DE2904332C2

DE2904332C2 - Screw compressors

Info

Publication number: DE2904332C2
Application number: DE19792904332
Authority: DE
Inventors: Alois Dipl.-Ing. 6521 Eich Riedl, (verstorben)
Original assignee: RIEDL GEB VOSSBERG LEONORE GERTRUD 6521 EICH DE
Current assignee: RIEDL GEB VOSSBERG LEONORE GERTRUD 6521 EICH DE
Priority date: 1979-01-31
Filing date: 1979-01-31
Publication date: 1984-09-06
Also published as: DE2904332A1

Description

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Die Erfindung betrifft einen Schraubenverdichter mit einem Schrauben-Hauptläufer sowie einem mit diesem kämmenden Schrauben-Nebenläufer mit kreisbogenförmigen Kopfprofilen, dessen Flanke teilweise durch Kreisbogen gebildet sind.The invention relates to a screw compressor with a screw main rotor and one with this intermeshing screw secondary runner with circular arc-shaped head profiles, the flank partially through Arcs are formed.

Man war bisher bestrebt, die Blaslochverluste solcher Verdichter nach den schlechten Erfahrungen mit den Kreisbogenprofilen der bekannten Lysholmverzahnung durch Wahl unsymmetrischer Profile mit schroffen Abrundungen der Köpfe bei einer druckseitig möglichst nahe an die Gehäuseverschneidkante heranreichenden Eingriffslinie auf erträgliche Werte zu bringen. Damit aber näherte man sich hälftig wieder jenem ursprünglichen Extrem einer weit gegen die Gehäuseverschneidkante ausschwingenden Eingriffslinie, das man im Sinne kleiner Flankenspaltverluste eigentlich vermeiden wollte. Die dazugehörenden Profilformen haben außerdem über große Strecken eine sehr schlechte Schmierung mit den entsprechend großen Profilspaltverlusten.Efforts have been made so far, the blowhole losses of such compressors after the bad experiences with the Circular arc profiles of the well-known Lysholm toothing by choosing asymmetrical profiles with sharp roundings of the heads with a pressure side that comes as close as possible to the housing cutting edge Bring the line of action to bearable values. But this approached half of the original Extremely a line of action swinging far against the housing cutting edge, which one in the sense actually wanted to avoid small flank gap losses. The associated profile shapes also have Very poor lubrication over long distances with the correspondingly large profile gap losses.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung liegt darin, bei den Schraubenverdichtern der eingangs genannten Art eine Profilgebung zu finden, welche bei vereinfachter Herstellung ein Minimum der durch die Blaslöcher und die Flankenspalte verursachten Verluste erstrebt. Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den UnteranThe object of the present invention is, in the case of the screw compressors, of the type mentioned at the beginning Kind of a profile to find, which with simplified manufacture a minimum of through the blow holes and the flank gap seeks to cause losses. This task is made possible by the distinguishing features of claim 1 solved. Advantageous further developments of the invention emerge from the sub-app

sprüchen.sayings.

Durch die erfindungsgemäße Profilgebung der Läufer ist es möglich, ein Minimum der durch die Blaslöcher und die Flankenspalte verursachter; Verluste erheblich zu verringern. Außerdem ermöglicht die Profilgebung eine vereinfachte Herstellung des profilerzeugenden Nebenläufers.The inventive profiling of the runners, it is possible to a minimum of the blow holes and caused the flank gap; Significantly reduce losses. In addition, the profiling enables a simplified production of the profile-generating secondary runner.

Es ist zwar aus der DE-OS 27 18 378 bekannt, daß die Flanke eines Nebenläufers kurvenförmig verläuft Dadurch äst aber keine Profilgebung definiert durch welche die erheblichen Verluste beseitigt werden, die durch Blaslöcher und Flankenspalte verursacht werden.It is known from DE-OS 27 18 378 that the The edge of a secondary runner runs in a curve, but does not cut a profile defined by it eliminates the significant losses caused by blow holes and flank gaps.

Die Lehre, wie die Profilgebung ausgestaltet werden soll, um die erwähnten Verluste weitgehend zu vermindern, wird im Nachfolgenden näher erläutert (z. B. Seite 3, 2. Absatz).The teaching of how the profiling should be designed in order to largely reduce the losses mentioned, is explained in more detail below (e.g. page 3, 2nd paragraph).

