EP0381682B1 - Rotary piston compressor - Google Patents

Rotary piston compressor Download PDF

Info

Publication number
EP0381682B1
EP0381682B1 EP88908150A EP88908150A EP0381682B1 EP 0381682 B1 EP0381682 B1 EP 0381682B1 EP 88908150 A EP88908150 A EP 88908150A EP 88908150 A EP88908150 A EP 88908150A EP 0381682 B1 EP0381682 B1 EP 0381682B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
rotor
inner rotor
rotary piston
piston compressor
shaft
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP88908150A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0381682A1 (en
Inventor
Renate Ruf
Rudolf Bierling
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP0381682A1 publication Critical patent/EP0381682A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0381682B1 publication Critical patent/EP0381682B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B15/00—Reciprocating-piston machines or engines with movable cylinders other than provided for in group F01B13/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/10—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump

Definitions

  • the invention relates to a rotary compressor according to the preamble of claim 1.
  • the invention has for its object to provide a rotary compressor according to the preamble of claim 1, which is characterized by a large delivery rate at low drive speeds and allows high speeds of the external rotor.
  • this compressor is particularly suitable for dry running. Dry-running compressors are used when lubricant-free compressed air is required. So no lubricant must get into the working chambers, which has the prerequisite that no sealing elements are provided are that need to be lubricated. Accordingly, such compressors with a gap seal in the order of 50 to 100 microns must be manufactured. Maintaining such narrow sealing gaps is made easier in the rotary piston compressor according to the invention by keeping drive tensile forces away from the internal rotor bet. However, the internal rotor is exposed to high centrifugal forces during operation, since it rotates at twice the drive speed in the 2: 1 machine.
  • the inner rotor can be hollow and made of light metal and can accommodate at least one balancing weight made of a material with a higher specific weight that extends essentially over its entire length.
  • the mass balance can be achieved by one or more heavy metal pins, for example made of tungsten in a nickel-iron binder, which extend through the inner rotor parallel to the axis of rotation and one of which can simultaneously be used to fix the inner rotor in rotation on its shaft.
  • the shaft with the counterweight can be made in one piece and inserted with a press fit into a corresponding recess in the inner rotor.
  • phase position between the inner and outer rotor is set extremely precisely. This phase position is maintained by the gear between the inner and outer rotor. While the external gear can be screwed directly onto the internal fan in non-dry-running compressors, this is not possible due to the need to lubricate the gearbox in dry-running compressors.
  • the groove which receives the heavy metal pin used for rotation, beyond the inner rotor and the external gear outside the interior of the outer rotor on the Arrange the shaft and connect it to the shaft by means of a pin or projection which engages in the groove in the shaft.
  • a single pin can also be provided on the shaft to prevent rotation of the inner rotor and the outer gear.
  • radially inward projections can be formed on the inside of the outer peripheral wall of the inner rotor in the area diametrically opposite the hub, from which material can be removed for the purpose of balancing the rotor. If the end faces of the inner rotor are closed off by covers in order to prevent flow around the sides and to keep the leakage small, these projections are arranged near the end faces and the covers are provided in the area of the projections with openings through which a tool for removing material from the projections can be passed.
  • the housing component in which the transmission-side end of the shaft is mounted can have a disk-shaped extension which extends between the inner rotor and the outer gear, has a bore for the shaft to pass through and, with its outer circumference, seals into a corresponding circular recess in the adjacent end wall of the outer rotor is used.
  • both housing components in which the ends of the shaft are mounted and which extend through the end walls of the outer rotor, are provided with disk-shaped approaches, which are inserted into corresponding circular recesses in the end walls of the outer rotor, and plates are attached to the inner end walls of the outer rotor such that their inner surfaces are flush with the inner surfaces of the disc-shaped projections.
  • a compensating disk of suitable thickness can be provided between one of the housing components and a shaft extension.
  • the parallel-axis and internal-axis rotary piston compressor shown has a housing which is composed of a peripheral wall 1 and side parts 2 and 3 attached to it laterally, the left side part comprising a bearing plate 4 with a hub 5, an intermediate plate 6 and a hub 5 penetrating Bearing extension 7, while the right side part 3 consists only of a bearing plate 8 with a hub 9 and a bearing extension 10 penetrating this.
  • An outer rotor 12 is mounted in the housing on the bearing hubs 5 and 8 via maintenance-free and encapsulated ball bearings 11, which has a cylindrical outer surface 13 and rotates with a small sealing gap in the corresponding cylindrical inner space 14 of the housing, as can be seen from FIG. 2.
  • the interior 14 communicates with an inlet duct 15 and an outlet duct 16.
  • a compressor chamber 17 in the form of an arena is provided in the outer rotor 12 and communicates with control openings 18 and 19 in the peripheral surface of the outer rotor.
  • an inner rotor 20 with a circular cross section is arranged eccentrically on a shaft 21.
  • the diameter of the inner rotor 20 corresponds to the diameter of the semicircular end sections of the compressor space 17 except for narrow sealing gaps of the order of 50 to 100 ⁇ m.
  • the inner rotor shaft 21 is via bearings 22 in the bearing extensions 7 and 10 stored.
  • the axis of rotation D 1 of the inner rotor shaft 21 runs parallel to the axis of rotation D 2 of the outer rotor 12.
  • the inner and outer rotors are at a certain speed ratio to one another, which in the exemplary embodiment is 2: 1 and by a gear, consisting of an outer gear 23 arranged on the inner rotor shaft 21 and an internal gear 24 fastened to the external rotor 12.
  • the outer rotor 12 is composed of a central part 25 and side walls 26 and 27, which are provided with circular openings 28 and 29, into which the bearing extensions 7 and 10 protrude.
  • a drive pulley 30 is connected to the left side wall 27 of the external rotor 12 in FIG. 1.
  • the bearing extension 10 is provided with a disk-shaped extension 31, which is sealingly inserted into the opening 28 in the outer rotor side wall 26 via a sealing ring 32 is.
  • the outer rotor side wall 27 is sealingly inserted into a corresponding circular opening 34 in the intermediate housing part 6 via seals 33.
  • the inner rotor 20 is made as light as possible.
  • it is hollow and made of light metal and consists of an outer circumferential wall 40 and a hub 41 which is interspersed with the bet 21.
  • Heavy-duty pins 42 and 43 are provided, which extend over the entire length of the inner rotor 20.
  • the heavy metal pins are made of a material with a high specific weight, for example tungsten in a nickel-iron binder.
  • a full mass balance of the inner rotor 20 is achieved in each plane running perpendicular to its longitudinal central axis M.
  • the heavy-duty pin 43 is also used for the rotationally fixed connection of the inner rotor 20 to the shaft 21, and a groove 44 and 45, which is semicircular in cross-section, is provided in the hub 41 and in the shaft 21 for receiving it.
  • the groove 44 extends in Fig. 1 to the right beyond the inner rotor 20 and at the same time serves for the rotationally fixed and positionally correct arrangement of the external gear 23, which engages with a corresponding nose 47 (FIG. 3) in the groove 44.
  • the pin 43 in FIG. 1 could be extended to the right and establish the rotationally fixed connection between the shaft 21 and the external gear 23.
  • a balancing option is provided.
  • radially inwardly directed projections 46 are provided on the inside of the outer peripheral wall 40 of the inner rotor 20 in the area diametrically opposite the hub 41.
  • the inner rotor 20 can be completely balanced by removing material from the projections 40.
  • openings are provided in these covers, through which the projections 46 can be machined.
  • Narrow sealing gaps usually result in tight tolerances, which require a high manufacturing effort.
  • 12 plates 50 are provided on the inner surfaces of the side walls 26, 27 of the outer rotor, the thickness of which is selected so that its inner surfaces are aligned with the inner surfaces of the disk-shaped projections 31 and 31a after assembly.
  • the inside diameter of the plate 50 on the right in FIG. 1 is smaller than the diameter of the opening 28, so that lubricant passing over the seal 32 cannot get into the compressor chamber 17.
  • the axial position of the inner rotor 20 relative to the outer rotor 12 is achieved by a shim 51 between the bearing 22 for the shaft 21 and the outer gear 23.
  • an inner rotor 20 ' is shown, the shaft 21' is in one piece with a balance weight 65 and consists, for example, of a precision-drawn steel part. This steel part is inserted with a press fit in an opening 66 of the inner rotor 20 'and is at the points 67 of the opening with a fit.
  • the balance weight 65 extends, as shown in Fig. 5, over the entire length of the inner rotor 20 ', so that there is a full mass balance in each transverse plane of the inner rotor as in the inner rotor 20 of Fig. 1.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)

