DE3438049C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen Spiralkompressor nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Bei einem solchen, aus der JP 58-1 10 887 A bekannte Spiralkompressor wird bereits eine Grenzbedingung für das zulässige Axialspiel an der Rückseite der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements abgeleitet, und zwar abhängig von einem Radialspiel am Kurbelzapfen, von der Länge des Kurbelzapfenlagers und vom Außendurchmesser der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements. Durch die Begrenzung des Axialspiels zwischen der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements und dem Gehäuse soll ein Verkanten des Kurbelzapfens im Kurbelzapfenlager verhindert und auf diese Weise eine gleichförmige Mitnahme des umlaufenden Spiralelements durch die Kurbelwelle gewährleistet werden. Dadurch wird die Neigung des umlaufenden Spiralelements durch Begrenzung des Axialspiels in solchen Grenzen gehalten, daß der Kurbelzapfen in jedem Fall mit einem Radialspiel in dem Kurbelzapfenlager umläuft.

Aus der US-PS 40 82 484 ist es ferner bekannt, bei einem Spiralkompressor zur Vermeidung von Verschleiß einen kleinen radialen Dichtspalt zwischen den Spiralwänden des stationären und des umlaufenden Spiralelements einzuhalten, wofür Werte von 51 bis 254 µm angegeben werden.

Es hat sich gezeigt, daß in der Praxis aufgrund der Bearbeitungstoleranzen an den Spiralelementen insbesondere bei längeren Spiralwänden, wie sie bei Spiralkompressoren größerer Leistung zum Einsatz kommen, ein Kontakt der Spiralwände aufgrund einer Neigung des umlaufenden Spiralelements nicht mit Sicherheit ausgeschlossen werden kann. Verkleinert man das axiale Spiel des umlaufenden Spiralelements zur Unterbindung einer solchen Neigung, so ergibt sich durch Reibung zwischen der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements und dem Rahmen ein hoher Verschleiß.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht deshalb darin, den Spiralkompressor der gattungsgemäßen Art so auszubilden, daß bei einer Optimierung des radialen Spiels zwischen den Spiralwänden und des rückseitigen axialen Spiels des umlaufenden Spiralelements ein reibungsarmer Betrieb auch bei hohen Verdichtungsverhältnissen gewährleistet bleibt.

Diese Aufgabe wird mit den im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen gelöst, wobei vorteilhafte Werte für die Größe des axialen Spiels in den Unteransprüchen 2 und 3 angegeben sind.

Mit dem erfindungsgemäßen Spiralkompressor ist es möglich, auch dann, wenn das axiale Spiel des umlaufenden Spiralelements in der erfindungsgemäßen Weise beschränkt ist, um einen radikalen Kontakt der Spiralwände zu vermeiden, auch bei hohen Verdichtungsverhältnissen die Reibung zwischen der gegendruckkammerseitigen Fläche der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements und dem Rahmen zu minimieren.

Anhand von Zeichnungen wird die Erfindung näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 einen Vertikalschnitt durch einen bekannten abgedichteten Spiralkompressor für die Anwendung der Erfindung,

Fig. 2 einen Querschnitt durch den Kompressor von Fig. 1, aus welchem das Ineinandergreifen der Spiralwände der beiden Spiralelemente ersichtlich ist,

Fig. 3 im Längsschnitt die Lagebeziehung zwischen dem umlaufenden Spiralelement und dem Rahmen des Kompressors,

Fig. 4 eine Veranschaulichung des Spiels zwischen den Spiralwänden der Spiralelemente,

Fig. 4 eine Veranschaulichung des Spiels zwischen den Spiralwänden der Spiralelemente,

Fig. 5 in einem Diagramm die Beziehung zwischen dem Radialspiel zwischen den Spiralwänden der beiden Spiralelemente und dem Betrag des Zapfenlagerspiels sowie der Toleranz der Spiralwandkontur,

Fig. 6 in einem Längsschnitt die Änderung des Spiels zwischen den Spiralwänden der beiden Spiralelemente,

Fig. 7 die am umlaufenden Spiralelement und am Kurbelzapfen, wirkenden Kräfte.

Fig. 8 die axiale Spielbegrenzung des umlaufenden Spiralelements,

Fig. 9 in einem Diagramm die Beziehung zwischen dem dimensionslosen axialen Spiel und dem volumetrischen Wirkungsgrad,

Fig. 10 im Längsschnitt den beanspruchten Rahmen mit dem stationären Spiralelement,

Fig. 11 eine Draufsicht auf den Rahmen gemäß Fig. 10.