Nach der Lehre der Erfindung werden die Flankenabschnitte des Nebenläufers, die die Entstehung der Verluste maßgeblich beeinflussen, durch mindestens drei Kreisbogen gebildet, deren Parameter, bezogen auf den Achsabstand Hauptläufer — Nebenläufer, definiert sind. So werden durch die Anwendung der Kennwerte, die dem Kreisbogen-Mittelwert Me zugeordnet sind, die druckseitigen Blaslochflächen FvI (vergl. F i g. 4) und durch die Anwendung der Kennwerte für den Mittelpunkt Mk die Blasfiächen FwI minimiert Durch die dem Mittelpunkt Mw zugeordneten Kennwerte wird der Verlauf des Flankenprofilabschnitts definiert, der die Reibungsverluste der Nebenläuferköpfe beeinflußt.According to the teaching of the invention, the flank sections of the secondary rotor, which significantly influence the occurrence of the losses, are formed by at least three circular arcs, the parameters of which are defined in relation to the center distance between the main rotor and secondary rotor. Thus, by using the characteristic values which are assigned to the circular arc-average value Me, the pressure side Blaslochflächen FVI (see Fig. F i g. 4) and by the application of the characteristic values of the center Mk the Blasfiächen FWI minimized by the Mw assigned to the center Characteristic values, the course of the flank profile section is defined, which influences the friction losses of the secondary rotor heads.

Die Erfindung wird anhand der Zeichnungen näher erläutert.The invention is explained in more detail with reference to the drawings.

F i g. 1 zeigt dazu einen Abschnitt mit dem Hauptläuferprofil 1, dem Nebenläuferprofil 2 und der dazugehörigen Projektion der Eingriffslinie £F i g. 1 shows a section with the main rotor profile 1, the secondary rotor profile 2 and the associated one Projection of the line of action £

Fig.2 zeigt die Seitenprojektion der Eingriffslinie und die dazugehörenden, nur durch Sondermaßnahmen zu entleerenden und zu füllenden Taschen der Druckseite und Saugseite.2 shows the side projection of the line of action and the associated pockets on the pressure side, which can only be emptied and filled by special measures and suction side.

F i g. 3 zeigt eine wichtige Einzelheit für die für die Entleerung der Drucktasche.F i g. 3 shows an important detail for the emptying of the pressure pocket.

F i g. 4 zeigt ein wichtiges Diagramm zur Ermittlung aller Steuerkanten für ein vorgeschriebenes Verdichtungsverhältnis. F i g. 4 shows an important diagram for determination of all control edges for a prescribed compression ratio.

Als brauchbares Zahnverhältnis Αφ kann je nach dem verlangten Verdichtungsverhältnis 6/5,6/4, (— Hier —), 5/4,5/3 gewählt werden, wobei das Verhältnis des Achsabstandes a zum Hauptläuferdurchmesser d innerhalb der Grenzen 70 < a/d <, 75 liegen sollte, um bei noch genügender Steifigkeit ein großes Schluckvermögen zu ereichen. Der Kopfkreis des Nebenläufers 2 kann mit seinem Teilkreis 20 übereinstimmen oder in einem Abstand a/20 außerhalb oder innerhalb desselben verlauten (Hier: a = 0). Das Schluckvermögen kann zweckmäßig durch den Kennwert ijs = Fh + Fhn)lh · a dargestellt werden, wobei Fh, Fn die Zahnlückenflächen der beiden Läufer 1,2 sind. Die erste Voraussetzung für große ψ- Werte sind kleine Kopfradien rh, rn, die jedoch im Sinne einwandfreier Fertigung den Grenzen al-30 < (rh, rn) < a/10 genügen sollten. In Reihenfolge ihrer Wichtigkeit werden die hier vorgeschlagenen Profile 1,2 noch durch drei weitere Kreisbogen mit den Mittelpunkten Me, Mk, Mw gebildet, zu denen die Maße ae, ae, ak, ak, aw gehören. Die Scheitelpunkte und die zu Me, Mk gehörenden Grenzpunkte der erzeugenden Kreisbogen wurden an den Profilen 1,2, den Teilkreisen 10,20 und den Eingriffslinien ^gleicherweise mit m, o;e, v; k, w markiert, soweit dies dem Verständnis dient. Entgegen bisherigen Vorurteilen wird hier die drucksei-Depending on the required compression ratio, 6 / 5.6 / 4, (- Here -), 5 / 4.5 / 3 can be selected as a useful tooth ratio Αφ, whereby the ratio of the center distance a to the main rotor diameter d is within the limits 70 < a / d < .75 should be in order to achieve a large absorption capacity with sufficient rigidity. The tip circle of the secondary rotor 2 can coincide with its pitch circle 20 or can be heard at a distance a / 20 outside or inside the same (here: a = 0). The absorption capacity can expediently be represented by the characteristic value ijs = Fh + Fhn) lh · a , where Fh, Fn are the tooth space areas of the two rotors 1, 2. The first prerequisite for large ψ values are small tip radii rh, rn, which should, however, satisfy the limits al- 30 < (rh, rn) < a / 10 in the sense of perfect production. In order of importance, the profiles 1, 2 proposed here are also formed by three further circular arcs with the centers Me, Mk, Mw , to which the dimensions ae, ae, ak, ak, aw belong. The vertices and the boundary points of the generating circular arcs belonging to Me, Mk were marked on the profiles 1, 2, the pitch circles 10, 20 and the lines of action ^ likewise with m, o; e, v; k, w marked, as far as this serves the understanding. Contrary to previous prejudices, the pressure