Abstract

A rotary piston compressor with parallel internal axes has a driven external rotor (12) with a compression chamber (17) in which an internal rotor (20) is rotatably mounted. The internal rotor (20) is hollow, made of light metal, and mounted on a shaft (21). Perfect balancing of the masses of the internal rotor (20) is achieved by heavy metal pins (42, 43) which extend the full length of the internal rotor (20). The heavy metal pin (43) also prevents rotation of the internal rotor (20) about the shaft (21) when these parts are not monolithic.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Drehkolbenverdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a rotary compressor according to the preamble of claim 1.

Bei derartigen Drehkolbenverdichtern mit Kämmeingriff besteht zwischen dem Innenläufer und dem Außenläuter ein Drehzahlverhältnis von n₁ = n₂ + 1, d.h. der Innenläufer dreht sich im Verhältnis von 2:1, 3:2, 4:3 u.s.w. schneller als der Außenläufer. Bei einer Drehkolbenmaschine mit dem Drehzahlverbältnis n₁ : n₂ = 2:1, die aufgrund ihres geringen schädlichen Raumes als Verdichter besonders geeignet ist, findet in jeder ihrer beiden Arbeitskammern mit jeder vollen Umdrehung des Außenläufers ein Ansaugtakt und ein Ausschubtakt statt.In such rotary reciprocating compressors with meshing engagement, there is a speed ratio of n 1 = n 2 + 1 between the inner rotor and the outer lauter, i.e. the inner rotor rotates in a ratio of 2: 1, 3: 2, 4: 3, etc. faster than the outrunner. In a rotary piston machine with the speed ratio n 1: n 2 = 2: 1, which is particularly suitable as a compressor because of its small, harmful space, an intake stroke and an exhaust stroke take place in each of its two working chambers with each full revolution of the external rotor.

Bei den bekannten Drehkolbenmaschinen dieser Art (US-A-883 271, EP-A-0087746) ist die Welle des Innenläufers nach außen geführt und mit einem Antriebsrad verbunden, und sie treibt ihrerseits über das Getriebe den Außenläufer mit der halben Drehzahl des Innenläufers an. Dies erfordert für große Förderleistungen hohe Antriebsdrehzahlen, da für jede Umdrehung des Innenläufers in jeder Arbeitskammer nur das halbe Arbeitsspiel abläuft. Ein weiterer Nachteil dieser bekannten Drehkolbenmaschinen besteht darin, daß aufgrund des Antriebes des Innenläufers die Lager des Außenläufers einen großen Durchmesser haben müssen, da sich die zur Drehachse des Außenläufers exzentrische Welle des Innenläufers nach außen durch den Außenläufer hindurch erstreckt. Lager mit großem Durchmesser sind jedoch teuer und bei hohen Drehzahlen aufgrund der hohen Umfangsgeschwindigkeit einer starken Belastung ausgesetzt. Um diese Belastung zu verringern, wird bei der Ausführung gemäß der genannten EP-A-0087 746 der Außenläufer nicht in einem großen Lager, sondern über drei symmetrisch angeordnete Rollen gelagert. Hierdurch wird zwar das Problem der hohen Umfangsgeschwindigkeit des großen Lagers gelöst, jedoch unter Inkaufnahme einer aufwendigen Konstruktion und einer sehr hohen Drehzahl der Rollen.In the known rotary piston machines of this type (US-A-883 271, EP-A-0087746), the shaft of the inner rotor is guided outwards and connected to a drive wheel, and in turn drives the outer rotor at half the speed of the inner rotor via the transmission . This requires high drive speeds for large conveying capacities, since only half the work cycle takes place in each working chamber for each revolution of the inner rotor. Another disadvantage of these known rotary piston machines is that due to the drive of the inner rotor, the bearings of the outer rotor must have a large diameter, since the shaft of the inner rotor which is eccentric to the axis of rotation of the outer rotor extends outward through the outer rotor. However, large diameter bearings are expensive and expensive exposed to high speeds due to the high peripheral speed of a heavy load. In order to reduce this load, in the embodiment according to EP-A-0087 746 mentioned, the external rotor is not stored in a large bearing, but rather via three symmetrically arranged rollers. This solves the problem of the high peripheral speed of the large bearing, but at the expense of a complex construction and a very high speed of the rollers.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Drehkolbenverdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zu schaffen, der sich durch eine große Förderleistung beiniedrigen Antriebsdrehzahlen auszeichnet und hohe Drehzahlen des Außenläufers zuläßt.The invention has for its object to provide a rotary compressor according to the preamble of claim 1, which is characterized by a large delivery rate at low drive speeds and allows high speeds of the external rotor.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale von Anspruch 1 gelöst.This object is achieved by the features of claim 1.

