weniger als 360° verlaufenden schraubenförmigen Kämmen und dazwischen befindlichen Nuten sowie ein die Rotoren umschließendes Gehäuse aufweist. Die Rotoren sind als männliche und weibliche Rotoren ausgebildet, d.h. die Kämme des männlichen Rotors haben ihre Hauptabschnitte ausserhalb des Rotorteilkreises und weisen im wesentlichen konvexe Flanken auf, und die Kämme des weiblichen Rotors haben ihre Hauptabschnitte innerhalb des Rotorteilkreises und weisen ,im wesentlichen konkave Flanken auf. Das die Motoren umschließende Gehäuse' enthält eine Arbeitskammer mit Niederdruck- und Hochdrucköffnungen, die im wesentlichen von zwei koplanar angeordneten, einander schneidenden Bohrungen gebildet wird, welche je einen Rotor dichtend umschließen.

Bei der Zusammenarbeit der Rotoren greift ein Kamm des einen Rotors in eine Nut des anderen Rotors ein, wodurch eine winkelförmige Kammer zwischen den Rotoren und den Wandungen der Arbeitskammer gebildet wird, die sich aus einem Abschnitt einer männlichen Rotornut und einem mit diesem kommunizierenden Absohnitt

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einer weiblichen Rotornut zusammensetzt. Das Basis ende einer jeden solchen Kammer befindet sich an einer festen Ebene, die quer zu den Achsen der Rotoren gerichtet ist und für alle winkelförmigen Kammern gemeinsam ist und somit an der Hochdrucköffnung liegt, und der Scheitelpunkt einer jeden solchen Kammer befindet sich an der Eingriffsstelle zwischen den zusammenarbeitenden Kämmen der verschiedenen Rotoren. Wenn sich die Rotoren drehen, bewegt sich der Scheitelpunkt der winkelförmigen Kammer in axialer Richtung im Verhältnis zu der festen Ebene, wobei sich das Volumen der Kammer verändert.

In Maschinen dieser Art, wie sie bis heute zumeist benutzt werden, sind die verschiedenen Rotoren durch ein Synchronisiergetriebe miteinander verbunden, das die doppelte Aufgabe besitzt, einmal die über das Getriebe verbundenen Rotoren in einer bestimmten relativen Winkelstellung zueinander zu halten und zum anderen das auf den Rotor, der keine«, aus der Maschine herausragendea Stummelwelle besitzt, wirkende Drehmoment zu übertragen. Angesichts der Tatsache, dass die Winkeleinstellung sehr genau vorgenommen werden muss, um eine unmittelbare Berührung zwischen den Rotoren zu vermeiden, ist es bei solchen Maschinen von grösster Wichtigkeit, dass der Verschleiss der Zahnräder in dem Synchronisiergetriebe so niedrig wie möglich gehalten wird. Die sich nach ausserhalb der Maschine erstreckende Kraftübertragungswelle ist bisher zu diesem Zwecke mit dem Rotor verbunden worden, der die grösste Kapazität zur Kraftübertragung auf das Arbeitsmedium besitzt und deshalb wegen der Profile der Rotoren stets der männliche Rotor gewesen ist. Ein weiterer Grund, die Kraftübertragungswelle mit dem die grösste Kraftübertragungskapazität aufweisenden Rotor zu verbinden, besteht in der Beschränkung der Verformung der Rotoren und des Synchronisiergetriebes in soweit wie möglicher Weise und deshalb in der Begrenzung der entsprechenden Winkelbewegung zwischen den Rotoren. Dieses Merkmal ist von besonderer Bedeutung, da die Maschinen gemäss ihren Ausbildungsmerkmalen normalerweise so ausgebildet sind, dass das Synchronisiergetriebe an dem Ende der Rotoren

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angeordnet ist, an dem die äussere Welle ansetzt.

Häufig ist Jedoch auch eine abgewandelte Ausführungsform von .Schraubenradmaschinen auf den Markt gebracht worden, die als Kompressor ohne jedes Synchronisiergetriebe zur Verbindung der Rotoren ausgebildet und.mit einer Öleinspritzung versehen ist, die u.a. der Herstellung eines Ölfilms an den Planken der Rotorkämme dient, wodurch eine Drehmomentübertragung unter direkter Berührung zwischen den ^xlotorflanken ermöglicht wird. Um das von der Plankenberührung übertragene Drehmoment so klein wie möglich zu halten, ist die äussere Welle bei solchen Maschinen mit dem männlichen Rotor verbunden. Wegen der Tatsache, dass der männliche Rotor stets eine grössere Axialkraft als der weibliche Rotor von dem Arbeitsmedium aufnimmt,und wegen der Schraubenriehtung, die für die Funktion der Maschine notwendig ist, überlagern sich die vom Arbeitsmedium ausgeübte Axialkraft und die von der Drehmomentübertragung hervorgerufene Axialkraft am männlichen Rotor, während am weiblichen Rotor die eine von der anderen abgezogen wird, so dass der Unterschied zwischen den auf die Axiallager der verschiedenen Rotoren wirkenden Axialkräfte weiterhin ansteigt. Dies ist ein schwerwiegender Umstand, da der männliche Rotor normalerweise einen kleineren Teilkreis besitzt und deshalb mit der grösseren Drehzahl umläuft, aus welchem Grunde stets Schwierigkeiten bestanden, eine annehmbare Lebensdauer a« £ür das Axiallager des männlichen Rotors zu erreichen.