Der in den Fig. 1 und 2 gezeigte abdichtend abgeschlossene Spiralkompressor 1 hat ein vertikal langestrecktes dicht abgeschlossenes Gehäuse 11 mit einem Kompressorabschnitt und einem Motorabschnitt. Der Kompressorabschnitt hat ein stationäres Spiralelement 2 und ein umlaufendes Spiralelement 3, ein Element 4, das verhindert, daß sich das umlaufende Spiralelement 3 um seine eigene Achse dreht, und eine Kurbelwelle 5, die einen Kurbelzapfen 5′ trägt, der mit dem umlaufenden Spiralelement 3 in Eingriff steht. Die Kurbelwelle 5 ist, in einem Hauptlager 7 und in einem darunter angeordneten Hilfslager 8 gelagert, wobei das Hauptlager 7 und das Hilfslager 8 an einem Rahmen 9 festgelegt sind. Das umlaufende Spiralelement 3 ist in einem Lager 6 am Kurbelzapfen 5′ gelagert. Der Motorabschnitt hat einen Elektromotor 10 mit einem gehäusefesten Stator und einen mit der Kurbelwelle 5 verbundenen Rotor. Das stationäre Spiralelement 2 hat eine Spiralwand 2′, die axial von einer scheibenförmigen Stirnplatte 22′ absteht. Das umlaufende Spiralelement hat eine Spiralwand 3′, die axial von einer Stirnplatte 22 absteht. Die Spiralwände 2′, 3′ der Spiralelemente 2, 3 greifen unter Bildung von Kompressionskammern 14, 15 ineinander.

Ein Kältemittelgas mit niedriger Temperatur und niedrigem Druck wird durch eine Ansaugöffnung 12 in der Stirnplatte 22′ des stationären Spiralelements 2 angesaugt und in eine Ansaugkammer 13 eingeführt, die in dem stationären Spiralelement 2 ausgebildet ist. Das Gas wird dann in die Kompressionskammern 14, 15 eingeführt. Das umlaufende Spiralelement 3 führt bezüglich des stationären Spiralelements 2 eine Umlaufbewegung ohne Eigenrotation aus, wodurch sich die Kompressionskammern 14 und 15 schließen und sich zur Mitte der Spiralelemente 2, 3 hin bewegen, wobei ihre Volumina fortlaufen abnehmen. Als Folge steigt der Druck in dem Kältemittelgas, das durch eine zentrale Förderöffnung 16 in der Stirnplatte 22′ des stationären Spiralelements 2 in eine Förderkammer 17 abgeführt wird, aus der es über einen Kanal 18 am Gehäuseumfang in einen Druckraum 19 um den Elektromotor 10 gelangt, aus dem es nach außen mit einem Förderdruck P _d durch ein Abgaberohr 20 abgeführt wird.

Der Druck des in den geschlossenen Kompressionskammern 14 und 15 komprimierten Gases erzeugt eine axiale Schubkraft, die das umlaufende Spiralelement 3 vom stationären Spiralelement 2 weg drücken möchte. Dieser Kraft wirkt eine Kraft entgegen, die aus einem sich zwischen dem Ansaugdruck und dem Förderdruck liegenden Zwischendruck P _m in einer Gegendruckkammer 21 resultiert, die zwischen der Rückseite des umlaufenden Spiralelements 3 und dem Rahmen 9 ausgebildet ist. Dieser Zwischendruck wird von den geschlossenen Kompressionskammern 14 und 15 auf ihrem Mittelweg zwischen der Ansaugstellung und der Förderstellung über Öffnungen 23 (Fig. 2) in der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 in die Gegendruckkammer 21 übertragen.

Anhand von Fig. 3 bis 8 werden nun die Beziehungen zwischen dem radialen Spiel δ _r zwischen den Spiralwänden 2′, 3′ der beiden Spiralelemente 2, 3 und dem Betrag des Zapfenlagerspiels Δε sowie die aus dieser Beziehung resultierenden Probleme erläutert.