Bei dem erfindungsgemäßen Drehkolbenverdichter findet aufgrund des Umstandes, daß nicht der Innenläufer, sondern der Außenläufer angetrieben wird, mit jeder Umdrehung der angetriebenen Welle in jeder Arbeitskammer das volle Arbeitsspiel statt, so daß der vorgeschlagene Drehkolbenverdichter bei einem Drehzahlverhältnis n₁ : n₂ = 2:1 bei einer gegebenen Antriebsdrehzahl das doppelte Fördervolumen der bekannten Drehkolbenverdichter hat. Da der Außenläufer mit seinen Seitenwänden axial außerhalb der Lager des Innenläufers gelagert ist, kann der Durchmesser der Lager des Außenläufers verhältnismäßig klein sein. Dadurch sind hohe Drehzahlen des Außenläufers ohne übermäßige Beanspruchung seiner Lager möglich. Schließlich hat der erfindungsgemäße Vorschlag den Vorteil, daß die Welle des Innenläufers keiner Durchbiegung aufgrund des Zuges des Antriebsriemens unterworfen ist.In the rotary compressor according to the invention, due to the fact that not the inner rotor but the outer rotor is driven, the full working cycle takes place with each revolution of the driven shaft in each working chamber, so that the proposed rotary compressor at a speed ratio n₁: n₂ = 2: 1 a given drive speed has twice the delivery volume of the known rotary compressor. Since the outer rotor is mounted with its side walls axially outside the bearings of the inner rotor, the diameter of the bearings of the outer rotor can be relatively small. As a result, high speeds of the external rotor are without excessive stress of his bearings possible. Finally, the proposal according to the invention has the advantage that the shaft of the inner rotor is not subject to any deflection due to the tension of the drive belt.

Es sei bemerkt, daß bei Drehkolbenmaschinen mit Schlupfeingriff, bei denen sich der Innenläufer schneller dreht als der Außenläufer und eine planetenartig kreisende Bewegung ausführt, ein direkter Antrieb des Innenläufers nicht möglich ist und daher stets der Außenläufer angetrieben wird, der seinerseits entweder durch Anlage des Innenläufers an Flächen des Außenläufers (US-A-1 887 884) oder durch ein Getriebe (US-A-1 897 190) den Innenläufer antreibt. Eine Anregung zu dem erfindungsgemäßen Vorschlag vermitteln diese Drehkolbenmaschinen mit Schlupfeingriff nicht, zumal im Gegensatz zu diesen Maschinen bei Drehkolbenmaschinen mit Kämmeingriff der Innenläufer fest mit einer Welle verbunden ist, weswegen bei Drehkolbenmaschinen mit Kämmeingriff bisher stets der Innenläufer angetrieben wurde.It should be noted that in rotary piston machines with slip engagement, in which the inner rotor rotates faster than the outer rotor and executes a planetary orbital movement, a direct drive of the inner rotor is not possible and therefore the outer rotor is always driven, which in turn either by engaging the inner rotor on surfaces of the outer rotor (US-A-1 887 884) or by a gear (US-A-1 897 190) drives the inner rotor. These rotary piston machines with slip engagement do not provide any suggestion for the proposal according to the invention, especially since, in contrast to these machines in rotary piston machines with meshing engagement, the internal rotor is firmly connected to a shaft, which is why the internal rotor has always been driven in rotary piston machines with meshing engagement.

Da bei dem vorgeschlagenen Drehkolbenverdichter die Welle des Innenläufers keiner Durchbiegung aufgrund des Zuges des Antriebsriemens unterworfen ist, eignet sich dieser Verdichter besonders für Trockenlauf. Trockenlauf-Verdichter werden verwendet, wenn schmiermittelfreie Druckluft benötigt wird. Es darf also kein Schmiermittel in die Arbeitskammern gelangen, was zur Voraussetzung hat, daß keine Dichtelemente vorgesehen sind, die geschmiert werden müssen. Demzufolge müssen derartige Verdichter mit Spaltdichtung in der Größenordnung von 50 bis 100 µm hergestellt werden. Das Einhalten derart enger Dichtspalte wird bei dem erfindungsgemäßen Drehkolbenverdichter durch das Fernhalten von Antriebs-Zugkräften von der Innenläuferwette erleichtert. Allerdings ist der Innenläufer im Betrieb hohen Fliehkräften ausgesetzt, da er sich bei der 2:1 Maschine mit der doppelten Antriebsdrehzahl dreht. Um diese Betastung durch Fliehkräfte weitgehend auszuschalten, kann der Innenläufer hohl und aus Leichtmetall gefertigt sein und mindestens ein sich im wesentlichen über seine ganze Länge erstreckendes Ausgleichsgewicht aus einem Material mit höherem spezifischem Gewicht aufnehmen. Dadurch wird in jeder Querebene des Innenläufers ein volter Massenausgleich erreicht, so daß auf den Innenläufer bzw, seine Welle keine Biegemomente ausgeübt werden. Der Massenausgleich kann durch einen oder mehrere Schwermetallstifte z.B. aus Wolfram in einem Nickel-Eisenbinder, erreicht werden, die sich durch den Innenläufer parallel zur Drehachse erstrecken und von denen einer gleichzeitig zur Drehfixierung des Innenläufers auf seiner Welle verwendet werden kann. Alternativ kann die Welle mit dem Ausgleichsgewicht als einem Stück bestehen und mit einer Preßpassung in eine entsprechende Aussparung des Innenläufers eingesetzt sein.Since the shaft of the inner rotor is not subject to any deflection due to the tension of the drive belt in the proposed rotary piston compressor, this compressor is particularly suitable for dry running. Dry-running compressors are used when lubricant-free compressed air is required. So no lubricant must get into the working chambers, which has the prerequisite that no sealing elements are provided are that need to be lubricated. Accordingly, such compressors with a gap seal in the order of 50 to 100 microns must be manufactured. Maintaining such narrow sealing gaps is made easier in the rotary piston compressor according to the invention by keeping drive tensile forces away from the internal rotor bet. However, the internal rotor is exposed to high centrifugal forces during operation, since it rotates at twice the drive speed in the 2: 1 machine. In order to largely eliminate this stress due to centrifugal forces, the inner rotor can be hollow and made of light metal and can accommodate at least one balancing weight made of a material with a higher specific weight that extends essentially over its entire length. As a result, a full mass balance is achieved in each transverse plane of the inner rotor, so that no bending moments are exerted on the inner rotor or its shaft. The mass balance can be achieved by one or more heavy metal pins, for example made of tungsten in a nickel-iron binder, which extend through the inner rotor parallel to the axis of rotation and one of which can simultaneously be used to fix the inner rotor in rotation on its shaft. Alternatively, the shaft with the counterweight can be made in one piece and inserted with a press fit into a corresponding recess in the inner rotor.

