EP0666422A1 - Lagerung und Antrieb der Rotoren eines Schraubenrotorverdichters - Google Patents

Lagerung und Antrieb der Rotoren eines Schraubenrotorverdichters Download PDF

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EP0666422A1
EP0666422A1 EP95101024A EP95101024A EP0666422A1 EP 0666422 A1 EP0666422 A1 EP 0666422A1 EP 95101024 A EP95101024 A EP 95101024A EP 95101024 A EP95101024 A EP 95101024A EP 0666422 A1 EP0666422 A1 EP 0666422A1
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EP
European Patent Office
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rotor
rotors
drive
compressor
gear
Prior art date
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EP95101024A
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English (en)
French (fr)
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EP0666422B1 (de
Inventor
Hans-Hermann Dipl.-Ing. Reinersmann
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.)
GHH Rand Schraubenkompressoren GmbH
Original Assignee
MAN Gutehoffnungshutte GmbH
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Priority claimed from DE19944403648 external-priority patent/DE4403648A1/de
Priority claimed from DE19944403649 external-priority patent/DE4403649C2/de
Application filed by MAN Gutehoffnungshutte GmbH filed Critical MAN Gutehoffnungshutte GmbH
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    • 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
    • F04C18/12—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 other than internal-axis type
    • F04C18/14—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 other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—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 other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/02—Arrangements of bearings

Definitions

  • the invention relates to a rotor compressor with meshing engagement between a screw-toothed rib rotor and a screw-toothed slot rotor.
  • the screw rotor compressor as a positive displacement machine not only transports the pumped medium from the suction to the pressure side, but also compresses it in this way by reducing the tooth space. If the rotors or rotors rotate in the housing, they disengage at the control edge on the suction side, so that a cross section and a volume open for suction. With further rotation, the rotors come back into engagement on their control edges. The cross section of the work space moving in the axial direction is reduced to the control edge on the pressure side of the housing, at which the compressed medium is pushed out.
  • Screw rotor compressors can be driven directly at the engine speed or via a built-in gear.
  • Compressors with high compression ratios (final pressure / suction pressure) above about 4.0 are provided with oil injection into the work area on the suction side in order to increase the compression temperature limit a maximum of 100 ° C. In these machines, there is an oil film between the rotors. In contrast to compressors without oil injection, there is no need for a differential gear that protects the rotors from contact.
  • the gap to the housing should be kept as small as possible in order to reduce leakages of the compressed medium.
  • the narrow sealing gaps required for this are achieved by precisely adjusting the rotor position to the housing, taking into account the expected operating conditions. For safety reasons, a slightly larger gap is chosen than is theoretically necessary. This safety gap difference inevitably increases the degree of leakage and reduces the compressor efficiency.
  • the rotors of the known screw rotor compressors have pins arranged on both sides, which are mounted in axial and radial bearings in the housing.
  • a disadvantage of this design is the high deflection of the rotors and the simultaneous occurrence of high torsional and bending stresses on the driven rotor journal.
  • the bearing pins are made as large as possible. The consequence of this is that the bearing diameter and the bearing spacing must also be chosen to be correspondingly large.
  • the invention is therefore based on the object of reducing the load on the driven journals in a screw rotor compressor and giving the rotors a higher overall rigidity, reducing the sealing gaps between the end faces of the rotors and the housing parts to a minimum, thereby increasing the efficiency of the compressor increase and design a drive so that the tightness of the compressor is improved.
  • the screw rotor compressor has internal rotor bearings.
  • the bearing journals, hereinafter referred to as journals, for the main and secondary rotors are parts of the suction-side and the pressure-side bearing housing, respectively, and therefore consist of the same material, eg. B. Cast steel.
  • the pins protrude into the bores of the rotors, which are equipped with slide or roller bearings for mounting the pins.
  • the drive of the screw rotor compressor can be arranged on one of the rotors on the suction or pressure side.
  • a torsion shaft is provided for the drive, which is guided through a bore in the suction or pressure-side bearing housing and one of the four pins.
  • the compressor is driven by a coupling at the outer end of the torsion shaft.
