EP0828940A1 - Schraubenverdichter - Google Patents

Schraubenverdichter

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EP0828940A1
EP0828940A1 EP96916081A EP96916081A EP0828940A1 EP 0828940 A1 EP0828940 A1 EP 0828940A1 EP 96916081 A EP96916081 A EP 96916081A EP 96916081 A EP96916081 A EP 96916081A EP 0828940 A1 EP0828940 A1 EP 0828940A1
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EP
European Patent Office
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rotor
rotors
main
screw compressor
shaft
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EP96916081A
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EP0828940B1 (de
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Günter Kirsten
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Individual
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Publication of EP0828940B1 publication Critical patent/EP0828940B1/de
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    • 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
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/001—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of similar working principle
    • 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
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • 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
    • 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
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings
    • F04C2240/51—Bearings for cantilever assemblies

Definitions

  • the invention relates to a screw compressor with a main rotor shaft, on which at least a first and a second main rotor rotor are arranged, which mesh with a respective first and second secondary rotor rotor on a secondary rotor shaft.
  • Screw compressors are used to compress a gaseous substance, for example air, and to make it available as compressed gas. These screw compressors must be matched to the conditions of use of the gas to be compressed, it being particularly important to make the gas available in a desired amount and at the desired pressure. In addition, purity requirements are often placed on the gas, so that oil lubrication may not be permitted.
  • the amount of compressed gas and the gas pressure that can be achieved with the screw compressor depend on the rotor geometry of the rotors used in the screw compressor and the rotational speed of the rotors. It has always However, it has been shown that, due to the circumferential speeds occurring on the rotor circumference and due to sealing problems between the rotors of a screw compressor stage, there are limits to the increase in the speed of rotation and the rotor diameter.
  • Such a double screw compressor is known from DE 30 31 801 AI.
  • This screw compressor has a left-hand and a right-angled main rotor, which are arranged on the end face in a connection plane, adjoining one another on a common shaft, and mesh with corresponding left-hand and right-hand tapered runner rotors, which are also arranged on a common shaft.
  • the gaseous medium to be compressed is transported to the center of the compressor, from where it is discharged in the radial direction.
  • the two pairs of rotors have an angular offset relative to one another, so that the enclosed pocket of the one pair of rotors which is formed in each case moves into the still open gear of the trailing opposite one Rotor pair can be vented. Since the rotor pairs meet in the middle, the main and secondary rotor shafts are each supported at their opposite outer ends.
  • the known screw compressor Because of the overflow of compressed gas, however, the known screw compressor has an unsatisfactory efficiency.
  • the mounting of the main and secondary rotor shafts is complex, since the forces occurring on the rotors lead to a complex load profile of the main and secondary rotor shafts both in the radial and in the axial direction, which results in high wear
  • the object of the invention is to provide a low-wear screw compressor which can be produced with little effort and has a high degree of efficiency.
  • the wear of the screw compressor is reduced by the fact that the mounting of the main and secondary rotor shafts is matched to the compressed gas duct in such a way that the loads on the shafts caused by the pressures occurring are absorbed by radially acting bearings close to where they are created ⁇ men.
  • This type of storage narrower tolerances can be selected, so that a higher degree of efficiency can be achieved.
  • the type of storage according to the invention also has the advantage that the effort for storage is reduced, as a result of which the screw compressor can be manufactured more cost-effectively.
  • the number of rotors per shaft is not limited. Basically, three and more rotors can be provided.
  • rotors are preferably axially spaced from one another.
  • the axial distance between the rotors allows both the main rotor shaft and the secondary rotor shaft to be supported in the area between the main rotor rotors and the secondary rotor rotors, so that when the compressed gas is discharged in the area between the rotors, the forces generated are also absorbed in this area. If the compressed gas is discharged on the outer end faces of the rotor pairs and thus the greatest forces occur there, the bearing is expediently carried out on the outer end faces of the rotor pairs.
  • the rotor geometries of the main rotor rotors are coordinated with one another in such a way that the compressed gas forces acting in the axial direction of the two main rotor rotors compensate at least partially and preferably completely.
  • the compensation of the compressed gas forces acting in the axial direction which results from the surfaces acting in the axial direction and the pressure present on the surface in question, has the result that the wear and the bearing expenditure for the main rotor shaft are reduced.
  • a mirror-symmetrical design of the two main rotor rotors means that the design effort when designing rotors is reduced.