In einigen Fällen ist es deshalb notwendig gewesen, ein Axiallager für den männlichen Rotor mit einem Durchmesser zu benutzen, der grosser ist als derjenige, der wegen des festen Achsabstandes zwischen den Rotoren aus praktischen Gesichtspunkten heraus erwünscht ist, da das Axiallager für den weiblichen Rotor dann mit einem kleineren Durchmesser ausgeführt werden musste, so dass Axiallager zweier unterschiedlicher Ausführungsformen zur Anwendung kamen, was unzweckmässig hinsichtlich der Herstellung und Ersatzteilhaltung ist. Eine andere Möglichkeit, die in bestimmten

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Fällen angewendet worden ist, besteht darin, den männlichen Rotor mit einem Öldruckbetätigten Ausgleichskolben zu versehen, der natürlich wegen des dadurch bedingten grösseren konstruktiven Aufwandes für die Maschine unerwünscht ist.

Ein weiterer iTaöhteil von Schraubenradmaschinen mit Flüssigkeitseinspritzung besteht darin, dass die für einen optimalen Wirkungsgrad erforderliche Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors höher liegt als die Geschwindigkeit, die normalerweise bei direkter Antriebsverbindung zwischen der Antriebsmaschine und dem männlichen -^otor verfügbar ist. Beispielsweise beträgt bei Luftverdichtern mit einem eingebauten Druckverhältnis von 7s1 die für einen maximalen Wirkungsgrad erforderliche Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors etwa 20 m/s.

Der Wirkungsgrad ändert sich mit der Kopfkreisgeschwindigkeit in der Weise, dass er bei Geschwindigkeiten unterhalb des optimalwertes rapide abfällt, während die Wirkungsgradverminderung oberhalb des optimalen Wirkungsgrades beträchtlich flacher verläuft. Dies kann dadurch veranschaulicht werden, dass angenähert der gleiche Wirkungsgrad bei Kopfkreisgeschwindigkeiten von 15 m/s und 40 m/s erhalten wird. Maßgebender Faktor ist hierbei die Charakteristik des Eingangsdrehmomentes, das bei abfallenr der Drehzahl ein und derselben Maschine schnell ansteigt.

Es ist für Maschinen der oben erwähnten Art wesentlich, dass sie in der Lage sind, die Maschinenkapazität durch Änderung der Drehzahl der Antriebsmaschine zu verändern. Die normalerweise zum Antrieb solcher Kompressoren benutzten Maschinen, nämlich Dieselmotoren, haben jedoch eine Drehmomentcharakteristik in Abhängigkeit von der Drehzahl derart, dass das Drehmoment bei geringen Drehzahlen, bei denen der Drehmomentbedarf des Kompressors ansteigt, abfällt. Für eine bestimmte Grosse der Antriebsmaschine, die sich nach der notwendigen Leistung zur Erreichung der maximalen Kapazität des Kompressors richtet, ist die Möglichkeit für ein Absinken der Drehzahl der Antriebsmaschine und somit der Leistung

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des Kompressors duroh das Grossenverhältnis der Drehmomente der Antriebsmaschine und des Kompressors begrenzt, so dass eine unter etwa 15 m/s fallende Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors nur duroh Drosselung des Kompressoreinlassquerschnittes erzielt werden kann. Dies bedeutet höhere Verluste und ein unannehmbares Absinken des Wirkungsgrades für das Kompressoraggregat. Um die erwünschte Möglichkeit zur Veränderung der Kompressorleistung herab auf etwa 50 <fo der Maximalleistung durch Drehzahlregelung zu erkalten, ist es deshalb notwendig, das Aggregat so auszubilden, dass die Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors bei Maximalleistung etwa 30 m/s beträgt. Wegen des flachen Verlaufs der Wirkungsgradkurve oberhalb des Maximalwertes bei einer Kopfkreisgeschwindigkeit von etwa 20 m/s bedeutet dies jedoch, dass bei maximaler leistung der Wirkungsgrad nur unbeträchtlich abfällt und dieses leichte Absinken durch einen hohen Wirkungsgrad bei Teillast ausgeglichen wird, was einen optimalen Wirkungsgradverlauf über den gesamten Arbeitsbereich , in dem keine Belastungen und Vollast eingeschlossen sind, ergibt.

Bei einem Kompressor der am häufigsten vorkommenden Grosse, d.h. einem Durchmesser des männlichen Rotors von etwa 2QQmm beträgt die normale Kompressordrehzahl etwa 2 900 U/min. Die ,normale Drehzahl eines Dieselmotors mit der abgegebenen Leistung von etwa 100 Ps liegt jedoch bei nur etwa 1 800 U/min. Um einen optimalen Gösamtwirkungsgrad zu erreichen, ist deshalb die Einschaltung eines Zwischengetriebes mit einem Übersetzungsverhältnis von 1,5»1 bis 1,75*1 zwischen die Antriebsmaschine und den Kompressor erforderlich, was Schwierigkeiten und ein Ansteigen des Herstellungspreises für das Kompressoraggregat sowie ausserdem Verluste in dem Getriebe zur Folge hat, welche den Gesamtwirkungsgrad in ungünstiger Weise beeinflussen.