  • sealing washers according to the invention can be used both in screw rotor compressors with the rotor mounted on the outside and in the machines according to the invention, the rotors of which are mounted on housing pins arranged inside the rotors.
  • a PTFE (polytetrafluoroethylene) mica mixture is proposed as the material for the sealing washers. Sealing washers made from this extremely durable plastic-mineral mixture, known under the name Fluorsint, have already proven themselves. Of course, the proposed invention extends to any other materials or material mixtures with the same or similar properties.
  • the sealing washers are screwed or glued to the suction and pressure side housing parts. They can also be inserted with a positive fit.
  • the compressor drive can also be carried out via a gear transmission.
  • a gear driven gear is screwed or shrunk onto one of the four rotor ends, which engages in a gear driven gear with a drive shaft.
  • a clutch is used for the rotor compressor drive according to a known magnetic principle, the outer magnets of the second (motor-side) coupling half being the inner magnets of the first (compressor-side) coupling half take.
  • the first, compressor-side magnetic coupling half is arranged at the end of the drive shaft of the rotor compressor.
  • a bellows is arranged between the first coupling half and the second coupling half and hermetically seals the compressor.
  • the second magnetic coupling half is on the motor side.
  • This magnetic clutch is not an electromagnetic clutch, but a permanent magnet clutch.
  • Such couplings for transmission of torques are generally known. So there are permanent magnet couplings, the torques of z. B. 312 N. m transmitted. This torque is sufficient in almost all cases for use as a drive coupling for screw rotor compressors.
  • the bearing housing (3) of the drive side shown in FIG. 1 is equipped on its inside with a pin (14) for engaging in the bore in the rotor (12) and with another pin (14) for engaging in the rotor (12a).
  • the pressure-side bearing housing (15) also has pins (14) on its inside. One of these pins engages in the bore in the rotor (12) and the other in the bore in the rotor (12a).
  • the rotors (12, 12a) according to the invention within the compressor housing (11) only consist of the screw-toothed rib rotor and the screw-toothed slot rotor, in the ends of which central bores for receiving the pins (14) are made.
  • the drive of the compressor is located on the suction side on the rotor (12), the screw-toothed rib rotor.
  • the rotors (12, 12a) are supported on the pressure-side pins by radial bearings (16, 17). On the suction side, the rotors (12, 12a) are mounted on the pins (14) in radial bearings (6, 22) and axial bearings (9, 21).
  • the rotor (12) is driven on the suction side by means of a torsion shaft (4).
  • This torsion shaft is guided through a bore in the drive-side bearing housing (3) and the pin (14) and has a thickened portion (4a) at the inner end, which is located in a recess in the bore.
  • the thickened end (4a) of the torsion shaft (4) can be inserted into the recess in the bore when mounting the compressor.
  • the drive-side bearing housing (3) is then pushed over the torsion shaft (4) and the pin (14) with the bearings (6, 9) is pushed into the rotor (12).
  • a shaft seal (2) for the torsion shaft (4) is arranged inside the drive-side bearing housing (3).
  • the coupling half (1) belonging to the compressor is placed on the outer end of the torsion shaft (4) and is held by a nut (23).
  • FIG. 2 shows that the rotor (12) is driven on the suction side via a gear transmission.
  • a gear output gear (25) can be seen on the side of the rotor (12), which engages in a gear input gear (27) with a drive shaft (26).
  • the drive shaft is mounted in radial bearings (13, 18) on the inside of the gearbox of the compressor housing (11) and on the outside of the gearbox of the bearing housing (3) on the drive side.
  • the inside of the drive-side bearing housing (3) is equipped with a pin (14) for engaging in the bore in the rotor (12) and with a further pin (14) for engaging in the rotor (12a).
  • the pressure-side bearing housing (15) also has pins (14) on its inside. One of these pins (14) engages in the bore in the rotor (12) and the other in the bore in the rotor (12a).
  • the drive-side mounting of the rotor (12) is denoted by (6,7,8,9,10), that of the rotor (12a) is denoted by (19,20,21,22).
  • the bearing on the pressure side on the pins (14) of the bearing housing (15) is carried out by radial bearings (16, 17).