  • An arrangement of two mirror-symmetrical main rotor rotors without mutual angular misalignment exactly in phase on the main rotor shaft ensures that the time course of the pressure, which changes with each new angular position of the rotors, has no effect on the axial forces transmitted from the main rotor shaft, so that bearings acting in the axial direction can be dispensed with.
  • the two secondary rotor rotors and the second main rotor rotor are preferably supported on one side.
  • Such a cantilevered bearing has the advantage that a change in the ratio D / L (diameter / rotor length) is easily possible and that the design of new screw compressors with a changed L / D ratio and thus changed displacement volume does not require the design of new rotor geometries, since the cantilevered rotors can be easily shortened. If, on the other hand, the secondary rotor rotors and the second main rotor rotor each have a bearing opening on their outer end face for receiving bearing bushes, higher forces can be absorbed by additional simple and inexpensive end bearings, so that the screw compressor can be operated at higher pressures.
  • an adjusting device provided in the secondary rotor shaft for adjusting an axial distance between the two secondary rotor rotors, it is possible to produce the secondary rotor rotors independently of one another and from the main rotor rotors, the clearance between the main rotor rotors and the respective secondary rotor being subsequently adjustable using the adjusting device .
  • This configuration not only reduces the manufacturing effort, but also minimizes also reduces the blowback losses that occur during operation of the screw compressor, since it is possible to work with tighter tolerances.
  • a partition is arranged between two compressor stages each formed by a main rotor rotor with a secondary rotor rotor. With this partition, the uncontrolled overflow of compressed gases from one compressor stage to the other compressor stage can be prevented. Preventing overflow is particularly advantageous when the screw compressor is to be operated in a kind of tandem operation, the pressure medium to be compressed successively flowing first through the first and then the second compressor stage. In this embodiment, it is advantageous to cool by water injection in the first compressor stage. Water injection is then not required in the second compressor stage.
  • the screw compressor is designed with compressor stages through which it flows, it is advantageous to provide different rotor geometries for the first and second compressor stages, which are adapted to the respective volume change.
  • the rotors can be 5: 7 or 6: 7 toothed. Larger numbers of teeth lead to poor swallowing volume, with small numbers of teeth the tooth height becomes too large and the corresponding rotor shaft too thin.
  • the preferred 5: 7 toothing of the rotors leads to a weak pulsating compressed gas flow with low noise development and good strength properties.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of a screw compressor according to the invention in a simplified perspective view
  • FIG. 2 shows the screw compressor shown in Figure 1 in a section along the line II-II in Fig. 1,
  • FIG. 3 shows the screw compressor shown in FIG. 1 in a section along the line III-III in FIG. 1,
  • Fig. 4 shows the screw compressor shown in Fig. 1 in a section along the line IV-IV in Figure 1
  • 5 shows a second embodiment of a screw compressor according to the invention in a section corresponding to FIG. 2.
  • the first embodiment of a screw compressor 10 shown in FIGS. 1 to 4 has a housing 12, in the interior of which a main rotor shaft carrying two ceramic main rotor rotors 14, 16 and a secondary rotor shaft 24 carrying two ceramic secondary rotor rotors 20, 22 are arranged are arranged.
  • the first main rotor rotor 14 with the first secondary rotor rotor 22 forms a first compressor stage 26, which leads to a second compressor stage 28 formed by the second main rotor rotor 16 with the second secondary rotor rotor 20 in relation to the compressed gas flow is arranged in parallel.
  • the functioning of the screw compressor 10 is influenced by the arrangement of the two compressor stages 26, 28 in the housing 12 and by the type of mounting of the main rotor shaft 18 and the secondary rotor shaft 24, it being emphasized that all the rotors 14, 16, 20, 22 accommodating housing 12 is constructed in several parts.
  • the housing 12 has a central bearing block 30 divided along the plane of the rotor axes with lateral parts 32, 34 flanged to it.
  • the jacket parts 32, 34 the length of which corresponds to the length of an assigned pair of rotors 14, 20, 16, 22 of the first and second compressor stages 26, 28, and which the rotors of the first compressor stage 26 and second compressor enclose the sealing step 28, are closed on their outer end faces with a first or second end cover 36, 38.
  • the two compressor stages 26, 28 are separated from one another by the bearing block 30, which acts as a partition.