Fig. 3 und 4 zeigen die Abschnitte des Spiralkompressors 1, bei denen ein internes Lecken des in Kompression in der Kompressionskammer 15 befindlichen Gases auftritt, sowie die Strömungsrichtungen des Leckstroms. Der Gasleckstrom tritt im allgemeinen an zwei Abschnitten auf, nämlich über das axiale Spiel δ _a zwischen den axialen Stirnflächen der Spiralwände 2′, 3′ und den gegenüberliegenden Flächen der Stirnplatten und durch die radialen Spiele δ _r zwischen den gegenüberliegenden Seitenflächen der Spiralwände 2′, 3′.

Die radialen Spiele sind in Fig. 3 mit δ _{r 1}, δ _{r 2} und δ _{r 3} sowie in Fig. 4 mit δ _{r 1}, δ _r ₃ und w _{r 4} bezeichnet. Diese radialen Spiele δ _{r 1} bis δ _{r 4} liegen vor, wenn das umlaufende Spiralelement 3 eine ideale Umlaufbewegung ohne Neigung und parallel zum stationären Spiralelement 2 ausführt.

Wenn die Spiralelemente 2 und 3 in Übereinstimmung mit der theoretischen Konstruktion präzise grob- und feinbearbeitet sind, führt das umlaufende Spiralelement 3 die ideale Umlaufbewegung auf einen Kreis mit einem Radius ε _th aus.

Wenn die theoretische Exzentrizität des Kurbelzapfens 5′ mit ε _th und die tatsächliche, durch Fertigungstoleranzen bedingte Exzentrizität mit ε begrenzt wird, ergibt sich das Zapfenlagerspiel Δε zu

Δε = ε _th -ε (1)

Bei dem fertiggestellten Spiralkompressor haben unterschiedliche Abschnitte der Spiralwände 2, 3 unterschiedliche radiale Spiele δ _r aufgrund der Toleranz bei der spananhebenden Bearbeitung der Seitenflächen der Spiralwände 2′, 3′, was als Beispiel in

Fig. 5 abhängig vom Spiralwandwinkel λ dargestellt ist.

Der obere schraffierte Bereich in Fig. 5 zeigt die Seitenfläche, d. h. die innere Seitenfläche der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2, während der untere schraffierte Bereich die Seitenfläche der Spiralwand 3′ des umlaufenden Spiralelements 3 darstellt, beispielsweise die äußere Seitenfläche der Spiralwand 3′, die der Innenfläche der Spiralwand 2′ gegenüberliegt.

Δ S₁ steht für den Genauigkeitsgrad, d. h. den Betrag der radialen Toleranz der maschinellen Bearbeitung der seitlichen Fläche der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2, während Δ S₂ den Genauigkeitsgrad d. h. den Betrag der radialen Toleranz der maschinellen Bearbeitung der Seitenfläche der Spiralwand 3′, des umlaufenden Spiralelements 3 darstellt. Die Achsen O₁, O₂ veranschaulichen die theoretisch genaue Lage der seitlichen Oberflächen der jeweiligen Spiralwände 2, 3 der Spiralelemente 2, 3. Das radiale Spiel δ _r zwischen den Seitenflächen der Spiralwände 2 3, die mit den Genauigkeitsgraden Δ S₁ und Δ S₂ maschinell bearbeitet sind, ergibt sich, wenn das umlaufende Spiralelement 3 eine ideale Umlaufbewegung ausführt. Aus Fig. 5 ist zu ersehen, daß das radiale Spiel δ _r zwischen den beiden Spiralwänden 2′ und 3′, wenn das umlaufende Spiralelement 3 eine ideale Umlaufbewegung ausführt, insgesamt durch folgende Gleichung angegeben werden kann:

δ _r = Δε ± Δ S₁ ± Δ S₂ (2)

Das jeweilige Spiel abhängig von Spiralwandwinkel 2 ist durch δ _r ₅, δ _r ₆ und δ _r ₇ in Fig. 5 veranschaulicht.

Der Druck des in den Kompressionskammern 15 zwischen den beiden Spiralelementen 2 und 3 eingeschlossenen und komprimierten Gases erzeugt, wie erwähnt, eine Axialkraft, wie Fig. 7 zeigt, die in eine axiale Kraftkomponente Fa, welche das umlaufende Spiralelement 3 von dem stationären Spiralelement 2 weggedrückt, und eine radiale Kraftkomponente Ft zerlegbar ist, welche entgegengesetzt zum Drehmoment der Kurbelwelle 5 wirkt. Gleichzeitig wirkt eine treibende Kraft R, welche die radiale Komponente Ft kompensiert, auf den Kurbelzapfen 5′ in der zur Kraftkomponente Ft entgegengesetzten Richtung.