Gemäss der vorliegenden Erfindung wird eine Maschine geschaffen, die keine der oben erwähnten Nachteile aufweist, d.h. also, bei der keine ungleichmässige Belastung der Axialdrucklager vorhanden, ist und nicht die Notwendigkeit für ein mit der äusseren Welle der

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Maschine verbundenes Getriefte "besteht. Dies wird durch Verbindung der äusseren Welle mit dem weiblichen Rotor im Gegensatz zu den bis heute verfolgten Konstruktionsgrundsätzen und trotz des grösseren Drehmomentes erreicht, das dann zwischen den Rotorflanken und den beträchtlich grösseren Berührungskräften zwischen diesen übertragen werden muss. Die Berührungsflächen zwischen den Rotoren haben wegen der grossen Länge derselbemjein so grosses Fläehenmass, dass äies durch Verstärkung der Kanten der weiblichen Rotorkämme mittels ausserhalb des Rotorteilkreises gelegener Ansätze und durch Schaffung eines Ölfilmes an den Rotorflanken mittels Öleinspritzung möglich ist, das Drehmoment zwischen den Rotoren zu übertragen, ohne dass eine nachweisbare Abnutzung an den Flanken der Kämme auftritt. Durch Ausbildung beider Rotoren mit etwa demselben Aussendurchmesser, was besonders in Hinblick auf die Herstellung und in Hinblick auf eine ähnliche Verformung beider Rotoren vorteilhaft ist, wird der Teilkreis des weiblichen Rotors einen beträchtlich grösseren Durchmesser als der Teilkreis des männlichen Rotors aufweisen, da sich die weiblichen Rotorkämme im wesentlichen innerhalb und die männlichen Rotorkämme im wesentlichen ausserhalb des Teilkreises des betreffenden Rotors /befinden. Die Drehzahl des weiblichen Rotors liegt daher niedriger als die -drehzahl des männlichen Rotors.

Es hat sich als nützlich erwiesen, den männlichen Rotor mit drei oder vier Kämmen und den weiblichen Rotor mit einer Kammzahl auszubilden, welche die Anzahl der Kämme des männlichen Rotors um mindestens zwei übersteigt und nicht höher liegt als die doppelte Anzahl der Kämme des männlichen Rotors, sondern vorzugsweise unterhalb dieser doppelten Anzahl liegt. Diese Kombinationen hinsichtlich der Kammzahl geben den Kämmen des weiblichen Rotors eine ausreichende Dicke zur Übertragung des notwendigen Drehmoments zwischen den Rotoren ohne jede Verformung der Kämme. Weiterhin geben diese Kombinationen der Kammzahlen dem männlichen Rotor eine Drehzahl, die bei einer Kammkombination von 4+6 um . 50 # höher, bei einer Kammkombination von 3-fr5 um 67 $ höher und bei einer Kammkombination von 4+7 von 75 % höher liegt als die

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•drehzahl der äusseren Welle ohne die Anwendung eines besonderen Zwischengetriebes und ohne das Auftreten der hierdurch bedingten Energieverluste, so dass die Drehzahl des männlichen Rotors praktisch verlustfrei gleich derjenigen ist, die für einen optimalen Wirkungsgrad erforderlich ist. Im Vergleich mit einer Maschine, bei welcher*die äussere Welle mit dem männlichen Rotor verbunden ist, und die äussere Welle direkt an die Antriebsmaschine angekuppelt ist, wird ferner der Vorteil erhalten, dass die Leistung der Maschine bei gleichen Abmessungen des männlichen Rotors um mindestens 50 fo bmw. 67 $ bzw. 75 i> ansteigt, wodurch sich verringerte Abmessungen nicht nur im Vergleich mit einem Direktantrieb des männlichen Rotors, sondern auch im Vergleich mit einem über den männlichen Rotor von einem Zwischengetriebe angetriebenen Kompressor ergeben. Gleichzeitig werden beträchtlich niedrigere Herstellungskosten erzielt, da diese etwa proportional dem Gewicht des Kompressors sind. Eine Verringerung der Abmessungen ist weiterhin besonders für einen Luftkompressor der oben erwähnten Art wichtig, da diese oft auf fahrbaren Wagen montiert sind, deren Abmessungen sich nach dem Umfang des Kompressoraggregates richten.

Der Vorteil der erfindungsgemäss gesteigerten Maschinenleistung kann besonders in Verbindung mit einem zweistufigen Tandemkompressor ausgenützt werden, d.h. einem Kompressor mit einer gemeinsamen Antriebswelle, auf welcher die treibenden Rotoren befestigt sind, und mit voneinander getrennten getriebenen -^otorert in den beiden Stufen. Wegen der Tatsache, dass die treibenden und getriebenen Rotoren nicht in ihrer Winkellage zueinander durch ein Synchronisiergetriebe festgelegt sind, können die beiden getriebenen Motoren der verschiedenen Stufen ohne Nachteile mit unterschiedlichen Drehzahlen umlaufen, da es in einem solchen ZweiStufenkompressor ein Problem ist, ein Volumenverhältnis zwischen den beiden Stufen von ausreichender Grosse zu erhalten, so dass das beste Verhältnis zwischen den DrucküberSetzungen der Stufen

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in Hinblick auf den Wirkungsgrad erzielt wird. Bei bisher bekannten Maschinen hat es die Volumenbeziehung notwendig gemacht, eine erste Druckstufe von grosser axialer Länge im Verhältnis zum Durchmesser des männlichen Rotors und eine zweite » Druckstufe mit einer kleinen axialen Länge im Verhältnis zum Durchmesser des männlichen Rotors zu verwenden^ so dass das Verhältnis Länge zu Durchmesser sich für beide Stufen von demjenigen für einen optimalen Wirkungsgrad unterschied. Bei Verbindung des weiblichen Rotors der ersten Druckstufe und des männlichen Rotors der zweiten Druckstufe mit der Antriebswelle können die Volumenkapazitäten der zwei Druckstufen so unterschiedlich gestaltet werden, dass die gewünschte Verteilung des Druckanstieges zwischen den zwei Stufen, die einen optimalen G-esamtwirkungsgrad ergibt, bei einem solchen Verhältnis zwischen der Länge und dem Durchmesser der Rotoren in jeder Stufe erhalten wird, dass auch in jeder Stufe ein guter Einze!wirkungsgrad erzielt wird. Die auf diesem Wege erhaltenen Vorteile bewirken, dass der Gesamtwirkungsgrad der Maschine über denjenigen hinaus gesteigert werden kann, der bei den bisher bekannten Maschinen ähnlicher Art erzielbar ist.