  • So-called cover flaps are formed on the jacket parts 32, 34, which are arranged on the suction side of the rotors 14, 16, 20, 22 and serve to return coolant and lubricant thrown away from the rotors 14, 16, 20, 22.
  • two split bearings 40, 42, 44, 46 are provided in the bearing block 30, the lower bearing shells 48a to 48d of which in a bearing block lower part 50 and the upper bearing shells 52a to 52d in an upper bearing block part 54 of the bearing block 30 are arranged.
  • the screw compressor 10 is driven by a drive shaft 56 which is formed in one piece with the main rotor shaft 18 and which projects on one of the end faces of the screw compressor 10 through the second end cover 38 and is mounted opposite the end cover 38 by means of a needle bearing 58.
  • a sealing arrangement 60 which seals the drive shaft 56 with respect to the housing 12 is provided.
  • the screw compressor 10 is driven by rotating the drive shaft 56 counterclockwise in accordance with the arrow A. This rotation drives the first and second main rotor rotors 14, 16 cast onto the main rotor shaft 18. Indirectly via the main rotor rotors 14, 16 driven by the main rotor shaft 18, the secondary rotor rotors 20, 22 meshing with these are driven.
  • the guidance of the gas to be compressed can be seen most simply from FIG. 3.
  • the gas to be compressed is first fed to the screw compressor 10 on the upper side 62 of the upper bearing block part 54. This can be done either directly or indirectly via the intake filter and intake cooler. From the inlet opening 64 located on the upper side 62 of the upper bearing block part 54, the gas is first passed to the two end faces of the screw compressor 10. The compressed gas is distributed from the end faces of the screw compressor 10 above the main and secondary rotor rotors 14, 16, 20, 22 forming the first and second compressor stages 26, 28.
  • the main rotor rotors 14, 16 each have five teeth, which mesh with seven teeth of the secondary rotor 20, 22. To avoid axial forces acting outwards, one of the two main rotor rotors 14 is skewed to the right, whereas the other main rotor rotor 16 is skewed to the left.
  • the two main rotor rotors 14, 16 are arranged on the main rotor shaft 18 without a mutual angular offset.
  • the screw compressor 10 is produced by first pouring the two main rotor rotors 14, 16 onto a pre-machined main rotor shaft 18.
  • the secondary rotor 20, 22 are cast around a pre-machined secondary shaft 24. Both shafts 18, 24 are then inserted into their respective lower bearing shells 48a to 48d.
  • the bearing block 30 is closed by the finished bearing block upper Part 54 with the upper bearing shells 52a to 52d arranged therein is placed on the bearing block lower part 50.
  • the centering in this fitting takes place by means of centering sleeves which are arranged surrounding clamping screws 76 for centering the bearing block upper part 54 and the bearing block lower part 50.
  • the split design of the bearing block 30 thereby considerably facilitates the execution of the fine and final machining of the individual components and the assembly of the screw compressor 10.
  • the second embodiment of a screw compressor 110 shown in FIG. 5 differs from the first embodiment of a screw compressor 10 only in a few details. Parts which correspond to parts in the first embodiment are therefore provided with a reference symbol which is different from the corresponding reference symbol in FIGS. 1 to 4 is increased by 100. With regard to the description of these parts, reference is made to the description of the first embodiment.
  • the main rotor rotors 114, 116 and the secondary rotor rotors 120, 122 are connected in a rotationally fixed manner to a main rotor shaft 118 and a secondary rotor shaft 124, as in the first embodiment.
  • the secondary rotor shaft 124 has an adjusting device 180 for adjusting the axial distance of the secondary rotor rotors 120, 122 from one another.
  • the adjusting device 180 is designed within the secondary rotor shaft 124 in such a way that a conical jump 182 of a first secondary rotor partial shaft 184 protrudes into a conical recess 186 of a second secondary rotor partial shaft 188.
  • the two mutually independent secondary rotor component shafts 184, 188 are connected to one another by means of a tensioning screw 190 extending in the axial direction of the two secondary rotor component shafts and together form the secondary rotor shaft 124.
  • the two secondary rotor partial shafts 184, 188 are plugged onto one another.
  • the distance between the two secondary rotor rotors 120, 122 is then adjusted by adjusting the tensioning screw 190.
  • the secondary rotor rotors are then adapted to the housing 112.
  • an adjusting device can also be provided, in which the two secondary rotor partial shafts overlap one another with cylindrical sections. The distance between the secondary rotor can then be adjusted using a tension screw and inserted disc springs.