  • the compressor drive is on the suction side of the rotor (12). This rotor is driven by a torsion shaft (4).
  • the compressor-side coupling half (1) can be seen at one end of the torsion shaft (4).
  • sealing disks (5) Between the end faces of the rotors (12, 12a) arranged in the compressor housing (11) and the suction and pressure-side housing parts (3, 15) are the sealing disks (5), which are screwed to these housing parts (3, 15) in recesses, glued or inserted positively.
  • These sealing washers consist of a reduced PTFE-mica mixture or of a material with similar properties.
  • FIG. 4 shows in a further variant a rib rotor (12) on the drive side arranged in the compressor housing (11), which has a magnetic coupling.
  • Radial (6) and axial bearings (9) are also used for the rotor bearings.
  • a torsion shaft (4) is guided through a bore in the bearing housing (3) and in the pin (14) and is supported in the bearing housing (3) by means of a support bearing (28).
  • the inner end of the torsion shaft (4a) is positively connected to the rotor (12).
  • the compressor-side coupling half (29) of the magnetic coupling which is equipped with internal magnets (30), is mounted on the torsion shaft (4).
  • the engine side Coupling half (31) of the magnetic coupling engages around the first-mentioned coupling half. It contains the external magnets (32).
  • a bellows (29) is arranged between the compressor-side coupling half (29) and the motor-side coupling half (31). This can be made of a metallic material.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Rotorverdichter mit Kämmeingriff zwischen schraubverzahntem Rückenrotor und schraubverzahntem Nutenrotor. Das antriebsseitige (3) und das druckseitige (15) Lagergehäuse weisen Zapfen (14) auf, die in Bohrungen innerhalb der Rotoren (12, 12a) hineinragen. Die Rotoren (12, 12a) sind auf der Antriebsseite in Gleitlagern (6, 22) sowie in Radiallagern (9, 21) gelagert und durch Wellenmuttern (10, 19) mit Sicherungselementen verankert. Am druckseitigen Lager (15) werden zur Lagerung der Rotoren (12, 12a) Radiallager (16, 17) verwendet. Durch eine Bohrung im antriebsseitigen Lagergehäuse (3) und in einen der vier Zapfen (14) ist eine Torsionswelle (4) für die Kupplungshälfte des Verdichterantriebes (1) geführt. Die Torsionswelle (4) könnte auch in einer anderen Ausführung von dem druckseitigen Lagergehäuse (15) mit dem Rotor (12) gekoppelt werden. <IMAGE>

Description

  • Die Erfindung betrifft einen Rotorverdichter mit Kämmeingriff zwischen einem schraubverzahnten Rippenrotor und einem schraubverzahnten Nutenrotor.
  • Die Entwicklung von Schraubenrotorverdichtern, d. h. zweiwelligen Drehkolbenmaschinen mit ausgeprägter Schrägverzahnung der Profile und diagonaler Durchströmung ihres Arbeitsraumes gehen bereits auf das Ende des letzten Jahrhunderts zurück. Das Grundpatent stammt von Lysholm, der erkannt hatte, daß sich mit der Schrägverzahnung eine innere Verdichtung erreichen läßt.
  • Der Schraubenrotorverdichter als zwangsläufig fördernde Verdrängermaschine transportiert dementsprechend das Fördermedium nicht nur von der Saug- zur Druckseite, sondern verdichtet es auch auf diesem Wege durch Verkleinerung der Zahnlückenräume. Drehen sich die Läufer bzw. Rotoren im Gehäuse, kommen sie an der saugseitigen Steuerkante außer Eingriff, so daß sich ein Querschnitt und ein Volumen zum Ansaugen öffnet. Bei weiterer Drehung kommen die Rotoren an ihren Steuerkanten wieder zum Eingriff. Der Querschnitt des in axialer Richtung sich bewegenden Arbeitsraumes verkleinert sich bis zur Steuerkante auf der Druckseite des Gehäuses, an der das komprimierte Medium ausgeschoben wird.
  • Schraubenrotorverdichter lassen sich direkt mit der Motordrehzahl oder über ein eingebautes Getriebe antreiben.