tige Blaslochfläche Fv auch bei dem hier ersichtlichen großen Abstand der Eingriffslinie E vom Gehäuseverschneidpunkt 3 wegen des eigenartigen, durch die Wahl von Me (ae, <xe) bedingten E-Verlaufs zwischen den Grenzmarken e — — ν gegenüber bisherigen Profilen mit ae = 0 und einem E'-Scheitelpunki e' bei geeigneter Wahl von hm/h nicht in dem Maße größer, als die zu den Punkten e, ν mit ae > 0 gehörende Verkleinerung der Flankenspaltfläche. Dazu zeigt die in F i g. 4 dargestellte Projektion der Scheitellinien 11 des Hauptläufers 1, der Versciineidung 3 und der Eingriffslinie E auf seinem Teilkreiszylinder, wie die dort mit Fv und Pfeilen markierten Blaslöcher in Hintereinanderschaltung nur als Kaskade wirken, wogegen die in Parallelschaltung wirkender Flankenspalte entsprechend größere Verluste bewirken. F i g. 1 zeigt die Profile 1,2 in ihrer »Normalstellung« zu Beginn der Drucktaschenbildung im Eingriffspunkt E(e), wobei die Scheitelmittellinie des Hauptläufers 1 den Teilkreis 10 in seiner m-Marke schneidet Es erscheint zweckmäßig, von diesem Grenzpunkt aus eine annähernd richtige Form des druckseitigen Blasloches Fv zu entwickeln, dessen andere Grenze durch die Annäherung des Hauptläuferscheitels an den Verschneidpunkt 3 bestimmt wird und sinngemäß durch eine andere Teilkreismarke g dargestellt wurde. Eine exakte Ermittlung dieser Blaslochfläche ist sehr schwierig, jedoch kann man eine ausreichend gute (— obere —) Näherung hierfür gewinnen, wenn man einerseits den Abstand hx zwischen den Profilen 1,2 und andererseits den Abstand hy zwischen dem Profil 1 und der Kante 3 für verschiedene Stellungen ermittelt und iodann den kleineren dieser hintereinander zusammenwirkenden Spaltewerte wählt (F i g. 1). Man erhält so in dem Winkelbereich ßg — ßm die am Teilkreis 10 für eine Teilkreissteigung φ = 45° darstellbare Blaslochfläche FvI, mit der man dann für jede andere Steigung die wirkliche Fläche Fv = Fv/ · tgp finden kann. Für die hier gezeigte 6/4 -Verzahnung konnte als Minimumbedingung für die Blasloch-Flankenspalt-Verluste aus den hier gezeigten auch sonst günstigsten Bedingungen ein auch noch für die anderen Verzahnungen zutreffendes Gesetzterm Blaslochfläche Fv even with the obvious here large distance of the line of E from Gehäuseverschneidpunkt 3 because of the peculiar, (ae, <xe) by choosing Me-related e-course between border marks e - - ν compared to previous profiles with ae = 0 and an E 'vertex e', with a suitable choice of hm / h, is not larger than the reduction in the flank gap area associated with points e, ν with ae> 0. To this end, the FIG. 4, shown projection of the apex lines 11 of the main rotor 1, the verse 3 and the line of action E on its partial circle cylinder, as the blow holes marked there with Fv and arrows only act as a cascade, whereas the side gaps acting in parallel cause correspondingly larger losses. F i g. 1 shows the profiles 1, 2 in their "normal position" at the beginning of the pressure pocket formation at the point of engagement E (e), with the apex center line of the main rotor 1 intersecting the pitch circle 10 at its m mark of the blow hole Fv on the pressure side, the other limit of which is determined by the approach of the main rotor apex to the intersection point 3 and has been represented by a different pitch circle mark g . An exact determination of this blowhole area is very difficult, but you can get a sufficiently good (- upper -) approximation for this if you determine on the one hand the distance hx between the profiles 1, 2 and on the other hand the distance hy between the profile 1 and the edge 3 for different positions are determined and then the smaller one of these gap values which interact one behind the other is selected (FIG. 1). In this way, in the angular range βg-βm, the blowhole area FvI which can be represented on the pitch circle 10 for a pitch circle pitch φ = 45 ° is obtained, with which the real surface Fv = Fv / · tgp can then be found for every other pitch. For the 6/4 toothing shown here, a law that also applies to the other toothings could be the minimum condition for the blowhole flank gap losses from the otherwise most favorable conditions shown here