Von Bedeutung für die Aufrechterhaltung der genannten engen Dichtspalte ist es auch, daß die Phasenlage zwischen Innen- und Außenläufer äußerst exakt eingestetlt wird. Diese Phasenlage wird durch das Getriebe zwischen Innen- und Außenläufer aufrechterhalten. Während bei nicht trockenlaufenden Verdichtern das Außenzahnrad direkt am Innenläüfer angeschraubt werden kann, ist dies wegen der Notwendigkeit der Schmierung des Getriebes bei Trockenlauf-Verdichtern nicht möglich. Um bei einem außenliegenden Getriebe trotzdem eine exakte Zuordnung des außen verzahnten Rades zu dem Innenläufer zu erreichen, ist es zweckmäßig, bei der Ausführung, bei welcher der Innenläufer und die Welle getrennte Teile sind, die Nut, welche den zur Drehsicherung verwendeten Schwermetallstift aufnimmt, einseitig über den Innenläufer hinaus fortzusetzen und das Außenzahnrad außerhalb des Innenraumes des Außenläufers auf der Welle anzuordnen und durch einen in die Nut in der Welle eingreifenden Stift oder Vorsprung drehfest mit der Welle zu verbinden. Dabei kann auch ein einziger Stift zur Verdrehsicherung des Innenläufers und des Außenzahnrades auf der Welle vorgesehen sein.It is also important for the maintenance of the tight sealing gaps mentioned that the phase position between the inner and outer rotor is set extremely precisely. This phase position is maintained by the gear between the inner and outer rotor. While the external gear can be screwed directly onto the internal fan in non-dry-running compressors, this is not possible due to the need to lubricate the gearbox in dry-running compressors. In order to achieve an exact assignment of the externally toothed wheel to that in an external gear To reach the inner rotor, it is expedient to continue with the version in which the inner rotor and the shaft are separate parts, the groove, which receives the heavy metal pin used for rotation, beyond the inner rotor and the external gear outside the interior of the outer rotor on the Arrange the shaft and connect it to the shaft by means of a pin or projection which engages in the groove in the shaft. A single pin can also be provided on the shaft to prevent rotation of the inner rotor and the outer gear.

Um eine volle Auswuchtung des Innenläufers zu ermöglichen, können auf der Innenseite der äußeren Umfangswand des Innenläufers in dem der Nabe diametral gegenüberliegenden Bereich radial nach innen gerichtete Vorsprünge angeformt sein, von denen zwecks Auswuchtung des Läufers Material abgetragen werden kann. Wenn die Stirnseiten des Innenläufers durch Deckel abgeschlossen sind, um eine Seitenumströmung zu verhindern und die Leckagen klein zu halten, werden diese Vorsprünge nahe der Stirnseiten angeordnet und die Deckel werden im Bereich der Vorsprünge mit Durchbrüchen versehen, durch welche ein Werkzeug zum Abtragen von Material von den Vorsprüngen hindurchgeführt werden kann.In order to allow full balancing of the inner rotor, radially inward projections can be formed on the inside of the outer peripheral wall of the inner rotor in the area diametrically opposite the hub, from which material can be removed for the purpose of balancing the rotor. If the end faces of the inner rotor are closed off by covers in order to prevent flow around the sides and to keep the leakage small, these projections are arranged near the end faces and the covers are provided in the area of the projections with openings through which a tool for removing material from the projections can be passed.

Wie eingangs erwähnt, ist es bei einem Trockenlauf-Verdichter der gattungsgemäßen Art notwendig, das Getriebe zwischen Innen- und Außenläufer außerhalb des Verdichterraumes anzuordnen und gegenüber diesem abzudichten. Zu diesem Zweck kann das Gehäusebauteil, in welchem das getriebeseitige Ende der Welle gelagert ist, einen scheibenförmigen Ansatz aufweisen, der sich zwischen dem Innenläufer und dem Außenzahnrad erstreckt, eine Bohrung zum Durchtritt der Welle aufweist und mit seinem Außenumfang dichtend in eine entsprechende kreisförmige Aussparung in der benachbarten Stirnwand des Außenläufers eingesetzt ist.As mentioned at the outset, in a dry-running compressor of the generic type, it is necessary to arrange the gear between the inner and outer rotor outside the compressor chamber and to seal it from the latter. For this purpose, the housing component in which the transmission-side end of the shaft is mounted can have a disk-shaped extension which extends between the inner rotor and the outer gear, has a bore for the shaft to pass through and, with its outer circumference, seals into a corresponding circular recess in the adjacent end wall of the outer rotor is used.

Wie vorher ausgeführt wurde, sind zum Einhalten kleiner Dichtspalte normalerweise sehr enge Toleranzen erforderlich, die eine hohe Fertigungsgenauigkeit und ertsprechend hohe Kosten verursachen. Um größere Herstellungstoleranzen zulassen zu könner bzw. zu große Plus-Toleranzen ausgleichen zu können, sind nach einem weiteren Vorschlag der Erfindung beide Gehäusebauteile, in denen die Enden der Welle gelagert sind und die sich durch die Stirnwände des Außenläufers erstrecken, mit scheibenförmigen Ansätzen versehen, die in entsprechende kreisförmige Aussparungen in den Stirnwänden des Außenläufers eingesetzt sind, und es sind an den inneren Stirnwänden des Außenläufers Platten solcher Dicke angebracht, daß ihre Innenflächen mit den Innenflächen der scheibenförmigen Ansätze fluchten. Durch die Auswahl von Platten entsprechender Dicke läßt sich in dieser Hinsicht jede Toleranz ausgleichen. Zum Ausgleich axialer Toleranzen hinsichtlich der Lage des Innenläufers relativ zum Außenläufer kann eine Ausgleichsscheibe geeigneter Dicke zwischen einem der Gehäusebauteile und einem Wellenansatz vorgesehen werden.As stated previously, very tight tolerances are usually required to maintain small sealing gaps, which cause high manufacturing accuracy and correspondingly high costs. In order to be able to allow larger manufacturing tolerances or to be able to compensate too large plus tolerances, according to a further proposal of the invention, both housing components, in which the ends of the shaft are mounted and which extend through the end walls of the outer rotor, are provided with disk-shaped approaches, which are inserted into corresponding circular recesses in the end walls of the outer rotor, and plates are attached to the inner end walls of the outer rotor such that their inner surfaces are flush with the inner surfaces of the disc-shaped projections. By selecting panels of appropriate thickness, any tolerance can be compensated in this regard. To compensate for axial tolerances with regard to the position of the inner rotor relative to the outer rotor, a compensating disk of suitable thickness can be provided between one of the housing components and a shaft extension.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird im folgenden unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. Es zeigt:

  • Fig. 1 einen Längsschnitt eines Drehkolben-Verdichters entlang Linie I-I in Fig. 2,
  • Fig. 2 einen Schnitt entlang Linie II-II in Fig. 1,
  • Fig. 3 einen Schnitt entlang Linie III-III in Fig. 1,
  • Fig. 4 eine Stirnansicht des Innenläufers in einer Abwandlung, und
  • Fig. 5 einen Schnitt entlang Linie V-V in Fig. 4.
An embodiment of the invention is described below with reference to the drawings. It shows:
  • 1 shows a longitudinal section of a rotary piston compressor along line II in FIG. 2,
  • 2 shows a section along line II-II in FIG. 1,
  • 3 shows a section along line III-III in FIG. 1,
  • Fig. 4 is an end view of the inner rotor in a modification, and
  • 5 shows a section along line VV in FIG. 4.

Der dargestellte parallel- und innenachsige Drehkolben-Verdichter weist ein Gehäuse auf, das sich aus einer Umfangswand 1 und seitlich daran angesetzten Seitenteilen 2 und 3 zusammensetzt, wobei das linke Seitenteil ein Lagerschild 4 mit einer Nabe 5, eine Zwischenplatte 6 und einen die Nabe 5 durchdringenden Lager-Fortsatz 7 aufweist, während das rechte Seitenteil 3 nur aus einem Lagerschild 8 mit einer Nabe 9 und einem diese durchdringenden Lager-Fortsatz 10 besteht.The parallel-axis and internal-axis rotary piston compressor shown has a housing which is composed of a peripheral wall 1 and side parts 2 and 3 attached to it laterally, the left side part comprising a bearing plate 4 with a hub 5, an intermediate plate 6 and a hub 5 penetrating Bearing extension 7, while the right side part 3 consists only of a bearing plate 8 with a hub 9 and a bearing extension 10 penetrating this.

In dem Gehäuse ist auf den Lagernaben 5 und 8 über wartungsfreie und gekapselte Kugellager 11 ein Außenläufer 12 gelagert, der eine zylindrische Außenfläche 13 aufweist und mit einem geringen Dichtspalt in dem entsprechend zylindrischen Innenraum 14 des Gehäuses umläuft, wie aus Fig. 2 ersichtlich ist. Der Innenraum 14 steht mit einem Einlaßkanal 15 und einem Auslaßkanal 16 in Verbindung.An outer rotor 12 is mounted in the housing on the bearing hubs 5 and 8 via maintenance-free and encapsulated ball bearings 11, which has a cylindrical outer surface 13 and rotates with a small sealing gap in the corresponding cylindrical inner space 14 of the housing, as can be seen from FIG. 2. The interior 14 communicates with an inlet duct 15 and an outlet duct 16.

Im Außenläufer 12 ist ein Verdichterraum 17 in Form einer Arena vorgesehen, der mit Steueröffnungen 18 und 19 in der Umfangsfläche des Außenläufers in Verbindung steht. Im Verdichtungsraum 17 ist ein im Querschnitt kreisförmiger Innenläufer 20 exzentrisch auf einer Welle 21 angeordnet. Der Durchmesser des Innenläufers 20 entspricht bis auf enge Dichtspalte in der Größenordnung von 50 bis 100 µm dem Durchmesser der halbkreisförmigen Endabschnitte des Verdichterraumes 17. Die Innenläuferwelle 21 ist, wie in Fig. 1 gezeigt, über Lager 22 in den Lager-Fortsätzen 7 bzw. 10 gelagert. Die Drehachse D 1 der Innenläuferwelle 21 verläuft parallel zur Drehachse D 2 des Außenläufers 12. Innen- und Außenläufer stehen in einem bestimmten Drehzahlverhältnis zueinander, welches im Ausführungsbeispiel 2:1 beträgt und durch ein Getriebe, bestehend aus einem auf der Innenläuferwelle 21 angeordneten Außenzahnrad 23 und einem am Außenläufer 12 befestigten Innenzahnrad 24, erzwungen wird.A compressor chamber 17 in the form of an arena is provided in the outer rotor 12 and communicates with control openings 18 and 19 in the peripheral surface of the outer rotor. In the compression chamber 17, an inner rotor 20 with a circular cross section is arranged eccentrically on a shaft 21. The diameter of the inner rotor 20 corresponds to the diameter of the semicircular end sections of the compressor space 17 except for narrow sealing gaps of the order of 50 to 100 μm. As shown in FIG. 1, the inner rotor shaft 21 is via bearings 22 in the bearing extensions 7 and 10 stored. The axis of rotation D 1 of the inner rotor shaft 21 runs parallel to the axis of rotation D 2 of the outer rotor 12. The inner and outer rotors are at a certain speed ratio to one another, which in the exemplary embodiment is 2: 1 and by a gear, consisting of an outer gear 23 arranged on the inner rotor shaft 21 and an internal gear 24 fastened to the external rotor 12.

Der Außenläufer 12 setzt sich zusammen aus einem Mittelteil 25 und Seitenwänden 26 und 27, die mit kreisförmigen Durchbrüchen 28 bzw. 29 versehen, in welche die Lager-Fortsätze 7 bzw. 10 hineinragen. Mit der in Fig. 1 linken Seitenwand 27 des Außenläufers 12 ist eine Antriebsriemenscheibe 30 verbunden.The outer rotor 12 is composed of a central part 25 and side walls 26 and 27, which are provided with circular openings 28 and 29, into which the bearing extensions 7 and 10 protrude. A drive pulley 30 is connected to the left side wall 27 of the external rotor 12 in FIG. 1.