Nachstehend wird die Erfindung anhand einiger in der Zeichnung dargestellter bevorzugter Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen:

Pig. 1 einen vertikalen Längsschnitt durch ein ersten

Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Schraubenradkompressors nach Linie I-I in Pig. 2,

Pig. 2 einen Querschnitt durch den Kompressor nach Linie2-2 in Pig. 1,

Pig. 3 einen horizontalen Längsschnitt durch den Kompressor nach Linie 3-3 in Pig. 1,

Pig. 4 ein Schaubild, das die Abhängigkeit des Gesamtwirkungsgrades des Kompressors nach Pig. 1 bis 3 in Abhängigkeit von der Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors zeigt. ₉₀9₈₈2/047i

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Pig. 5 ein Schaubild, das die Drehmomentcharakteristik des Kompressors nach Mg. 1 bis 3 und die Drehmomentcharakteristik eines mit dem weiblichen Rotor des Kompressors unmittelbar gekuppelten Dieselmotors in Abhängigkeit von der Kopfkreisgeschwindigkeit des männlichen Rotors zeigt,

Pig. 6 einen der Pig. 2 entsprechenden Querschnitt

durch ein abgeändertes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemässen Schraubenradkompressors,

Pig. 7 einen der Pig. 2 entsprechenden Querschnitt, durch ein weiteres abgeändertes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemässen Schraubenradkompressors,

Pig. 8 einen horizontalen Längsschnitt durch einen zweistufigen Kompressor gemäss der Erfindung.

Der Schraubenradkompressor nach Pig. 1 bis 3 weist ein Gehäuse 10 auf, das eine Arbeitskammer 12 im wesentlichen in der Porm zweier einander schneidender zylindrischer Bohrungen mit parallelen Achsen umschließt. Das Gehäuse enthält ferner einen Niederdruekkanal 14 und einen Hochdruckkanal 16 für das Arbeitsmedium, und die Kanäle 14 und 16 stehen über eine Uiederdrucköffnung 18 bzw. eine Hochdrucköffnung 20 mit der Arbeitskammer 12 in Berbindung.

Bei dem dargestellten Kompressor ist die Niederdruck-Öffnung 18 in ihrer Gesamtheit an der Niederdruckstirnwand der Arbeitskammer 12 gelegen und erstreckt sich hauptsächlich auf der einen Seite der die Bohrungsachsen enthaltenden Längsmittelebene des Kompressors. Die Hochdrucköffnung des Kompressors ist teilweise an der Hochdruckstirnwand der Arbeitskammer 12 und teilweise an deren Mantelwandung 26 gelegen und befindet sich in ihrer Gesamtheit auf der

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zur Niederdrucköffnung 18 entgegengesetzten Seite der die Bohrungsachsen enthaltenden Längsebene.

In der Arbeitskammer 12 sind zwei zusammenarbeitende Rotoren vorgesehen,-nämlich ein männlicher Rotor 28 und ein weiblicher Rotor 30, deren Achsen mit den Achsen der G-ehäusebohrungen zusammenfallen. Die Rotoren 28,30 sind in dem Gehäuse 10 in Zylinderrollenlagern 32 innerhalb der Niederdrucks tirnwand 22 und in zwei Kugellagern 34 mit Schultern innerhalb der Hochdruckstirnwand 24 gelagert. Der weibliche Rotor 30 ist ferner mit einer Stummelwelle 36 versehen, die aus dem Gehäuse 10 herausragt.

Der männliche Rotor 28 weist vier schraubenförmige Kämme 38 mit dazwischen befindlichen Nuten 40 auf, deren Umschlingungswinkel gtwa 300° beträgt. Der weibliche Rotor 30 besitzt sechs schraubenförmige Kämme 42 mit dazwischen befindlichen Nuten 44 und einem Umschlingungswinkel von etwa 200°. Die weiblichen Rotorkämme 42 sind mit Kopfansätzen 48 versehen, die radial ausserhalb des Teilkreises 46 des weibliehen Rotors 30 gelegen sind, und die männlichen Rotorkämme 40 sind mit entsprechenden Vertiefungen 52 am Nutgrund radial innerhalb des Teilkreises 50 des männlichen Rotors 28 versehen.

In der Mantelwandung 26 der Arbeitskammer 12 befindet sich eine Vielzahl von Öleinspritzkanälen 54, deren Öffnungen an der Verschneidungslinie 56 zwischen den zwei die Arbeitskammer 12 bildenden Gehäusebohrungen liegen. Die Kanäle 54 stellen eine Verbindung zwischen einem Ölzufuhrraum 58 und der Arbeitskammer 12 her. Von einer nicht dargestellten Druckölquelle wird dem Ölzufuhrraum 58 über eine Zufuhröffnung 60 Öl unter einem Druck zugeführt, der höher liegt als der in der Arbeitskammer 12 an den Öffnungen der Kanäle herrschende Druck.