  • Verdichter mit hohen Kompressionsverhältnissen (Enddruck/Saugdruck) über etwa 4,0 werden auf der Saugseite mit einer Öleinspritzung in den Arbeitsraum versehen, um die entstehende Kompressionstemperatur auf maximal 100 °C zu begrenzen. Bei diesen Maschinen befindet sich zwischen den Rotoren ein Ölfilm. Im Gegensatz zu Verdichtern ohne Öleinspritzung ist hier kein Ausgleichsgetriebe erforderlich, welches die Rotoren vor Berührung schützt.
  • An den Stirnseiten der Rotoren von Schraubenrotorverdichtern soll der Spalt zum Gehäuse möglichst klein gehalten werden, um Leckagen des komprimierten Mediums zu vermindern. Die dazu erforderlichen engen Dichtspalte werden durch ein genaues Einstellen der Rotorenstellung zum Gehäuse unter Berücksichtigung der zu erwartenden Betriebsbedingungen erreicht. Aus Sicherheitsgründen wird dabei ein etwas größerer Spalt gewählt als theoretisch notwendig ist. Diese Sicherheitsspaltdifferenz erhöht aber zwangsläufig den Grad der Leckage und setzt den Verdichterwirkungsgrad herab.
  • Durch Einbau einer Spaltdichtung zwischen Rotorzapfen und Gehäuse, d. h. direkt im Anschluß an den Wirkraum der Rotoren, läßt sich die Leckagemenge zwar weiter verringern, jedoch bringt diese Maßnahme den Nachteil mit sich, daß sich die Lagerabstände weiter vergrößern.
  • Das Austreten von Leckmengen umweltunverträglicher Medien an der Verdichter-Antriebsseite versucht man zudem mit Hilfe anspruchsvoller Dichtungskonstruktionen gering zu halten.
  • Die Rotoren der bekannten Schraubenrotorverdichter besitzen beidseitig angeordnete Zapfen, die in Axial- und Radiallagern im Gehäuse gelagert sind.
  • Nachteilig ist bei dieser Ausführung die hohe Durchbiegung der Rotoren und das gleichzeitige Auftreten von hohen Torsions- und Biegespannungen an dem angetriebenen Rotorzapfen. Um den Rotoren eine möglichst hohe Steifigkeit zu verleihen bzw. um die erforderlichen Drehmomente übertragen zu können, führt man die Lagerzapfen möglichst groß aus. Dies hat zur Folge, daß der Lagerdurchmesser und der Lagerabstand auch entsprechend groß gewählt werden muß.
  • Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, bei einem Schraubenrotorverdichter die Belastung der angetriebenen Zapfen zu verkleinern und den Rotoren insgesamt eine höhere Steifigkeit zu geben, die Dichtspalte zwischen den Stirnflächen der Rotoren und den Gehäuseteilen auf ein Minimum zu reduzieren, den Wirkungsgrad des Verdichters dadurch zu erhöhen und einen Antrieb so zu gestalten, daß die Dichtigkeit des Verdichters verbessert wird.
  • Diese Aufgabe wird nach der Erfindung in der Weise gelöst wie es in den Patentansprüchen 1 und 2 angegeben ist. Eine vorteilhafte Ausgestaltung ist Gegenstand der weiteren Ansprüche.
  • Nach der Erfindung weist der Schraubenrotorverdichter innenliegende Rotorenlagerungen auf. Die Lagerzapfen, nachstehend Zapfen genannt, für den Haupt- und Nebenrotor sind jeweils Teile des saugseitigen bzw. des druckseitigen Lagergehäuses, bestehen also aus dem gleichen Material, z. B. Stahlguß. Die Zapfen ragen in Bohrungen der Rotoren hinein, die zur Lagerung der Zapfen mit Gleit- oder Wälzlagern ausgerüstet sind.
  • Ein besonderer wirtschaftlicher Vorteil dieser Lagerkonstruktion ist darin zu sehen, daß der so konstruierte Rotorverdichter eine gegenüber Verdichtern des Standes der Technik extrem kurze Bauform aufweist.