Der in der Gegendruckkammer 21 wirkende Zwischendruck Pm erzeugt eine Gegendruckkraft Fb, die auf die Rückseite der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 wirkt.

Da der Angriffspunkt der radialen Kraftkomponente Ft sich im Abstand vom Angriffspunkt der treibenden Kraft R befindet, wirkt auf das umlaufende Spiralelement 3 ein Drehmoment M _o ein, das durch die folgende Gleichung (3) ausgedrückt werden kann:

M _o = Ft · l _s (3)

wobei l _s der Abstand zwischen dem Angriffspunkt der radialen Kraftkomponente Ft und dem Angriffspunkt der treibenden Kraft R ist.

Dieses Drehmoment M _o besteht unabhängig davon, ob sich der Kompressor im Betrieb im Übergangszustand oder im stationären Zustand befindet. Es versucht, das umlaufende Spiralelement 3 um einen Winkel R _m zu neigen.

Wenn, wie in Fig. 6 gezeigt, das umlaufende Spiralelement 3 aus der mit gestrichelten Linien gezeigten Lage in die mit ausgezogenen Linien gezeigte Lage für die radiale Verschiebung Δ r _m , d. h. um einen Neigungswinkel R _m , geneigt wird, nähert sich das Ende der Spiralwand 3′ des umlaufenden Spiralelements 3 der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2. Wenn der Neigungswinkel R _m größer wird, kommt die Spiralwand 3′ des umlaufenden Spiralelements 3 in Kontakt mit der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2. Fig. 6 zeigt das umlaufende Spiralelement 3 geneigt in einem Winkel R _{m 1} derart, daß das Ende der Spiralwand 3′ mit der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2 in Kontakt kommt. Als Folge der Neigung des umlaufenden Spiralelements 3 bei dem Neigungswinkel R _{m 1} wird die Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 axial um einen Abstand W _m (Fig. 7) verschoben, wenn das Spiralelement 3′ mit der Spiralwand 2′ des stationären Spiralelements 2, in Kontakt kommt.

In Fig. 7 ist das umlaufende Spiralelement 3 so dargestellt, daß es mit einem Winkel R _{m 2} geneigt ist, so daß die Rückseite der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 in die Nähe eines Sitzabschnittes 9′ am Rahmen 9 gelangt und schließlich, wie in Fig. 8 gezeigt, bis zum Sitzabschnitt 9′ gelangt, während die Spiralwände 2′, 3′ der beiden Spiralelemente stärker gegeneinanderdrücken δ _{a 1}, w _{a 2} in Fig. 6 und δ _{a 3} in Fig. 7 zeigen die jeweiligen axialen Spiele zwischen den axialen Stirnflächen der Spiralwände 2′, 3′ und den gegenüberliegenden Flächen der Stirnplatten, wenn das umlaufende Spiralelement 3 geneigt ist. Dieses Verhalten des umlaufenden Spiralelements 3 wird im stationären Betriebszustand des Spiralkompressors beobachtet, bei welchem das Verhältnis π des Förderdrucks Pd zum Ansaugdruck Ps größer wird, beispielsweise bis zu Werten von 5 bis 10.

Fig. 8 zeigt einen Zustand, der unmittelbar nach dem Anlauf des Spiralkompressors 1 beobachtet wird, oder wenn der Kompressor in einem Zustand arbeitet, in dem eine Flüssigkeitskompression auftritt, d. h. wenn flüssiges Kältemittel in die Ansaugkammer 13 (Fig. 1) angesaugt wird.

In dem in Fig. 8 gezeigten Zustand ist die Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 um einen Winkel R _{m 3} geneigt und axial verschoben, um ein rückseitiges axiales Spiel δ _h zwischen der Rückseite der Stirnplatte 22 und dem gegenüberliegenden Rahmen 9 vollständig zu beseitigen. In diesem Zustand wird die axiale Verschiebung W _m des Umfangsabschnitts der Stirnplatte 22 gleich dem rückseitigen axialen Spiel δ _h . In diesem in Fig. 8 gezeigten Zustand ist der Kontakt zwischen den Spiralwänden 2′ und 3′ der beiden Spiralelemente 2 und 3 am stärksten.