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Der Kompressor arbeitet auf folgende Weise :

• Der weibliche Rotor 30 wird über die aus dem Gehäuse 10 herausragende Stummelwelle 36 von einer nicht dargestellten Antriebsmaschine angetrieben, und es wird dabei der männliche Rotor 28 durch unmittelbare Berührung zwischen den Flanken der Kämme 42 des weiblichen Rotors 30 und der Kämme 38 des männlichen Rotors ebenfalls gedreht. Diese Flankenberührung erfolgt im wesentlichen zwischen Abschnitten der vorerwähnten Kämme 42,38, die in der Nähe und vorzugsweise etwas ausserhalb der Teilkreise 46 und 50 der Rotoren liegen, d.h. zwischen Flankenabschnitten, die praktisch die gleiche Umfangsgeschwindigkeit besitzen, so dass der männliche Rotor'28 in sanfter und stossfreier Weise angetrieben wird. Das Arbeitsmedium wird durch den Niederdruckkanal 14 und die Niederdrucköffnung 18 in die Arbeitskammer 12 gesaugt, wo es in diejenigen Abschnitte der Rotornuten 40,44 gelangt, die jeweils zur Niederdrucköffnung 18 hin geöffnet sind, so dass die Hüten entlang ihrer gesamten Länge mit Arbeitsmedium gefüllt werden. Das Arbeitsmedium wird dann von den Rotoren in Umfangsrichtung mitgenommen, während zunächst ein weiblicher Rotorkanun 42 in eine männliche Rotornut 40 eingreift und dann auch ein männlicher Rotorkaram 38 in Eingriff mit einer weiblichen Rotornut 44 gelangt. Auf diese Weise bilden zwei miteinander kommunizierende Nuten eine winkelförmige Kammer, die sowohl gegen die Niederdrucköffnung 18 als auch gegen die Hochdrucköffnung 20 abgedichtet ist, wobei sich der Scheitelpunkt dieser eXammer an der Eingriffsstelle der vorgenannten Kämme in die vorgenannten Nuten befindet und die Basis der winkelförmigen Arbeitskammer" an der Hochdruckstirnwand 24 liegt, -^as Volumen dieser Kammer wird daraufhin während der weiteren Drehung der Rotoren ständig vermindert, da sich der Scheitelpunkt der Kammer in Richtung zur festen Hochdruckstirnwand 24 bewegt. Bei dieser Volumenverminderung steigt der Druck in der Kammer an. Während dieser Verdichtung wird in die winkelförmige Kammer Öl durch die

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Kanäle 54 eingespritzt. Diese Einspritzung erfolgt auf Grund der Tatsache, dass die Öffnungen der Kanäle 54 an der Verschneidungslinie 56 liegen im Scheitelpunkt der Kammer, in der die Verdichtung vor sich geht, wobei die Kämme während des Eingreifens in die entsprechenden Nuten als axial verschiebliche Kolben wirken. Das Öl dient als Kühlflüssigkeit, welche das Arbeitsmittel, und zwar genau denjenigen Teil davon kühlt, in dem die Wärmeentwicklung auf Grund der Verdichtung ihren Höhepunkt erreicht. Da ausserdem bei der Drehung der Botoren das Öl von der Zentrifugalkraft gegen die Kämme der Rotoren, und zwar besonders gegen deren Kopfabschnitte geschleudert wird, wird dort ein Ölfilm erzeugt, der die Leckspalte zwischen den Eotoren und dem Gehäuse abdichtet. Da die Rotoren im Bereich der winkelförmigen Kammer in Richtung gegeneinander rotieren, wird das Öl auch in den Eingriffsbereich zwischen den beiden Rotoren geschleudert. Dies hat die Doppelwirkung zur Folge, dass einmal eine Öldichtung für das Arbeitsmedium gebildet wird und zum zweiten ein Ölfilm an den das Drehmoment übertragenden Kammflanken entsteht, wodurch diese Planken gehindert werden, in unmittelbare mechanische Berührung miteinander zu gelangen und die Drehmomentübertragung zwischen den Rotoren ohne Verschleiss an den Kammflanken erfolgt.

Nach einer bestimmten Drehung der Rotoren um einen Betrag, der durch die Grosse und Form der Hochdrucköffnung bestimmt ist5 wird die winkelförmige Kammer zur Hochdrucköffnung 20 hin geöffnet,und der Ausstoss des Arbeitsmediums in dem Hochdruckkanal 16 beginnt. Dieser A_Usstoss hält so lange an bis die Entlüftung der winkelförmigen Arbeitskammer durch die Hochdrucköffnung 20 beendet ist.