  • Es können für die Lagerung wahlweise saugseitig Axial- und Radiallager und druckseitig Radiallager oder aber saugseitig Radiallager und druckseitig Axial- und Radiallager verwendet werden.
  • Je nach Wunsch läßt sich der Antrieb des Schraubenrotorverdichter an einem der saug- oder druckseitigen Rotoren anordnen.
  • Erfindungsgemäß ist für den Antrieb eine Torsionswelle vorgesehen, die durch eine Bohrung im saug- oder druckseitigen Lagergehäuse und einen der vier Zapfen geführt ist. Über eine Kupplung am äußeren Ende der Torsionswelle erfolgt der Antrieb des Verdichters.
  • Die Verwendung der erfindungsgemäßen Dichtscheiben läßt sich sowohl bei Schraubenrotorverdichtern mit außenliegender Lagerung der Rotoren als auch bei den erfindungsgemäßen Maschinen anwenden, deren Rotoren auf innerhalb der Rotoren angeordneten Gehäusezapfen gelagert sind.
  • Bei der Montage des Verdichters wird für den Abstand der Rotoren-Stirnflächen zum Gehäuse ein Spaltmaß von null mm eingestellt. Durch Längenänderung des Gehäuses und der Rotoren infolge von Wärmedehnungen während des Betriebes werden die Rotoren die zuvor eingesetzten Dichtscheiben so weit abtragen, wie dies für einen berührungslosen Lauf zwischen Gehäuse und Rotor erforderlich ist. Dieser geringstmögliche Spalt stellt sich bei gleicher Belastung des Verdichters immer wieder ein.
  • Als Werkstoff für die Dichtscheiben wird ein PTFE (Polytetrafluoräthylen)-Glimmer-Gemisch vorgeschlagen. Dichtscheiben aus diesem äußerst beständigen Kunststoff-Mineral-Gemisch, unter dem Namen Fluorsint bekannt, haben sich bereits bewährt. Selbstverständlich erstreckt sich der Erfindungsvorschlag auch auf etwaige andere Werkstoffe oder Werkstoffgemische mit gleichen oder ähnlichen Eigenschaften.
  • Die Dichtscheiben werden an die saug- und druckseitigen Gehäuseteile angeschraubt oder angeklebt. Sie können auch formschlüssig eingelegt sein.
  • Es kann auch von Vorteil sein, bei Verwendung der beschriebenen Dichtscheiben zur Erzielung engster druckseitiger Stirnspalte und zugleich höchster Wirkungsgrade die Axiallagerung der Rotoren auf der Saugseite des Verdichters anzuordnen.
  • Alternativ kann der Verdichterantrieb auch über ein Zahnradgetriebe erfolgen. An einem der vier Rotorenden ist ein Getriebeabtriebsrad eingeschraubt oder eingeschrumpft, das in ein Getriebeantriebsrad mit Antriebswelle eingreift.
  • Um den Antrieb der Schraubenrotorverdichter so zu gestalten, daß die Dichtigkeit des Verdichters verbessert wird, wird für den Rotorverdichter-Antrieb eine Kupplung nach einem an sich bekannten Magnetprinzip verwendet, wobei die Außenmagnete der zweiten (motorseitigen) Kupplungshälfte die Innenmagnete der ersten (verdichterseitigen) Kupplungshälfte mitnehmen.
  • Die erste, verdichterseitige Magnetkupplungshälfte ist am Ende der Antriebswelle des Rotorverdichters angeordnet. Zwischen der ersten Kupplungshälfte und der zweiten Kupplungshälfte ist ein Faltenbalg angeordnet, der den Verdichter hermetisch abschließt. Die zweite Magnetkupplungshälfte befindet sich motorseitig.
  • Bei dieser Magnetkupplung handelt es sich nicht um eine elektromagnetische Kupplung, sondern um eine Permanentmagnet-Kupplung. Derartige Kupplungen, die zur Übertragung von Drehmomenten dienen, sind grundsätzlich bekannt. So gibt es Permanentenmagnet-Kupplungen, die Drehmomente von z. B. 312 N . m übertragen. Für die Anwendung als Antriebskupplung für Schraubenrotorverdichter ist dieses Drehmoment in fast allen Fällen ausreichend.