hm/hhm / h

±20%)± 20%)

gefunden werden, wobei /die Flankenspaltweite ist und der Mittelpunkt des Me (e, v/Bogens einer Beschränkung can be found, where / is the flank gap width and the center of the Me (e, v / arc of a restriction

,01 < ae ■ ae/a < ,03, 01 < ae ■ ae / a < , 03

anzupassen ist. (Man könnte auch ae = 0 wählen, jedoch sind die hier angegebenen Grenzen aus Fertigungsgründen vorzuziehen.) Der flache und weit vom Verschneidpunkt 3 entfernte Verlauf der E (e, v) Linie ermöglicht hier bei einer gewissen noch zulässigen Überschreitung dieser Grenze eine derartige Vergrößerung des Auslaßfensters gegenüber der bisher durch E' (e^r) vorgeschriebenen Abdeckung, daß man auf diese störende Abdeckung weitgehend verzichten und die Auslaßsteuerkante 4 weit genug gegen die Gehäusemittellinie 30 zu verschieben kann, um mit nur vier Hauptläuferzähnen auch noch bei einem eingebauten Verdichtungsverhältnis ρ £ 4,5 (Druckverhältnis für Luft: Pv/ Ps = σ » 12) Wirkungsgradhöchstwerte zu erreichen. Fig.4 zeigt für ρ = 4,5 (σ « 12) die Ermittlung aller Steuerkanten mittels der zwischen den Läufern 1, 2 während einer Umdrehung gebildeten Nutzflächen Fx Fh + Fn = Fhn und des damit ermittelten Fördervolumens Vx, wobei die Grenzen Fl, F2 bei passender Wahl eines dieser Werte durch den Windungswinkel ψ des Hauptläufers 1 vorgeschrieben sind, wozu mit dem Teilkreisradius auch die Gehäuselä.igeis to be adjusted. (One could also choose ae = 0, but the limits given here are preferable for manufacturing reasons.) The flat course of the E (e, v) line, which is far from the intersection point 3, enables such an increase in the case of a certain permissible exceeding of this limit of the outlet window compared to the cover previously prescribed by E '(e ^r ) , that this disturbing cover can be largely dispensed with and the outlet control edge 4 can be moved far enough against the housing center line 30 to still use only four main rotor teeth with a built-in compression ratio ρ £ 4.5 (pressure ratio for air: Pv / Ps = σ »12) to achieve maximum efficiency values. 4 shows the determination of all control edges for ρ = 4.5 (σ «12) by means of the usable areas Fx Fh + Fn = Fhn formed between the rotors 1, 2 during one revolution and the thus determined delivery volume Vx, the limits Fl, F2 with a suitable choice of one of these values are prescribed by the winding angle ψ of the main rotor 1, including the housing length with the pitch circle radius