Die Radialverschiebungen Δ r _{m 1} und Δ r _{m 2} der Spiralwände 2′ und 3′ aufgrund der Neigung des umlaufenden Spiralelements 3, wie dies in Fig. 7 und 8 gezeigt ist, lassen sich durch folgende Gleichungen wiedergeben:

Δ r _{m 1} ≈ h _m · R _{m 1}
≈ h _m · W _m /D _m (4)

Δ r _{m 2} ≈ h _m · R _{m 2}
≈ h _m · w _h /D _m (5)

wobei h _m die Höhe der Spiralwand und D _m der Außendurchmesser der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 sind.

Wenn der Spiralkompressor arbeitet, muß das radiale Spiel Δ r _m zwischen den Spiralwänden 2′ und 3′ unter Berücksichtigung des Betrags der radialen Verschiebung Δ r _m der Spiralwände 2′ und 3′ bestimmt werden. Das minimale radiale Spiel δ r _m kann angenähert durch folgende Gleichung wiedergegeben werden:

δ r _m = Δε ± Δ S₁ ± Δ S₂ - Δ r _m (6)

wobei Δ r _m der Betrag der radialen Verschiebung der Spiralwände 2′ und 3′ aufgrund der Neigung des umlaufenden Spiralelements 3 ist.

Bei den in den Fig. 7 und 8 gezeigten Zuständen genügt der Wert für das radiale Spiel δ r _m in Gleichung (6) der folgenden Bedingung:

δ r _m = 0 (7)

Es sei hier angenommen, daß der Betrag Δε 40 µm, des rückseitigen Spiels δ _h etwa 100 µm, der Außendurchmesser D _m der Stirnplatte 100 mm und die Höhe der Spiralwand h _m 40 mm beträgt. In diesem Fall wird eine Verschiebung Δ r _{m 2} von etwa 40 µm nach Gleichung (5) berechnet. Wenn die Spiralwände ideal glatt wären, so daß sie der Bedingung Δ S₁ ≈ S₂ ≈ 0 genügen, berechnet sich der Wert δ r _m nach Gleichung (6) zu 0.

Nimmt man an, daß in Gleichung (6) der Zustand δ r _m < 0 und daß der Betrag Δε Kurbel von 40 µm auf 80 µm erhöht wird, um einen gegenseitigen Kontakt zwischen den Spiralwänden 2′ und 3′ zu vermeiden, nimmt das radiale Spiel zwischen den beiden Spiralwänden 2′ und 3′ selbst zu. Solch ein erhöhtes radiales Spiel bildet jedoch keine Maßnahme zur Beseitigung der Leistungsreduzierung des Kompressors aufgrund der internen Fluidleckage.

Wenn die Spiralwände 2′ und 3′ der beiden Spiralelemente 2 und 3 dauerndem Kontakt miteinander während des Betriebs des Kompressors gehalten werden, wie dies in den Fig. 6 bis 8 gezeigt ist, nimmt der mechanische Reibungsverlust zu, was eine größere Antriebskraft durch den Antrieb des Kompressors 1 erfordert. Zusätzlich führt die axiale Verschiebung des umlaufenden Spiralelements 3 zu einer Steigerung der axialen Spiele zwischen den Stirnflächen der Spiralwände 2′ und 3′ der beiden Spiralelemente 2, 3 und den gegenüberliegenden Stirnplatten. Obwohl diese Steigerung des axialen Spiels gering ist, erhöht sich in nachteiliger Weise die interne Fluidleckage, was den volumetrischen Wirkungsgrad verringert, wodurch sich das Fördervolumen des Kompressors verringert.

In dem in Fig. 8 gezeigten Zustand, in dem das umlaufende Spiralelement 3 stark geneigt ist, wodurch die Spiralwände 2′ und 3′ der beiden Spiralelemente unter hohem Druck einander berühren, besteht die Gefahr, daß die Spiralwände 2′ und 3′ aufgrund einer übermäßigen mechanischen Beanspruchung brechen.

Die Neigung des umlaufenden Spiralelements 3 führt auch noch zu einem anderen Problem. Wenn nämlich das umlaufende Spiralelement 3, wie in Fig. 7 und 8 gezeigt, geneigt ist, kommen der Kurbelzapfen 5′ und das Zapfenlager 6 in einen ungleichmäßigen Kontakt, was zu einem erhöhten Reibungsverlust führt. Das Ausmaß des ungleichförmigen Konatakts wird proportional zum Neigungswinkel R _m gesteigert und führt oft zu einem Fressen des Kurbelzapfens 5′ im Zapfenlager 6.