  • Die Verwendung einer derartigen Magnetkupplung im vorliegenden Fall macht die Anwendung eines Faltenbalges anstelle einer üblichen Wellendichtung möglich, wodurch der Verdichter hermetisch abschließbar ist und insofern Leckagen gänzlich ausgeschlossen werden können.
  • Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachstehend anhand von schematischen Zeichnungen näher erläutert.
  • Es zeigen:
    • Fig. 1
    einen Längsschnitt durch einen Schraubenrotorverdichter mit Torsionswelle,
    Fig. 2
    als Einzelheit einen Getriebeantrieb im Längsschnitt,
    Fig. 3
    einen Längsschnitt durch einen Schraubenrotorverdichter mit Torsionswelle und Dichtscheiben,
    Fig. 4
    einen Ausschnitt des Antriebes eines Schraubenrotorverdichters mit innengelagerten Rotoren.
  • Das in Fig. 1 dargestellte Lagergehäuse (3) der Antriebsseite ist an seiner Innenseite mit einem Zapfen (14) zum Eingriff in die Bohrung im Rotor (12) und mit einem weiteren Zapfen (14) zum Eingriff in den Rotor (12a) ausgestattet.
  • Das druckseitige Lagergehäuse (15) besitzt an seiner Innenseite ebenfalls Zapfen (14). Einer dieser Zapfen greift in die Bohrung im Rotor (12) und der andere in die Bohrung im Rotor (12a) ein.
  • Demnach bestehen die erfindungsgemäßen Rotoren (12, 12a) innerhalb des Verdichtergehäuses (11) nur noch aus dem schraubverzahnten Rippenrotor und dem schraubverzahnten Nutenrotor, in deren Enden zentrische Bohrungen zur Aufnahme der Zapfen (14) eingebracht sind.
  • Im Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 befindet sich der Antrieb des Verdichters saugseitig am Rotor (12), dem schraubverzahnten Rippenrotor.
  • Die Lagerung der Rotoren (12, 12a) auf den druckseitigen Zapfen erfolgt durch Radiallager (16, 17). Saugseitig sind die Rotoren (12, 12a) in Radiallagern (6, 22) und Axiallagern (9, 21) auf den Zapfen (14) gelagert.
  • Der Antrieb des Rotors (12) erfolgt auf der Saugseite mit Hilfe einer Torsionswelle (4). Diese Torsionswelle ist durch eine Bohrung im antriebsseitigen Lagergehäuse (3) und den Zapfen (14) geführt und weist am innenseitigen Ende eine Verdickung (4a) auf, die sich in einer Ausnehmung der Bohrung befindet. Das verdickte Ende (4a) der Torsionswelle (4) kann bei der Montage des Verdichters in die Ausnehmung der Bohrung eingesetzt werden. Anschließend wird das antriebsseitige Lagergehäuse (3) über die Torsionswelle (4) geschoben und der Zapfen (14) mit den Lagern (6, 9) in den Rotor (12) geschoben.
  • Zwischen der Torsionswelle (4) und dem Rotor (12) wird dadurch eine formschlüssige Verbindung hergestellt.
  • Innerhalb des antriebsseitigen Lagergehäuses (3) ist eine Wellendichtung (2) für die Torsionswelle (4) angeordnet.
  • Auf das äußere Ende der Torsionswelle (4) ist die zum Verdichter gehörige Kupplungshälfte (1) gesetzt, die durch eine Mutter (23) gehalten wird.
  • Als Antriebs-Alternative ist in Fig. 2 dargestellt, daß der Rotor (12) saugseitig über ein Zahnradgetriebe angetrieben wird. Ein Getriebeabtriebsrad (25) ist an der Seite des Rotors (12) erkennbar, das in ein Getriebeantriebsrad (27) mit Antriebswelle (26) eingreift. Die Antriebswelle ist in Radiallagern (13, 18) an der Getriebeinnenseite des Verdichtergehäuses (11) und der Getriebeaußenseite des antriebsseitigen Lagergehäuses (3) gelagert.