Wie das Schaubild in Fig. 4 zeigt, das sich auf einen Luftverdichter mit einem eingebauten Verdichtungsverhältnis von 7:1 bezieht, ist der Gesamtwirkungsgrad rt des Verdichters

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abhängig von der Umfangsgeschwindigkeit des männlichen Rotors und erreicht seinen Höchstwert "bei einer Umfangsgeschwindigkeit von etwa 20 m/s. Der Verlauf der Wirkungsgradkurve ist jedoch derart, dass bei einer Umfangsgeschwindigkeit unterhalb derjenigen, die dem Höchstwert des Wirkungsgrades entspricht, die Änderung des Wirkungsgrades beträchtlich grosser im Verhältnis zur Änderung der Umfangsgeschwindigkeit ist als die Änderung des Wirkungsgrades im Verhältnis zur Änderung der Umfangsgeschwindigkeit bei Umfangsgeschwindigkeiten oberhalb derjenigen, die dem Höchstwert des Wirkungsgrades entspricht, so dass bei 15 m/a und 40/m/s die gleichen Wirkungsgradwerte erreicht werden. Dieser Verlauf der Wirkungsgradkurve ^ ^i* ist im wesentlichen abhängig von dem Drehmomentbedarf des Verdichters bei verschiedenen Umfangsgeschwindigkeiten, der in Mg. 5 durch die Kurve T_c veranschaulicht ist. In Fig. 5 ist weiterhin eine Kurve Τ« dargestellt, die den Verlauf des von einem Dieselmotor normaler Ausführung abgegebenen Drehmoments wiedergibt, wobei die Grosse dieses Motors derart ausgewählt ist, dass seine Leistung dem Leistungsbedarf des Verdichters bei Vollast bei einer Umfangsgeschwindigkeit des männlichen Rotors von etwa 28,5 m/s entspricht. Bei einem Verdichter mit einem männlichen •Rotor, dessen Durchmesser etwa 200 mm beträgt, liegt der Leistungsbedarf bei etwa 100 Ps. Ein normaler Dieselmotor dieser Grössenordnung hat eine Normaldrehzahl von etwa 1 800 U/min, was bei direktem Antrieb des weiblichen Rotors dieses mit vier männlichen Rotorkämmen und sechs weiblichen Rotorkämmen ausgerüsteten Verdichters eine Umfangsgeschwindigkeit des männlichen Rotors von 28,5 m/s zur Folge hat. Wie aus Fig. 5 hervorgeht, schneiden die beiden Drehmomentkurven T_Q und !„ einander bei einer Umfangsgeschwindigkeit von 13,6 m/s, wodurch gewährleistet ist, dass die Leistung des Verdichters durch Verminderung der Drehzahl des Motors bis hinab zu einer Umfangsgeschwindigkeit · des männlichen Rotors von etwa 15 m/s gesteuert werden kann, während das Motordrehmoment im niedrigsten Steuerbereich ständig

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höher als das Verdichtermoment in Übereinstimmung mit dem Erfordernis liegt, dass es jederzeit möglich sein muss, die Drehzahl des Motors zu steigern, ohne die Zufuhr an Arbeitsmedium zu dem Verdichter zu drosseln. Die Kapazität des in den Fig. 1 bis 3 dargestellten Verdichters kann auf diese Weise hinab bis zu 50 fo der Maximalkapazität lediglich durch Verminderung der Motordrehzahl verringert werden. Der Unterschied zwischen diesem zuletzt erwähnten Wert und dem allein auf dem Drehzahlverhältnis beruhenden theoretischen 7/ert hängt von der Tatsache ab, dass der volumetrische Wirkungsgrad des Verdichters bei der Verminderung der Umfangsgeschwindigkeit des männlichen Rotors etwas absinkt.

Der in Pig. 6 dargestellte Kompressor unterscheidet sich konstruktiv von der Ausführung nach den Fig. 1 bis 3 nur darin, dass der weibliche Rotor 30 mit sieben Kämmen 42 und dazwischen befindlichen Nuten 44 anstelle sechs Kämmen bzw. Nuten ausgerüstet ist, und dass der Aussendurchmesser des weiblichen lotors 30 gleichzeitig entsprechend vergrössert ist. Hinsichtlich seiner Wirkungsweise unterscheidet sich dieser Kompressor von dein in Fig. 1 bis 3 dargestellten darin, dass das Übersetzungsverhältnis zwischen dem männlichen und dem weiblichen Rotor von 1,5:1 auf 1,75:1 gestiegen ist, wodurch bei demselben Durchmesser des männlichen Rotors die Möglichkeit geschaffen wird, den Steuerbereich bis herab auf etwa 40 fi der Vollastkapazität zu erweitern oder den gleichen Steuerbereich bei Kompressoren aufrecht zu erhalten, in denen der Durchmesser des männlichen Rotors nur bei 85 f° des Durchmessers des männlichen Rotors eines entsprechenden Kompressors'von der in Fig. 1 bis 3 gezeigten Ausführung liegt.

Der in Fig. 7 gezeigte Kompressor unterscheidet sich konstruktiv von der Ausführung nach den Fig. 1 bis 3 nur darin, dass der männliche fiotor 28 mit drei Kämmen 38 und dazwischen befindlichen Nuten 40 anstelle der Anzkhl vier versehen ist, dass der weibliche

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Rotor 30 je fünf Kämme 42 und dazwischen befindliche Nuten 44 anstatt der Anzahl sechs aufweist, und dass der Aussendurchmesser des weiblichen Rotors 30 gleichzeitig entsprechend vergrössert ist. Hinsichtlich seiner Wirkungsweise unterscheidet er sich von dem Kompressor nach Fig. 1 bis 3 darin, dass das Übersetzungsverhältnis zwischen dem männlichen und dem weiblichen Hotor von 1,5:1 zu 1,67:1 erhöht ist, wodurch die Möglichkeit geschaffen wird, den Steuerbereich bis hinab auf 45 °ß> der Vollastkapazität zu erweitern oder den gleichen Steuerbereich bei Kompressoren aufrechtzuerhalten, bei denen der Durchmesser des männlichen Rotors nur bei etwa 90 % des Rotordurchmessers eines entsprechenden Kompressors nach der in den Fig. 1 bis 3 dargestellten Art liegt.