Das rückseitige axiale Spiel δ _h am äußeren Umfangsabschnitt der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 wird so bestimmt, daß es der Bedingung der folgenden Gleichung (9) genügt, während das radiale Spiel δ r _m zwischen den Spiralwänden 2′ und 3′ der beiden Spiralelemente 2 und 3 der Bedingung der folgenden Gleichung (8) genügt:

δ r _m = Δε ± Δ S₁ ± Δ S₂ - Δ r _m < 0 (8)

δ _h < (Δε ± Δ S₁ ± Δ S₂)D _m /h _m (9)

Wenn ideal glatte Spiralwände vorliegen, also Gleichung (10) gelten würde, lassen sich die Gleichungen (8) und (9) als folgende Gleichungen (11) und (12) schreiben:

Δ S₁ ≈ Δ S₂ ≈ 0 (10)

δ r _m = Δε-Δ r _m < 0 (11)

δ _h < Δε · D _m /h _m (12)

Wenn Δε 40 µm und das rückseitige axiale Spiel δ _h 60 µm ist, ergibt sich, um die Bedingung δ r _m < 0 zu verwirklichen.

Δ r _m = 40 × 0,06/100 ≈0,024

Somit wird der Betrag der radialen Verschiebung der Spiralwand 3′ des umlaufenden Spiralelements 3 zu 24 µm berechnet.

Setzt man diesen Wert für Δ r _m in Gleichung (11) ein, ergibt sich unter der Bedingung, daß δ r _m < 0 ist, folgender Wert:

δ r _m = 40 µm-24 µm = 16 µm.

Demzufolge bleiben in diesem Fall die radialen Spiele zwischen den beiden Spiralelementen 2, 3 trotz der Neigung des umlaufenden Spiralelements 3 bestehen.

Ein dimensionsloser Wert δ _h * des rückseitigen Spiel δ _h läßt sich folgendermaßen definieren:

δ _h * = δ _h /D _m (13)

Dieser Wert δ _h * ist zweckmäßigerweise

δ _h * ≦ 1,0 × 10^-3 (14)

und vorzugsweise ≦ 0,6 × 10^-3.

Fig. 9 zeigt, wie die Leistung des Kompressors durch den dimensionslosen Wert w _h * des rückseitigen Spiels, ermittelt auf der Basis von Versuchsergebnissen, beeinflußt wird.

Wenn der Wert δ _h * der Bedingung von w _h * < 1,0 × 10^-3 genügt, verringert sich der volumetrische Wirkungsgrad sehr stark aufgrund einer Erhöhung der internen Leckage. Man bevorzugt deshalb, daß der Bedingung δ _h * ≦ 1,0 × 10^-3 soweit wie möglich genügt wird.

Fig. 10 und 11 zeigen eine Ausführungsform, in welcher eine ringförmige Aussparung 25 im Umfang des am Rahmen 9 vorgesehenen Sitzabschnittes 9′ so ausgebildet ist, daß die Aussparung 25 als ein Sumpf für Schmieröl wirkt. Da bei dieser Ausführungsform das rückseitige Spiel δ _h als ein Lagerspiel dient, ist es möglich, die Gleitabschnitte am Sitzabschnitt 9′ des Rahmens 9 mit der gegenüberliegenden Rückseite der Stirnplatte 22 des umlaufenden Spiralelements 3 durch Zuführen von Schmieröl durch die ringförmige Aussparung 25 zwangsweise zu schmieren.

Der Rahmen 9 hat dabei eine Oberseite 9′′′, die mit der Stirnplatte des stationären Spiralelements 2 in Kontakt steht. Das rückseitige axiale Spiel δ _h dieser Ausführungsform wird so bestimmt, daß es der Bedingung genügt:

δ _h = Hf-Hs (15)

wobei Hf die Tiefe von der Oberseite nach unten zum Sitzabschnitt des Rahmens und Hs die Stärke des Umfangsabschnitts der Stirnplatte des umlaufenden Spiralelements sind.

Der Rahmen 9 hat eine Vielzahl von sektorförmigen Sitzabschnitten 9′, im vorliegenden Fall sechs Sitzabschnitte, die so angeordnet sind, daß sie unabhängig von der Verschiebung des umlaufenden Spiralelements 3 von diesem überlagert sind.