  • the second embodiment of the screw compressor 110 also has additional shaft bearings 192a to 192c, which on the front ends of the secondary rotor rotors 120, 122 facing the end covers 136, 138 as well as on an end faces facing the end cover 136 end of Main rotor rotor 114 are arranged.
  • the shaft bearings 192a to 192c each have a circular cylindrical bearing journal 194a to 194c fixed in the respective end cover 136, 138, which engages in a bearing bush 196a to 196c which rotates with the respective rotor.
  • the bearing bushes 196a to 196 are in turn arranged in bearing openings 198a to 198c, which are cylindrical depressions, they have a press fit and are flush with the respective end face at the front end of the respective main or secondary rotor rotor 114, 120, 122 .
  • the overall length of the screw compressor is shortened by the arrangement of the bearing bushes 196a to 196c in the rotors 114, 120, 122.
  • pressures of up to approximately 13 bar can be generated in spite of the rotor bearings 14, 20, 22 being in flight.
  • the end ends of the rotors 14, 16, 20, 22 facing the end caps; 114,116,120,122 stored pressures up to 20 bar can be generated even in single-stage operation and with water injection.
  • the bearings With the water injection, which counteracts the development of heat, the bearings are water-lubricated regardless of the specific design of the screw compressor. However, water and oil lubrication are also interchangeable.

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Description

Schraubenverdichter
Die Erfindung betrifft einen Schraubenverdichter mit einer Hauptläuferwelle, auf der mindestens ein erster und ein zweiter Hauptläuferrotor angeordnet sind, die mit jeweils einem passenden ersten bzw. zweiten Neben¬ läuferrotor auf einer Nebenläuferwelle kämmen.
Um einen gasförmigen Stoff, beispielsweise Luft, zu verdichten und als Druckgas zur Verfügung zu stellen, werden Schraubenverdichter verwendet . Diese Schrauben¬ verdichter müssen auf die Einsatzbedingungen des zu verdichtenden Gases abgestimmt sein, wobei es insbe¬ sondere darauf ankommt, das Gas in einer gewünschten Menge und mit dem gewünschten Druck zur Verfügung zu stellen. Außerdem werden an das Gas häufig Reinheitsan¬ forderungen gestellt, so daß eine Ölschmierung unter Umständen unzulässig ist.
Die Druckgasmenge und der mit dem Schraubenverdichter erzielbare Gasdruck hängt von der Rotorgeometrie der in dem Schraubenverdichter verwendeten Rotoren und der Ro¬ tationsgeschwindigkeit der Rotoren ab. Es hat sich je- doch gezeigt, daß wegen der am Rotorumfang auftretenden Umfangsgeschwindigkeiten und aufgrund von Abdichtungs- problemen zwischen den Rotoren einer Schraubenverdich- terstufe dem Zuwachs bei der Rotationsgeschwindigkeit und dem Rotordurchmesser Grenzen gesetzt sind.
Zur Vermeidung von Mengenbeschränkungen bei dem mit dem Schraubenverdichter zur Verfügung gestellten Druckgas sind pfeilverzahnte Schraubenverdichter mit je zwei Rotoren auf der Haupt- und Nebenläuferwelle entwickelt worden, mit denen die von dem Schraubenverdichter ge¬ lieferte Druckgasmenge erhöht werden konnte.
Ein solcher Doppelschraubenverdichter ist aus DE 30 31 801 AI bekannt. Dieser Schraubenverdichter weist einen links- und einen rechtsgeschrägten Hauptlauferrotor auf, die stirnseitig in einer Anschlußebene aneinander anschließend auf einer gemeinsamen Welle angeordnet sind und mit ebenfalls auf einer gemeinsamen Welle an¬ geordneten stirnseitig aneinander anschließenden ent¬ sprechenden links- und rechtsgeschrägten Nebenläufer¬ rotoren kämmen. Bei diesem Schraubenverdichter wird das zu verdichtende gasförmige Medium zur Verdichtermitte transportiert, von wo es in radialer Richtung abgeführt wird. Zu Vermeidung des als "eingeschlossene Tasche" bezeichneten Effekts und um einen guten Druckgastrans¬ port zu gewährleisten weisen die beiden Rotorpaare relativ zueinander einen Wilnkelversatz auf, so daß die sich ausbildende eingeschlossene Tasche des einen Rotorpaares jeweils in den noch offenen Gang des nach¬ laufenden gegenüberliegenden Rotorpaares entlüftet werden kann. Da die Rotorpaare mittig aneinanderstoßen, sind die Haupt- und die Nebenläuferwelle jeweils an ihren gegenüberliegenden äußeren Enden gelagert.