Um ein Übertreten des zur Schmierung des Getriebes 23, 24 benötigten Schmiermittets in den Verdichterraum 17 zu verhindern, ist der Lager-Fortsatz 10 mit einem scheibenförmigen Ansatz 31 versehen, der über einen Dichtungsring 32 dichtend in den Durchbruch 28 in der Außenläufer-Seitenwand 26 eingesetzt ist. Auf der gegenüberliegenden Seite ist die Außentäufer-Seitenwand 27 über Dichtungen 33 dichtend in eine entsprechende kreisförmige Öffnung 34 in dem Gehäusezwischenteil 6 eingesetzt.In order to prevent the lubricant required for the lubrication of the gear 23, 24 from passing into the compressor chamber 17, the bearing extension 10 is provided with a disk-shaped extension 31, which is sealingly inserted into the opening 28 in the outer rotor side wall 26 via a sealing ring 32 is. On the opposite side, the outer rotor side wall 27 is sealingly inserted into a corresponding circular opening 34 in the intermediate housing part 6 via seals 33.

Um möglichst enge Dichtspatte zwischen Innen- und Außentäufer verwirktichen zu können, ist unter anderem anzustreben, die Durchbiegung der Innentäuferwette 21 auf ein Mindestmaß zu reduzieren. Diesem Ziel dient einerseits der grundsätzliche Aufbau des Drehkotben-Verdichters in der Weise, daß der Außenläufer 12 angetrieben wird, wodurch die Innentäuferwette 21 sehr kurz gehatten werden kann. Zum anderen ist der Innenläufer 20 so leicht wie möglich ausgeführt. Er ist zu diesem Zweck hohl und aus Leichtmetatt und besteht aus einer äußeren Umfangswand 40 und einer Nabe 41, die von der Wette 21 durchsetzt ist. Um einen vollständigen Massenausgleich zu erreichen und damit eine Durchbiegung der Wette 21 auf Grund der Fliehkräfte auszuschatten, sind bei der Ausführung gemäß Fig. 1 bis 3 in dem Innentäufer auf der der Längsmittelachse M des Innentäufers in Bezug auf die Drehachse D1 der Welle 21 gegenübertiegenden Seite Schwermetattstifte 42 und 43 vorgesehen, die sich über die ganze Länge des Innentäufers 20 erstrecken. Die Schwermetallstifte bestehen aus einem Material mit hohem spezifischen Gewicht, beispielsweise aus Wolfram in einem Nickel-Eisenbinder. Dadurch wird ein voller Massenausgleich des Innenläufers 20 in jeder senkrecht zu seiner Längsmittelachse M verlaufenden Ebene erreicht. Der Schwermetattstift 43 dient gleichzeitig zur drehfesten Verbindung des Innentäufers 20 mit der Welle 21, und zu seiner Aufnahme ist in der Nabe 41 und in der Welle 21 jeweils eine im Querschnitt halbkreisförmige Nut 44 bzw. 45 vorgesehen. Die Nut 44 erstreckt sich in Fig. 1 nach rechts über den Innentäufer 20 hinaus und dient gleichzeitig zur drehfesten und lagerichtigen Anordnung des Außenzahnrades 23, das mit einer entsprechenden Nase 47 (Fig. 3) in die Nut 44 eingreift. Alternativ könnte der Stift 43 in Fig. 1 nach rechts verlängert sein und die drehfeste Verbindung zwischen der Welle 21 und dem Außenzahnrad 23 herstellen.In order to be able to achieve the tightest possible sealing flap between the inside and outside bores, one of the efforts to be made is to reduce the deflection of the inside bets 21 to a minimum. On the one hand, this goal is served by the basic structure of the rotary piston compressor in such a way that the external rotor 12 is driven, as a result of which the internal rotor bet 21 can be kept very short. On the other hand, the inner rotor 20 is made as light as possible. For this purpose it is hollow and made of light metal and consists of an outer circumferential wall 40 and a hub 41 which is interspersed with the bet 21. In order to achieve a complete mass balance and thus to prevent deflection of the bet 21 due to the centrifugal forces, in the embodiment according to FIGS Heavy-duty pins 42 and 43 are provided, which extend over the entire length of the inner rotor 20. The heavy metal pins are made of a material with a high specific weight, for example tungsten in a nickel-iron binder. As a result, a full mass balance of the inner rotor 20 is achieved in each plane running perpendicular to its longitudinal central axis M. The heavy-duty pin 43 is also used for the rotationally fixed connection of the inner rotor 20 to the shaft 21, and a groove 44 and 45, which is semicircular in cross-section, is provided in the hub 41 and in the shaft 21 for receiving it. The groove 44 extends in Fig. 1 to the right beyond the inner rotor 20 and at the same time serves for the rotationally fixed and positionally correct arrangement of the external gear 23, which engages with a corresponding nose 47 (FIG. 3) in the groove 44. Alternatively, the pin 43 in FIG. 1 could be extended to the right and establish the rotationally fixed connection between the shaft 21 and the external gear 23.

Um den angestrebten vollen Massenausgleich des Innenläufers 20 zu erreichen, ist eine Auswuchtmöglichkeit vorgesehen. Zu diesem Zweck sind auf der Innenseite der äußeren Umfangswand 40 des Innenläufers 20 in dem der Nabe 41 diametral gegenüberliegenden Bereich radial nach innen gerichtete Vorsprünge 46 vorgesehen. Durch Materialabtragung an den Vorsprüngen 40 läßt sich der Innenläufer 20 vollständig auswuchten. Wenn die Stirnseiten des Innenläufers 20 durch Deckel abgeschlossen sind, werden in diesen Deckeln Öffnungen vorgesehen, durch welche die Vorsprünge 46 bearbeitet werden können.In order to achieve the desired full mass balance of the inner rotor 20, a balancing option is provided. For this purpose, radially inwardly directed projections 46 are provided on the inside of the outer peripheral wall 40 of the inner rotor 20 in the area diametrically opposite the hub 41. The inner rotor 20 can be completely balanced by removing material from the projections 40. When the end faces of the inner rotor 20 are closed by covers, openings are provided in these covers, through which the projections 46 can be machined.

Enge Dichtspalte bedingen normalerweise enge Toleranzen, die einen hohen Fertigungsaufwand erfordern. Um diese Aufwand zu verringern, sind an den Innenflächen der Seitenwände 26, 27 des Außenläufers 12 Platten 50 vorgesehen, deren Dicke so gewählt wird, daß ihre Innenflächen nach dem Zusammenbau mit den Innenflächen der scheibenförmigen Ansätze 31 und 31a fluchten. Der Innendurchmesser der in Fig. 1 rechten Platte 50 ist kleiner als der Durchmesser des Durchbruches 28, so daß über die Dichtung 32 übertretendes Schmiermittel nicht in den Verdichterraum 17 gelangen kann. Die axiale Lage des Innenläufers 20 relativ zum Außenläufer 12 wird durch eine Ausgleichsscheibe 51 zwischen dem Lager 22 für die Welle 21 und dem Außenzahnrad 23 erreicht.Narrow sealing gaps usually result in tight tolerances, which require a high manufacturing effort. To reduce this effort, 12 plates 50 are provided on the inner surfaces of the side walls 26, 27 of the outer rotor, the thickness of which is selected so that its inner surfaces are aligned with the inner surfaces of the disk-shaped projections 31 and 31a after assembly. The inside diameter of the plate 50 on the right in FIG. 1 is smaller than the diameter of the opening 28, so that lubricant passing over the seal 32 cannot get into the compressor chamber 17. The axial position of the inner rotor 20 relative to the outer rotor 12 is achieved by a shim 51 between the bearing 22 for the shaft 21 and the outer gear 23.