Die ringförmige Aussparung 25 ist an der Außenseite des Sitzabschnitts 9′′ ausgebildet. Die ringförmige Aussparung 25 steht mit der Gegendruckkammer 21 durch eine Vielzahl von radialen Nuten 26 in Verbindung. Diese radialen Nuten 26 bilden Kanäle für das Schmieröl, welches von der Aussparung 25 der Gegendruckkammer 21 und umgekehrt zugeführt wird, um die Bewegung des Schmieröls zu erleichtern.

Für die Aufnahme von Bolzen zur Befestigung des stationären Spiralelements 2 sind Bolzenlöcher 27 vorgesehen.

Claims (3)

1. Spiralkompressor mit einem dicht abgeschlossenen Gehäuse (11), in welchem ein Kompressorabschnitt mit einem Rahmen (9) und ein Antriebsabschnitt mit einem Elektromotor (10) angeordnet sind, wobei der Kompressorabschnitt ein stationäres Spiralelement (2) und ein umlaufendes Spiralelement (3) aufweist, von denen jedes eine scheibenförmige Stirnplatte (22′, 22) und eine axial davon abstehende Spiralwand (2′, 3′) aufweist, deren Spiralwände (2′, 3′) unter Bildung von Kompressionskammern (14, 15) ineinandergreifen und von denen das stationäre Spiralelement (2) einen umfangsseitigen, dicht durch das Gehäuse gehenden Ansaugstutzen (12) und eine zentrale, in eine Föderkammer (17) mündende Förderöffnung (16) aufweist und das umlaufende Spiralelement (3) mit einem Kurbelzapfen (5′) einer am Rahmen (9) gelagerten und mit dem Antriebsabschnitt verbundenen Kurbelwelle (5) für eine Umlaufbewegung ohne Eigenrotation in Eingriff steht, wobei zwischen der dem Antriebsabschnitt zugewandten mit einem Gegendruck beaufschlagten Rückseite der Stirnplatte (22) des umlaufenden Spiralelements (3), und einer gegenüberliegenden Sitzfläche (9′′) des Rahmens (9) ein axiales Spiel (δ _h ) und zwischen den Spiralwänden (2′, 3′) der beiden Spiralelemente (2, 3) ein radiales Spiel (δ r _m ) vorgesehen ist, das zur Vermeidung einer Berührung der Spiralwände (2′, 3′) so festgelegt ist, daß es folgenden Bedingungen genügt δ r _m = Δε ± Δ S₁ + Δ S₂-Δ r _m < 0
δ r _m = Δε - Δ r _m < 0,wobei Δε die aus der Differenz zwischen dem theoretischen und dem tatsächlichen Radius der Umlaufbewegung ermittelte Versetzung der Kurbelwelle (5), Δ S₁ die radiale Bearbeitungsgenauigkeit der Spiralwand (2′) des stationären Spiralelements (3), Δ S₂ die radiale Bearbeitungsgenauigkeit der Spiralwand (3′) des umlaufenden Spiralelements (3) und Δ r _m die radiale Verschiebung der Spiralwand (3′) des umlaufenden Spiralelements (3) sind, wenn das umlaufende Spiralelement (3) bezüglich des stationären Spiralelements (2) geneigt wird, dadurch gekennzeichnet, daß die Sitzfläche (9′′) an ihrem Außenumfang von einer ringförmigen, zur Stirnplatte (22) des umlaufenden Spiralelements (3) hin offenen Aussparung (25) umschlossen ist, von der radiale, die Sitzfläche (9′′) in Ringsektorabschnitte aufteilende Nuten (26) ausgehen,
und daß das axiale Spiel (δ _h ) am Umfang der Stirnplatte (22) des umlaufenden Spiralelements (3) so festgelegt ist, daß es folgenden Bedingungen genügtδ _h < (Δε ± Δ S₁ ± Δ S₂) D _m /h _m
w _h < Δε · D _m /h _m ,wobei D _m der Außendurchmesser der Stirnplatte (22) des umlaufenden Spiralelements (3) und h _m die Höhe seiner Spiralwand (3′) sind.

2. Spiralkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Größe (δ _h *), die sich durch Teilung des Werts des axialen Spiels (δ _h ) durch den Wert des Außendurchmessers (D _m ) des umlaufenden Spiralelements (3) ergibt, der Bedingung genügt δ _h * ≦ 1,0 · 10^-3

3. Spiralkompressor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Größe (δ _h *) der Bedingung genügt δ _h * ≦ 0,6 · 10^-3.