1 = (v/180) ■ ah ■ π ■ tgp 1 = (v / 180) ■ ah ■ π ■ tgp

gehört Man findet so für den Drehwinkel β am Hauptläufer 1 im Bereich 2 — ß\ = ψ One finds so for the angle of rotation β at the main rotor 1 in the range 2 - ß \ = ψ

Vx= \Fx- ah-ß- tgg>- dßVx = \ Fx- ah-ß- tgg> - dß

und damit auch die Fördermenge VO = V2 — Vi einer Zelle. Mit der Wahl von Fl, 2 ist bereits die Saugsteuerkante 31 bestimmt Die Auslaßsteuerkante 32 ermittelt man über das zum eingebauten Verdichtungsverhältnis gehörende Volumen VJs = VQIp und Versetzung des dazugehörenden Verdrehwinkels um den Teilungswinkel ßt (Hier 90°). Um die beiden Steuerkanten 31, 32 auch für die Nebenläuferseite erkennbar zu machen, zeigt F i g. 4 auf der linken Seite vor der Mittellinie 30 auch noch die entsprechenden Projektionen von Scheitellinien 21 des Nebenläufers 2, der Verschneidkante 3 und der entsprechenden zugeordneten Nebenläufersteuerkanten. and thus also the delivery rate VO = V2 - Vi of a cell. With the selection of Fl, 2 the suction control edge 31 is already determined. The outlet control edge 32 is determined from the volume VJs = VQIp belonging to the built-in compression ratio and the offset of the corresponding angle of rotation by the pitch angle ß (here 90 °). In order to make the two control edges 31, 32 also recognizable for the secondary rotor side, FIG. 4 on the left-hand side in front of the center line 30 also the corresponding projections of apex lines 21 of the secondary rotor 2, the blending edge 3 and the corresponding associated secondary rotor control edges.

Der Ansaugvorgang kann wesentlich über die Schraubenlinienkanten 31 an den zylindrischen Gehäusezonen erfolgen. Auf die in F i g. 1 angedeuteten dazugehörenden seitlichen Ansaugnischen 41 im Saugdeckel kann man bis zu einem gewissen Grad verzichten. Ganz anders sind die Bedingungen für den Auslaß, wobei ρ + 4,5 (Fig. 1, 4) die schraubenförmigen Begrenzungen des druckseitigen Auslaßfensters sich auf der Hauptläuferseite nur auf ~5% und auf der anderen Seite nur auf ~8°/o der Gehäuselänge 1 ausweiten (Flächenanteil Fhn/20), so daß man auf ihre Mitwirkung verzichten kann. Um so vorteilhafter wirkt sich hier die durch Me (ae, ae) ermöglichte Gestaltung eines großen an die Kanten 32 anschließenden Auslaßfensters 52 im Druckdeckel aus. F i g. 1 zeigt für ρ — 4,5 hierfür eine Fensterfläche Fs « Fhn, die auch bei teilweiser Abdekkung durch die vorbeilaufenden Läufer stets einen befriedigenden Auslaß mit kaum meßbarer Drosselung gewährt. Da man für solche Maschinen kaum jeweils ο > 12 verlangt und die Entwicklungstendenz mehr und mehr auf mehrstufige Bauarten mit σ < 5 gerichtet ist, erscheint es nach diesen Darlegungen sinnvoll, für diese Bauart mit den Me (ae, ae, /!/^Bedingungen unterhalb ^ 13 nur vier oder drei Hauptläuferzäune vorzusehen.The suction process can essentially take place via the helical edges 31 on the cylindrical housing zones. On the in F i g. 1 associated lateral suction niches 41 in the suction cover can be dispensed with to a certain extent. The conditions for the outlet are completely different, where ρ + 4.5 (Fig. 1, 4) the helical boundaries of the outlet window on the pressure side are only ~ 5% on the main rotor side and only ~ 8% on the other side Extend housing length 1 (area share Fhn / 20) so that you can do without your involvement. The design, made possible by Me (ae, ae) , of a large outlet window 52 in the pressure cover adjoining the edges 32 is all the more advantageous here. F i g. 1 shows a window area Fs « Fhn for ρ - 4.5 for this purpose, which, even when partially covered by the runners running past, always provides a satisfactory outlet with barely measurable throttling. Since ο> 12 is rarely required for such machines and the development trend is more and more directed towards multi-stage designs with σ < 5, it appears reasonable, according to these explanations, to use the Me (ae, ae, /! / ^ Conditions for this design only four or three main rotor fences should be provided below ^ 13.