Die Arbeitsweise des dargestellten Drehkolben-Verdichters ist bekannt. Bei Drehung der Läufer 12 und 20 in Richtung der Pfeile R in Fig. 2 wird der Verdichterraum 17 durch den Innenläufer 20 in zwei volumenveränderliche Arbeitskammern 60 und 61 aufgeteilt, die über die Öffnungen 18 und 19 abwechselnd mit dem Einlaßkanal 15 und dem Auslaßkanal 16 in Verbindung kommen,The operation of the rotary compressor shown is known. When the rotors 12 and 20 rotate in the direction of the arrows R in FIG. 2, the compressor space 17 is divided by the inner rotor 20 into two volume-changing working chambers 60 and 61, which alternate via the openings 18 and 19 come into connection with the inlet duct 15 and the outlet duct 16,

Selbstverständlich sind viele Abwandlungen des dargestellten Ausführungsbeispieles möglich, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen, Eine besonders zweckmäßige und naheliegende Abwandlung besteht darin, den Innenläufer 20 und die Welle 21 einstückig aus Leichtmetall herzustellen, so daß der Schwermetallstift 43 nur zum Massenausgleich beiträgt. Die Anzahl, Form und Anordnung der Schwermetallstifte 42, 43 hängt von den jeweiligen Verhältnissen ab.Of course, many modifications of the illustrated embodiment are possible without departing from the scope of the invention. A particularly expedient and obvious modification is to manufacture the inner rotor 20 and the shaft 21 in one piece from light metal, so that the heavy metal pin 43 only contributes to the mass balance. The number, shape and arrangement of the heavy metal pins 42, 43 depend on the respective conditions.

In Fig. 4 und 5 ist ein Innenläufer 20′ dargestellt, dessen Welle 21′ mit einem Ausgleichsgewicht 65 einstückig ist und beispielsweise aus einem präzisionsgezogenen Stahlteil besteht. Dieser Stahlteil ist mit einer Preßpassung in einen Durchbruch 66 des Innenläufers 20′ eingesetzt und.liegt an den Stellen 67 des Durchbruches mit Passung an. Das Ausgleichsgewicht 65 erstreckt sich, wie aus Fig. 5 ersichtlich, über die ganze Länge des Innenläufers 20′, so daß sich wie bei dem Innenläufer 20 von Fig. 1 ein voller Massenausgleich in jeder Querebene des Innenläufers ergibt.4 and 5, an inner rotor 20 'is shown, the shaft 21' is in one piece with a balance weight 65 and consists, for example, of a precision-drawn steel part. This steel part is inserted with a press fit in an opening 66 of the inner rotor 20 'and is at the points 67 of the opening with a fit. The balance weight 65 extends, as shown in Fig. 5, over the entire length of the inner rotor 20 ', so that there is a full mass balance in each transverse plane of the inner rotor as in the inner rotor 20 of Fig. 1.

Claims (11)

1. Internal parallel-axis rotary piston compressor with meshing engagement, having
a) a case which has a circumferential wall (1) and side parts (2, 3) with bearing extensions (7, 10) extending axially inwardly,
b) an outer rotor (12) journaled in the case, with an inner chamber (17) defined by side walls (26, 27),
c) an inner rotor (20) which is disposed in the inner chamber (17), which with its wall defines variable-volume working chambers (60, 61), and which is fastened excentrically on a shaft (21) disposed parallel to the axis of rotation of the outer rotor (12) and journaled in the bearing extensions (7, 10), and
d) a gear drive determining a specific rotary speed ratio and the phasing between inner and outer rotors, which consists of an internal gear (24) fastened to the outer rotor (12) and a pinion (23) meshing therewith and mounted on the inner rotor shaft (21),
characterized in that
e) the side walls (26, 27) of the outer rotor (12) are journaled axially outside of the bearings (22) of the inner rotor shaft (21) on axially inwardly extending journals (5, 9) of the case side parts (2, 3), and that
f) one side wall (27) of the outer rotor (12) has an axially outwardly extending hub (27a) surrounding the journal in question (5) and bearing a drive pulley (30).
2. Rotary piston compressor of claim 1, characterised in that an intermediate wall (6) of the case is disposed between the drive pulley (30) and the side wall (27) of the outer rotor, the hub (27a) passes through it, and it is sealed against the latter.
3. Rotary piston compressor of claim 1 or 2, characterized in that the inner rotor (20) is hollow and made of light metal, and contains at least one mass balancing weight (42, 43 and 65) extending substantially over its entire length, whose material has a greater specific weight than the material of the inner rotor.
4. Rotary piston compressor of claim 3, characterised in that one mass balancing weight is configured as a heavy metal pin which joins the inner rotor (20) for co-rotation with its shaft (21).
5. Rotary piston compressor of claim 4, characterised in that the heavy metal pin (43) is prolonged at one end beyond the inner rotor (20) and fastens the pinion (23) to the inner rotor shaft (21) for corotation therewith.
6. Rotary piston compressor of claim 3, characterized in that the inner rotor shaft (21′) is integral with the mass balancing weight (65).
7. Rotary piston compressor of claim 3, characterized in that the inner rotor (20) has an outer circumferential wall (40) which is provided in the area diametrically opposite the mass balancing weight (42, 43 and 65) with radially inwardly directed projections (46).
8. Rotary piston compressor of claim 6, characterized in that the projections (46) are disposed close to the ends of the inner rotor (20), and that these ends are closed by covers which are provided with openings in the area of the projections.
9. Rotary piston compressor of claim 1, characterized in that the gear transmission (23, 24) is disposed axially outside of a diskshaped flange (31) of the one bearing extension (10), through which the inner rotor shaft (21) passes, and which is inserted with its outer circumference sealingly within a circular recess (28) in the adjacent side wall (26) of the outer rotor (12).
10. Rotary piston compressor of claim 9, characterized in that the side wall (26) of the outer rotor (12) is provided on its inside surface with a flat ring (50) whose outer surface is flush with the surface of the flange (31) facing the inner chamber (17) of the outer rotor (12), and that the inside diameter of the flat ring (50) is smaller than the diameter of the circular recess in the side wall (26).
11. Rotary piston compressor of claim 9, characterized in that the internal gear (24) is attached to the one side wall (26) and the hub (27a) with the drive pulley (30) is attached to the other side wall (27) of the outer rotor.
EP88908150A 1987-10-02 1988-09-30 Rotary piston compressor Expired - Lifetime EP0381682B1 (en)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE3733398 1987-10-02
DE3733398 1987-10-02
DE3744637 1987-12-31
DE19873744637 DE3744637A1 (en) 1987-10-02 1987-12-31 TURNING PISTON COMPRESSORS