Wegen des Uberstromens von Druckgas hat der bekannte Schraubenverdichter jedoch einen unbefriedigenden Wir¬ kungsgrad. Außerdem ist die Lagerung der Haupt- und Nebenläuferwelle aufwendig, da die an den Rotoren auf¬ tretenden Kräfte zu einem komplexen Belastungsverlauf der Haupt- und Nebenläuferwelle sowohl in radialer als auch in axialer Richtung führen, was einen hohen Ver¬ schleiß zur Folge hat
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen ver¬ schleißarmen Schraubenverdichter zur Verfügung zu stel¬ len, der sich mit geringem Aufwand herstellen läßt und einen hohen Wirkungsgrad aufweist .
Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß mit den Merkmalen der Patentansprüche 1, 4 bzw. 13.
Gemäß der Erfindung wird der Verschleiß des Schrauben¬ verdichters dadurch reduziert, daß die Lagerung der Haupt- und Nebenläuferwelle derart auf die Druckgas- führung abgestimmt ist, daß die durch die auftretenden Drücke verursachten Belastungen der Wellen nahe am Ort ihrer Entstehung von radial wirkenden Lagern aufgenom¬ men werden. Durch diese Art der Lagerung können engere Toleranzen gewählt werden, so daß ein höherer Wirkungs¬ grad erzielbar ist. Die erfindungsgemäße Art der Lage¬ rung hat auch den Vorteil, daß der Aufwand für die Lagerung reduziert wird, wodurch der Schraubenverdich¬ ter kostengünstiger herstellbar ist. Die Anzahl der Rotoren je Welle ist nicht beschränkt. Grundsätzlich können drei und auch mehr Rotoren vorge¬ sehen sein. Wenn jedoch zwei Rotoren vorgesehen sind, sind diese beiden vorzugsweise jeweils axial vonein¬ ander beabstandet . Der axiale Abstand zwischen den Rotoren erlaubt es, sowohl die Hauptläuferwelle als auch die Nebenläuferwelle im Bereich zwischen den Hauptläuferrotoren bzw. den Nebenläuferrotoren zu lagern, so daß bei einer Ableitung des Druckgases im Bereich zwischen den Rotoren die entstehenden Kräfte auch in diesem Bereich aufgenommen werden. Wenn das Druckgas an den außenliegenden Stirnseiten der Rotor¬ paare abgeführt wird und somit dort die größten Kräfte auftreten, erfolgt die Lagerung zweckmäßigerweise an den außenliegenden Stirnseiten der Rotorpaare.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung sind die Rotorgeometrien der Hauptläuferrotoren derart aufeinander abgestimmt, daß sich die in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Hauptläuferrotoren mindestens teilweise, und vorzugsweise vollständig kom¬ pensieren. Die Kompensation der in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte, die sich aus den in Achsrich¬ tung wirksamen Flächen und dem auf der betreffenden Fläche anstehenden Druck ergibt, hat zur Folge, daß der Verschleiß und der Lageraufwand für die Hauptläufer¬ welle reduziert werden.
Durch eine spiegelsymmetrische Ausgestaltung der beiden Hauptläuferrotoren wird erreicht, daß der Konstruk¬ tionsaufwand beim Entwurf von Rotoren reduziert wird. Eine Anordnung zweier spiegelsymmetrischer Hauptläufer¬ rotoren ohne gegenseitigen Winkelversatz genau in Phase auf der Hauptläuferwelle gewährleistet, daß auch der zeitliche Verlauf des Drucks, der sich mit jeder neuen Winkelstellung der Rotoren ändert, auf die von der Hauptläuferwelle übertragenen Axialkräfte nach außen keine Wirkung hat, so daß auf in Achsrichtung wirkende Lager verzichtet werden kann.