  • In der Mitte, unten, von Fig. 2 ist die Lagerung des Zapfens (14) in der Bohrung des Getriebeabtriebsrades (25) erkennbar, nämlich das Radiallager (6) und das Axiallager (9). Des weiteren sind Vorspannfeder (7) und Distanzring (8) dargestellt.
  • Ein Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Abdichtung wird nachstehend anhand der Fig. 3 näher erläutert.
  • Das antriebsseitige Lagergehäuse (3) ist an seiner Innenseite mit einem Zapfen (14) zum Eingriff in die Bohrung im Rotor (12) und mit einem weiteren Zapfen (14) zum Eingriff in den Rotor (12a) ausgestattet.
  • Das druckseitige Lagergehäuse (15) weist an seiner Innenseite ebenfalls Zapfen (14) auf. Einer dieser Zapfen (14) greift in die Bohrung im Rotor (12) und der andere in die Bohrung im Rotor (12a) ein.
  • Die antriebsseitige Lagerung des Rotors (12) ist mit (6,7,8,9,10), die des Rotors (12a) ist mit (19,20,21,22) bezeichnet.
  • Die druckseitige Lagerung an den Zapfen (14) des Lagergehäuses (15) erfolgt durch Radiallager (16, 17). Der Antrieb des Verdichters befindet sich saugseitig am Rotor (12). Dieser Rotor wird mit einer Torsionswelle (4) angetrieben. An einem Ende der Torsionswelle (4) ist die verdichterseitige Kupplungshälfte (1) erkennbar.
  • Zwischen den Stirnflächen der im Verdichtergehäuse (11) angeordneten Rotoren (12, 12a) und den saug- und druckseitigen Gehäuseteilen (3, 15) befinden sich die Dichtscheiben (5), die an diese Gehäuseteile (3, 15) in Aussparungen angeschraubt, angeklebt oder formschlüssig eingelegt sind. Diese Dichtscheiben bestehen aus einem gesinderten PTFE-Glimmer-Gemisch oder aus einem Werkstoff mit ähnlichen Eigenschaften.
  • Fig. 4 zeigt in einer weiteren Variante einen im Verdichtergehäuse (11) angeordneten antriebsseitigen Rippenrotor (12), der über eine Magnetkupplung verfügt. Ein Zapfen (14) am Lagergehäuse (3) greift in den Rotor (12) ein. Für die Rotorlagerung werden auch hier Radial- (6) und Axiallager (9) verwendet.
  • Durch eine Bohrung im Lagergehäuse (3) und im Zapfen (14) ist eine Torsionswelle (4) geführt, die im Lagergehäuse (3) mittels eines Stützlagers (28) gelagert ist. Das innere Ende der Torsionswelle (4a) ist formschlüssig mit dem Rotor (12) verbunden.
  • Auf die Torsionswelle (4) ist die verdichterseitige Kupplungshälfte (29) der Magnetkupplung aufgezogen, die mit Innenmagneten (30) ausgestattet ist. Die motorseitige Kupplungshälfte (31) der Magnetkupplung umgreift die erstgenannte Kupplungshälfte. Sie enthält die Außenmagnete (32).
  • Zwischen der verdichterseitigen Kupplungshälfte (29) und der motorseitigen Kupplungshälfte (31) ist ein Faltenbalg (29) angeordnet. Dieser kann aus einem metallischen Werkstoff hergestellt sein.