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0381682A1 EP0381682A1 (en) 1990-08-16
EP0381682B1 true EP0381682B1 (en) 1991-12-04

Family

ID=25860442

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP88908150A Expired - Lifetime EP0381682B1 (en) 1987-10-02 1988-09-30 Rotary piston compressor

Country Status (5)

Country Link
US (1) US5076768A (en)
EP (1) EP0381682B1 (en)
JP (1) JPH02502035A (en)
DE (2) DE3744637A1 (en)
WO (1) WO1989002985A1 (en)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR920700352A (en) * 1989-03-31 1992-02-19 원본미기재 Rotary piston compressor
JP2000027772A (en) * 1998-07-08 2000-01-25 Matsushita Electric Ind Co Ltd Hermetic compressor
ITTV20030089A1 (en) * 2003-06-19 2003-09-17 Orlando Canal MECHANISM FOR GAS-DYNAMICS ROTARY 60 DEGREE VOLUMETRIC ACTION, "GAVARA-60", FOR GENERAL USE AND PARTICULARLY FOR ENDOTERMIC ENGINES
US9267504B2 (en) 2010-08-30 2016-02-23 Hicor Technologies, Inc. Compressor with liquid injection cooling
US8794941B2 (en) 2010-08-30 2014-08-05 Oscomp Systems Inc. Compressor with liquid injection cooling

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US883271A (en) * 1907-09-16 1908-03-31 George Wilson Rotary pump.

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1753476A (en) * 1927-06-29 1930-04-08 Joseph R Richer Rotary pump or blower
US1887884A (en) * 1929-07-18 1932-11-15 Powerplus 1927 Ltd Rotary pump machine
US1897190A (en) * 1930-04-22 1933-02-14 Powerplus 1927 Ltd Rotary pump machine
DE1000029B (en) * 1955-03-30 1957-01-03 Gerhard Von Der Heyde Rotary piston machine
US3012550A (en) * 1958-10-07 1961-12-12 Nsu Motorenwerke Ag Rotary mechanism bearing arrangement
US3311094A (en) * 1964-08-18 1967-03-28 Kehl Henry Rotary engine
BE794675A (en) * 1972-02-08 1973-05-16 Renault ROTARY MACHINE DISTRIBUTION
DE2544795A1 (en) * 1975-10-07 1977-04-21 Gerhard Von Der Heyde Rotary piston unit with inner piston rolling in outer piston - has separate drive shafts, inlet and outlet in housing mantle and in outer piston
DE2604665A1 (en) * 1976-02-06 1977-08-11 Sullair Europ Corp ROTARY LISTON MACHINE
CH664193A5 (en) * 1982-03-03 1988-02-15 Wankel Felix EXHAUST-ROTATED PISTON LOADER.
KR840007619A (en) * 1983-02-04 1984-12-08 미다가쓰시게 Compressor capacity control method and apparatus
DE3445653A1 (en) * 1984-12-14 1986-06-19 Wankel Gmbh, 1000 Berlin Balancing a parallel- and external-shaft meshing rotary piston blower
US4915596A (en) * 1988-10-24 1990-04-10 Mccall William B Pure rotary positive displacement device

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US883271A (en) * 1907-09-16 1908-03-31 George Wilson Rotary pump.

Also Published As

Publication number Publication date
JPH0357308B2 (en) 1991-08-30
DE3866706D1 (en) 1992-01-16
DE3744637A1 (en) 1989-04-13
JPH02502035A (en) 1990-07-05
WO1989002985A1 (en) 1989-04-06
US5076768A (en) 1991-12-31
EP0381682A1 (en) 1990-08-16

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE3126243C2 (en) Power take-off of an internal combustion engine
DE3619754C2 (en)
DE1553275C3 (en) Rotary piston machine for liquids
DE2700522C2 (en)
WO1996023670A1 (en) Drive device, in particular a wheel drive for tracked vehicles
DE3921221C2 (en) Encapsulated rotary piston compressor
DE19513380C2 (en) Sealing, storage and drive of the rotors of a dry-running screw rotor compressor
DE3720745C2 (en)
DE2246901A1 (en) FLUID CELL MACHINE THROUGH FLUID
EP0666422B1 (en) Bearings and drive connection for the rotors of a screw compressor
EP0080670A1 (en) Rotation device for suspended loads
DE69122195T2 (en) Scroll compressor
EP0394651A1 (en) Compressed air vane motor
DE2710734C3 (en)
EP0381682B1 (en) Rotary piston compressor
DE3342131C2 (en)
DE3716083A1 (en) INNER AXIS ROTARY PISTON
DE3828090C2 (en)
DE4421255C1 (en) Packing pieceless inner gearwheel pump
EP0475109B1 (en) Internal-gear pump for hydraulic fluid
DE2902301C2 (en) Vane pump
EP0474001B1 (en) Internal gear pump for hydraulic fluids
WO1990012210A1 (en) Rotary-piston compressor
EP0473025B1 (en) Internal-gear pump for hydraulic fluid
DE3346519C2 (en)

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

17P Request for examination filed

Effective date: 19900322

17Q First examination report despatched

Effective date: 19910422

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRE;WARNING: LAPSES OF ITALIAN PATENTS WITH EFFECTIVE DATE BEFORE 2007 MAY HAVE OCCURRED AT ANY TIME BEFORE 2007. THE CORRECT EFFECTIVE DATE MAY BE DIFFERENT FROM THE ONE RECORDED.SCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 19911204

Ref country code: FR

Effective date: 19911204

Ref country code: SE

Effective date: 19911204

REF Corresponds to:

Ref document number: 3866706

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19920116

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)
EN Fr: translation not filed
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Effective date: 19920930

PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 19920930

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20000222

Year of fee payment: 12

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20010601