Neben dem allgemein bekannten druckseitigen Blasloch existiert noch ein bisher kaum beachtetes saugseitiges Blasloch zwischen den ersten beiden Fx-Zellen, dessen Fläche Fw « 1,5 ■ Fv in F i g. 1,4 neben der Ermittlung des Größtspaltes gezeigt wird. Das Schluckvermögen ηε wird durch Fw wegen des dort noch kleinen Druckgefälles zwar nur wenig beeinflußt, doch erscheint es lohnend, auch für die saugseitige Profilgestaltung ohne Mühe einen durchIn addition to the well-known blowhole on the pressure side, there is a so far hardly noticed suction-side blowhole between the first two Fx cells, the area of which Fw «1.5 · Fv in FIG. 1.4 is shown next to the determination of the largest gap. The absorption capacity ηε is only slightly influenced by Fw because of the still small pressure gradient there, but it seems worthwhile to effortlessly even through the profile design on the suction side

,01 <ak ■ ak/a < ,03, 01 <ak ■ ak / a < , 03

zwischen den Marken k— — w begrenzten erzeugenden Kreisbogen mit dem Mittelpunkt Mk vorzusehen, um so für die inneren Kurzschlußverluste ein Minimum zu erreichen.(Hier: //s-Gewinn,05%).Provide a limited generating circular arc with the center Mk between the marks k— - w in order to achieve a minimum for the internal short-circuit losses (here: // s gain, 05%).

Die durch die beiden in F i g. 2 über die Umrandungsmarken e, w. k.e (Druck-) und k, v, e, k (Saug-) erkennba-The by the two in F i g. 2 over the border marks e, w. Ke (pressure) and k, v, e, k (suction) recognizable

ren und nicht durch normale Steuerkanten erreichbaren Taschen mit ihren Flächen Fex. Fkx und dem jeweiligen Volumenren and not accessible by normal control edges pockets with their surfaces Fex. Fkx and the respective volume

(Ve, Vk) = ah ■ tgg? ■ j/Fex. Fkx) ■ dß(Ve, Vk) = ah ■ tgg? ■ j / Fex. Fkx) ■ dß

(Hier: Ve « Vk < FO/500) haben zwar keinen bedeutenden Einfluß auf den Wirkungsgrad, aber ihre Ve. Vk müssen dennoch in genügendem Maße gesteuert werden, um bei ölflutung in der Ke-Tasche Ölschläge zu vermeiden und auf der Saugseite den durch periodische Stoßfüllung eines Vk-Vakuums entstehenden zusätzlichen Lärm zu vermeiden. Hierbei hat die Ve-Steuerung Vorrang. Diese Steuerung kann in bekannter Weise über Scharten 22 am druckseitigen Ende des Nebenläufers 2 erfolgen, die eine verlustlose Entleerung des größeren Ve-Anteiles über eine genau zu fräsende Ableitnut 51 des Druckdeckels 5 nach dem Fenster 52 zu erlauben und den damit nicht mehr erfaßbaren Ve-Rest (Hier < VO/5000—) über eine entsprechend genau in den Deckel eingefräste Wanne 53 nach Umströmung des Huptläuferkopfes in die Saugtasche entlassen. Hierbei erscheint es zweckmäßig, die Scharten 22 ungefähr an der /c-Marke des Ke-Taschenendes enden zu lassen, wobei als Schartentiefe (F i g. 3) as ~ a/20 und als Radius des erzeugenden Walzenfräsers rs ~ abgewählt werden sollte. Der Einstellwinkel müßte dabei γ ~ φ sein, um eine Überschreitung der /η-Marke im ganzen Schartenbereich zu vermeiden. F i g. 1 zeigt gestrichelt die zu den Marken m gehörende Stellung der Profile an der Ve Strömungsscheide nach Verdrehung um ßm gegen die Normalstellung mit der Anfangsfläche Fe, sowie punktiert die zu den Marken k gehörende Profiistellung am Ende der Sauglasche mit ihrer Endfläche Fk. Die weniger bedeutsame Steuerung des Vk-Volumens kann sinngemäß ähnlich zur Ve-Steuerung über eine Zuleitnut 42 im Saugdeckel geschehen.(Here: Ve « Vk < FO / 500) do not have any significant influence on the efficiency, but their Ve. Vk must nevertheless be controlled to a sufficient extent in order to avoid oil hammer in the case of oil flooding in the Ke pocket and to avoid the additional noise on the suction side caused by periodic shock filling of a Vk vacuum. The Ve control has priority here. This control can take place in a known manner via notches 22 at the pressure-side end of the secondary rotor 2, which allow a lossless emptying of the larger Ve portion via a precisely milled discharge groove 51 of the pressure cover 5 after the window 52 and the thus no longer detectable The remainder (here <VO / 5000—) is released into the suction pocket via a correspondingly precisely milled trough 53 after the main rotor head has flowed around it. In this case, it appears expedient to let the notches 22 end approximately at the / c mark of the Ke pocket end, whereby as the notch depth (FIG. 3) as ~ a / 20 and as the radius of the generating milling cutter rs ~ should be deselected. The angle of incidence would have to be γ ~ φ in order to avoid exceeding the / η mark in the entire notch area. F i g. 1 shows, in dashed lines, the position of the profiles on the Ve flow sheath belonging to the marks m after being rotated by ßm against the normal position with the initial surface Fe, as well as dotted the professional position belonging to the marks k at the end of the suction flap with its end face Fk. The less significant control of the Vk volume can take place in a similar manner to the Ve control via a feed groove 42 in the suction cover.