    • Bezugsziffernliste:
    • 1
    Kupplungshälfte Verdichter
    2
    Wellendichtung
    3
    Lagergehäuse Antriebsseite
    4
    Torsionswelle
    4a
    Torsionswelle (Verdickung)
    5
    Dichtscheibe
    6
    Radiallager Rotor 12
    7
    Vorspannfeder
    8
    Distanzring
    9
    Axiallager Rotor 12
    10
    Wellenmutter
    11
    Verdichtergehäuse
    12
    Rotoren
    12a
    Rotoren
    13
    Radiallager (im Lagergehäuse 3)
    14
    Zapfen
    15
    Lagergehäuse Druckseite
    16
    Radiallager Rotor 12
    17
    Radiallager Rotor 12a
    18
    Radiallager (im Verdichtergehäuse 11)
    19
    Wellenmutter
    20
    Vorspannfeder
    21
    Axiallager Rotor 12a
    22
    Radiallager Rotor 12
    23
    Mutter
    24
    Sicherungsring
    25
    Getriebeabtriebsrad
    26
    Antriebswelle
    27
    Getriebeantriebsrad
    28
    Stützlager
    29
    erste Magnetkupplungshälfte
    30
    Innenmagneten in 29
    31
    zweite Magnetkupplungshälfte
    32
    Außenmagneten in 31
    33
    Faltenbalg

Claims (6)

  1. Rotorverdichter mit Kämmeingriff zwischen einem schraubverzahnten Rippenrotor und einem schraubverzahnten Nutenrotor,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das saugseitige (3) und druckseitige (15) Lagergehäuse Zapfen (14) aufweisen, die in Bohrungen innerhalb der Rotoren (12, 12a) hineinragen, die mit Radial- und Axiallagern (6, 9, 16, 17, 21, 22) versehen sind,
    daß durch eine Bohrung im saug- oder druckseitigen Lagergehäuse (3, 15) und einen der vier Zapfen (14) eine Torsionswelle (4) mit Kupplungshälfte (1) für den Verdichterantrieb geführt ist,
    daß lagergehäuseseitig eine Wellendichtung (2) angeordnet ist und am Ende der Bohrung für die Torsionswelle (4) eine Ausnehmung zur formschlüssigen Verbindung zwischen der Verdickung (4a) der Torsionswelle (4) und dem Rotor (12) vorgesehen ist.
  2. Rotorverdichter nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Bohrungen in den Rotoren (12, 12a) für die Zapfen (14) wahlweise saugseitig Axial- (9) und Radiallager (6) und druckseitig Radiallager (16, 17) oder saugseitig Radiallager (16, 17) und druckseitig Axial- (9) und Radiallager (6) aufweisen.
  3. Rotorverdichter nach den Ansprüchen 1 und 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß sich zwischen den Stirnflächen der Rotoren (12, 12a) auf den antriebsseitigen (3) und druckseitigen Gehäuseteilen (15) Dichtscheiben (5) befinden, die an diese Gehäuseteile (3, 15) angeschraubt, angeklebt oder formschlüssig eingelegt sind, und
    daß die Dichtscheiben (5) aus einem gesinterten PTFE-Glimmer-Gemisch oder aus einem Werkstoff mit ähnlichen Eigenschaften hergestellt sind.
  4. Rotorverdichter nach den Ansprüchen 1 - 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß an einem der vier Enden der Rotoren (12, 12a) ein Getriebeabtriebsrad (25) eines Zahnradgetriebes eingeschraubt oder eingeschrumpft ist, das in ein Getriebeantriebsrad (27) eingreift, wobei die Antriebswelle (26) des Getriebeantriebsrades (27) in Radiallagern (13, 18) des Kompressor- bzw. des Lagergehäuses gelagert ist.
  5. Rotorverdichter nach den Ansprüchen 1 - 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Verdichter über eine Magnetkupplung (29, 31) angetrieben wird, wobei die Antriebswelle (4) des angetriebenen Rotors (12) mit einer ersten Kupplungshälfte (29) mit über den Umfang gleichmäßig verteilten Innenmagneten (30) versehen ist, daß die sie umgreifende zweite Kupplungshälfte (31) des Antriebsmotors mit Außenmagneten (32) versehen ist, und
    daß zwischen der ersten Kupplungshälfte (29) und der zweiten Kupplungshälfte (31) ein Faltenbalg (33) angeordnet ist.
  6. Rotorverdichter nach den Ansprüchen 1 - 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Antriebswelle für die Magnetkupplung (29, 31) eine Torsionswelle (4) ist, die durch eine Bohrung im Lagergehäuse (3) und im Zapfen (14) innerhalb des angetriebenen Rotors (12) geführt und im Stützlager (28) des Lagergehäuses (3) gelagert ist.
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