Der in Fig. 8 gezeigte zweistufige Tandemkompressor weist ein Gehäuse 62 auf, welches zwei Arbeitskammern 64 und 66 umschließt, von denen jede im wesentlichen aus zwei einander schneidenden zylindrischen Bohrungen mit parallelen Achsen besteht, wobei diese beiden Arbeitskammern durch eine Trennwand 68 voneinander getrennt sind. Die die beiden Arbeitskammern bildenden Bohrungen liegen paarweise koaxial zueinander und sind sämtliche mit ein und demselben Durchmesser ausgebildet. Das Gehäxise 62 enthält ferner einen Niederdruckkanal 70 für fins Arbeitsmittel, der mit der Niederdruckarbeitskammer 64 über eine Niederdrucköffnung

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verbunden ist, eine Zwischendruckauslassöffnung 74, die mi% der

Niederdruckarbeitskammer zu einem nicht dargestellten Zwischenauslass
drucykanal führt, einen Zwischendruckeinlasskanal 76, der mit der HoohdrueEarbeitskamme'r 66 über eine Zwischendruckeinlassöffnung verbunden ist, und eine Hochdrucköffntmg, welche die Auslassöffnung feü-ete* für die Hochdruckarbeitskammer 66 bildet und mit einem nicht dargestellten Hochdruckkanal in Verbindung steht. Die Zwischendruckauslassöffnung 74 ist weiterhin unmittelbar mit dem Zwischendruckeinlasskanal 76 über nicht dargestellte Kanäle oder Leitungen verbinden. Bei dem dargestellten Kompressor ist die Niederdrucköffnung 72 in ihrer Gesamtheit in der Kiederdrucketlrnwand 82 der Niederdruckarbeitskammer 64 angeordnet. Die

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Zwischendruckauslassöffnung 74 ist in nicht dargestellter Weise zum Teil in der Trennwand 68 und zum Teil in der Mantelwandung.84 der Niederdruckarbeitskammer 64 enthalten. Die Zwischendruckeinlassöffnung 78 befindet sich in ihrer Gesamtheit in der Niederdruckstirnwand 86 der Hochdruckarbeitskammer 66, während die Hochdrucköffnung 80 in nicht dargestellter Weise auf die Trennwand 68 und die Mantelwandung 88 der Hochdruckarbeitskammer 66 verteilt ist.

In der Niederdruckarbeitskammer 64 befinden sich zwei zusammenarbeitende Rotoren, nämlich ein männlicher Rotor 90 und ein weiblicher Rotor 92, deren Achsen mit den Bohrungsachsen zusammenfallen. Die Rotoren 90 und 92 sind in Lagern in dem Gehäuse gelagert, diese Lager sind jedoch der Einfachheit halber nur zeichnerisch als Lagerbuchsen dargestellt. Die Erfindung ist jedoch nicht auf Gleitlager für die Rotoren beschränkt. Der weibliche Rotor 92 ist mit einer aus dem Gehäuse 62 durch die Niederdruckstirnwand 82 hinausragenden Stummelwelle 94 und mit einer Torsionswelle 96 versehen, welch letztere sich durch die Trennwand 68 und die Hochdruckarbeitskammer 66 erstreckt.

In der Hochdruckarbeitskammer 66 befinden sich ebenfalls zwei zusammenarbeitende Rotoren, nämlich ein männlicher Rotor 98 und ein weiblicher Rotor 100, wobei der männliche Rotor 98 koaxial mit dem weiblichen Rotor 92 in der Niederdruckarbeitskammer 64 liegt und mit letzterem über die Torsionswelle 96 mclrehbar verbunden ist, während der weibliche Rotor 100 koaxial zu dem männlichen Rotor 90 in der Hiederdruckarbeitskammer 64 liegt, aber gegenüber diesem völlig frei drehbar ist. Die Rotoren 98 und 100 sind in dem Gehäuse 62 in der gleichen V/eise wie die Rotoren 90 und 92 gelagert, wobei die Lager wiederum als Lagerbuchsen gezeichnet sind, ohne dass die Erfindung hierauf beschränkt wäre.

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In einer Querebene betrachtet weisen die männlichen Rotoren 90 und 98 die gleichen Profile auf wie der männliche i*otor 28 in Fig. 2,# und in gleicher Weise sind die Profile der weiblichen Rotoren und 100, in einer Querebene betrachtet, die gleichen wie beim weiblichen Rotor 30 in Fig. 2. Im Rahmen des Erfindungsgedankens ist es jedoch möglich, auch andere Profilformen zu verwenden, z.B. jene nach den Fig. 6 und 7, und es ist ausserdem nicht erforderlich, die gleichen Profilformen in den verschiedenen Stufen zu verwenden. Vorzugsweise sind die Profile jedoch so ausgebildet, dass die Entfernung zwischen den Rotorachsen in beiden Stufen die Gleiche ist.