Bewegungen und Strömungen werden überall (Fig. 1,2,3.4) mit gleichmarkierten Pfeilen bezeichnet.Movements and currents are indicated everywhere (Fig. 1, 2, 3, 4) with arrows with the same marking.

Die Reibungsverluste an den Läuferköpfen sindThe friction losses on the rotor heads are

verhältig. Aus diesem Grund soll für den Übergangsbogen mit dem Mittelpunkt Mw und rw > rn gelten: xw > 20⁼.behaving. For this reason, the following should apply to the transition curve with the center Mw and rw> rn : xw> 20 ⁼ .

Wegen der günstigen Schmiegungsbedingungen für die beiden Me, λ-Bogen kann im Falle einer Ölflutung die hier vorgeschlagene Paarung sogar als Getriebe genutzt werden, wobei entgegen bisheriger Notwendigkeit der Hauptläufer 1 durch den langsameren Nebeniäufer 2 angetrieben wird.Because of the favorable oscillation conditions for the two Me, λ bends, the pairing proposed here can even be used as a gear in the event of an oil flooding, with the main rotor 1 being driven by the slower secondary rotor 2, contrary to previous necessity.

Hierzu 2 Blatt ZeichnungenFor this purpose 2 sheets of drawings

5555

6060

6565

Claims

Patent claims:

1. Screw compressor, with a screw main rotor and a screw secondary rotor meshing with this with circular arc-shaped head profiles, the flanks of which are partially formed by circular arcs, characterized in that the axial section flanks of the profile-generating secondary rotor (2) mainly by at least three circular arcs the midpoints Me, Mk and Mw are formed, to which in the normal position defined characteristic values ae, ae, ak, xk and belong.

2. Screw compressor according to claim 1, characterized in that the ratio of center distance (a) to main rotor diameter (d) is within the limits 0.70 < a / d < 0.75.

2. Screw compressor according to claims 1 and 2, characterized in that the characteristic values ae and ae of the center of the Afe arc are adapted within the limits 0.01 ae ■ ae / a <0.03.

4. Screw compressor according to claims 1 to 3, characterized in that the characteristic values «k and ak of the center point of the ΛΛτ arc are adapted within the limits 0.01 <ak ■ ak / a <0.03.

5. Screw compressor according to claims 1 to 4, characterized in that the characteristic values rw and aw of the center point of the Λ / w arc meet the following conditions: rw> rn and aw> 20 °.

6. Screw compressor according to claims 1 to 5, characterized in that the head radius (rh) of the main rotor and (rn) of the secondary rotor are within the limits a / 30 < rh, rn) < a / 10.