Der Kompressor ist weiterhin mit Öleinspritzöffnungen der gleichen Art, wie in Fig. 1 gezeigt, versehen. Das Verhältnis länge zu Durchmesser des männlichen Rotors beträgt etwa 1,75:1 bzw. 1,05:1 in der Niederdruckstufe und der Hochdruckstufe anstelle von 2,0:1 bzw. 0,8:1 bei einem entsprechenden Kompressor herkömmlicher Ausführung, bei welcher die beiden männlichen Rotoren undrehbar miteinander verbunden sind. Die oben erwähnten Verhältnisse zwischen Rotorlänge und Rotordurchmesser beschränken die Erfindung nicht, sondern dienen nur zur Erläuterung der technischen Aus-. Wirkungen, die durch die Erfindung gegenüber vorbekannten Kompressoren erhalten werden. Die vorerwähnten Längen-Durchmesser-Verhältnisse haben das gleiche Verhältnis zwischen den Volumenkapazitäten in den verschiedenen Stufen zur Folge wie bei vorbekannten Kompressoren auf Grund des Drehzahlverhältnisses zwischen den männlichen Rotoren in den verschiedenen Stufen als Folge des Antriebs über den weiblichen Rotor in der Niederdruckstufe und über den männlichen Rotor in der Hochdruckstufe, wobei dieses Drehzahlverhältnis in dem dargestellten Kompressor den Wert 1,5:1 erreicht. Dieses Drehzahlverhältnis ist jedoch ausschliesslich von den gewählten Rotorprofilen abhängig und kann geändert werden, wie dies die Figuren 6 und 7 zeigen. Das Verhältnis zwischen den Volumenkapazitäten der Stufen begrenzt ebenfalls nicht die

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Erfindung, da das günstigste Verhältnis in Abhängigkeit von den Eigenschaften der verschiedenen Arbeitsmedien verschieden über alle Druckverhältnisse und Druckdifferentiale sowie in Abhängigkeit von der Menge des eingespritzten Öls und dessen Verteilung zwischen den Stufen variieren kann.

Patentansprüche

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Claims

Patentansprüche

Schraubenradmaschine, bestehend aus einem Gehäuse mit einer Arbeitskammer, die im wesentlichen durch zwei einander ^Nmit koplanaren Achsen schneidende Bohrungen gebildet ist', wobei das Gehäuse mit Hochdruck- und Niederdrucköffnungen versehen is_t und Mittel zum Einspritzen von Flüssigkeit in die Arbeitskammer aufweist, und weiter bestehend aus einem männlichen und einem weiblichen Eotor mit unter einem Umschlingungswinkel von weniger als 560° verlaufenden schraubenförmigen Kämmen und dazwischengelegenen Nuten, wobei die Kämme und Nuten des männlichen Rotors im wesentlichen außerhalb des Rotorteilkreises liegen, während die Kämme und Nuten des wejblichen Eotors sich im wesentlichen innerhalb des Rotorteilkreises befinden, und wobei die Kämme der zusammenarbeitenden Rotoren einander unmittelbar berühren, ^dadurch gekennzeichnet , daß der weibliche Rotor(30) mit einer aus dem Gehäuse (10) hinausragenden Kraftübertragungswelle (36) versehen ist, daß die Kämme (42) des weiblichen Rotors mit Kopfteilen (48) versehen sind, die außerhalb des zugehörigen Rotorteilkreises (46) liegen, und daß der männliche Rotor (28) mindestens drei Kämme (38) trägt und der weibliche Rotor (30) eine Kammzahl aufweist, welche die Kammzahl des männlichen Rotors (28) um mindestens zwei Kämme übersteigt, höchstens aber der doppelten Anzahl der Kämme (38) des männlichen Rotors (30) entspricht.

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2. Schraubenradmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet , daß die Kammzahl des weiblichen Rotors (30) geringer als die doppelte Kammzahl des männlichen Rotors (28) ist·
3« Schraubenradmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet , daß der männliche Rotor (28) drei Kämme (38) und der weibliche Rotor (30) fünf Kämme (42) aufweisen (Fig. 7).
4. Schraubenradmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet , daß der männliche Rotor (28) vier Kämme (38) und der'weibliche Rotor (30) sechs Kämme (42) aufweisen (Fig. 2).
5. Schraubenradmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet , daß der männliche Rotor (28) vier Kämme (38) und der weibliche Rotor (30) sieben Kämme (42) aufweisen (Fig. b).
6. Schraubenradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die am weiblichen Rotor (30) ansetzende Kraftübertragungswelle (36] unmittelbar mit der Ausgangswelle einer Diesel-Brennkraftmaschine verounden ist.
7. Zweistufiger Schraubenradverdichter, dessen erste Stufe einer Schraubenradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche entspricht, dadurch gekennzeichnet, daß der männliche Rotor (98) der zweiten Stufe undrehbar

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mit dem weiblichen Rotor (92) der ersten Stufe verbunden ist.
8· Verdichter na£h Anspruch 7» dadurch gekennzeichnet , daß der Querabstand zwischen den Rotorachsen in beiden Verdichtungsstufen der gleiche ist.
9· Verdichter nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet » daß die äußeren Durchmesser der zwei sich in je einer Stufe befindlichen koaxialen Rotoren (90, 98 bzw. 92, 100) die gleichen sind.
10· Verdichter nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet , daß eowohl die männlichen· Rotoren (90,98) beider Verdichtungsstufen als auch die weiblichen Rotoren (92, 100) beider Verdichtungsstufen untereinander die gleichen Profile aufweisen.
11. Verdichter nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet , daß der weibliche Rotor (92) der ersten Stufe und der männliche Rotor der zweiten Stufe (98) undrehbar miteinander durch eine Torsionswelle (96) Verbunden sind.

12· Verdichter nach Anspruch 11, dadurch gek-kenzeichnet , daß die Rotoren (90, 92, 98,' 100) der verschiedenen Verdichtungsstufen in vollständig voneinander getrennten lagern gelagert sind.

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