Vorzugsweise sind die beiden Nebenläuferrotoren und der zweite Hauptläuferrotor einseitig gelagert. Eine solche freikragende Lagerung hat den Vorteil, daß eine Verän¬ derung des Verhältnisses D/L (Durchmesser/Rotorlänge) leicht möglich ist und daß die Konstruktion neuer Schraubenverdichter mit geändertem L/D-Verhältnis und damit geändertem Schluckvolumen den Entwurf neuer Rotorgeometrien nicht erfordert, da die freikragenden Rotoren ohne weiteres gekürzt werden können. Wenn da¬ gegen die Nebenläuferrotoren und der zweite Haupt- läuferrotor jeweils an ihrer äußeren Stirnseite eine Lageröffnungen zur Aufnahme von Lagerbüchsen aufweisen, können durch zusätzliche einfache und kostengünstige stirnseitige Lagerungen höhere Kräfte aufgenommen werden, so daß der Schraubenverdichter mit höheren Drücken betrieben werden kann.
Durch eine in der Nebenläuferwelle vorgesehene Ein- stellvorrichtung zur Einstellung eines axialen Abstands der beiden Nebenläuferrotoren ist es möglich, die Nebenläuferrotoren unabhängig voneinander und von den Hauptläuferrotoren herzustellen, wobei sich das Spiel zwischen den Hauptläuferrotoren und dem jeweiligen Nebenläuferrotor nachträglich mit der Einstellvorrich- tung einstellen läßt . Diese Ausgestaltung verringert nicht nur den Herstellungsaufwand, sondern sie mini- miert auch die im Betrieb des Schraubenverdichters auf¬ tretenden Rückblasverluste, da mit engeren Toleranzen gearbeitet werden kann.
Unabhängig davon, ob die Lagerung der Hauptlauferwelle und der Nebenläuferwelle zentral oder an den stirn¬ seitigen Enden der jeweiligen Welle erfolgt, ist es vorteilhaft, wenn zwischen zwei jeweils von einem Hauptläuferrotor mit einem Nebenläuferrotor gebildeten Verdichterstufen eine Trennwand angeordnet ist . Mit dieser Trennwand kann das unkontrollierte Überströmen von Druckgasen von einer Verdichterstufe in die andere Verdichterstufe verhindert werden. Die Verhinderung des Uberstromens ist besonders dann vorteilhaft, wenn der Schraubenverdichter in einer Art Tandembetrieb be¬ trieben werden soll, wobei das zu verdichtende Druck¬ medium nacheinander zuerst die erste und danach die zweite Verdichterstufe durchströmt. Bei dieser Ausge¬ staltung ist es vorteilhaft, in der ersten Verdich¬ terstufe durch Wassereinspritzung zu kühlen. In der zweiten Verdichterstufe ist eine Wassereinspritzung dann nicht erforderlich. Bei einer Ausführung des Schraubenverdichters mit nacheinander durchströmten Verdichterstufen ist es vorteilhaft, für die erste und zweite Verdichterstufe unterschiedliche Rotorgeometrien vorzusehen, die der jeweilige Volumenveränderung ange¬ paßt sind.
Die Rotoren können 5:7 oder 6:7 verzahnt sein. Größere Zähnezahlen führen zu einem schlechten Schluckvolumen, bei kleinen Zähnezahlen wird die Zahnhöhe zu groß und die entsprechende Rotorwelle zu dünn. Die bevorzugte 5:7 Verzahnung der Rotoren führt zu einem nur schwach pulsierenden Druckgasstrom mit geringer Geräuschent¬ wicklung und guten Festigkeitseigenschaften.
Durch die Anordnung zweier„ Hauptläuferrotoren, die auf eine gemeinsame einstückige Welle gegossen sind, wird erreicht, daß die Rotoren ohne Winkelversatz zueinander angeordnet sind, was sich positiv auf die Vermeidung von nach außen wirksamen Axialkräften auswirkt.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbil¬ dungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteran¬ sprüchen sowie aus der Zeichnung im Zusammenhang mit der Beschreibung. Nachfolgend wird anhand zweier bevor¬ zugter Ausführungsformen die Erfindung näher be¬ schrieben.
Es zeigen:
Fig. 1 eine erste Ausführungsform eines erfindungsge¬ mäßen Schraubenverdichter in vereinfachter perspektivischer Darstellung,
Fig. 2 den in Figur 1 gezeigten Schraubenverdichter in einem Schnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 1,
Fig. 3 den in Fig. 1 gezeigten Schraubenverdichter in einem Schnitt gemäß der Linie III-III in Figur 1,
Fig. 4 den in Fig. 1 gezeigten Schraubenverdichter in einem Schnitt gemäß der Linie IV-IV in Figur 1, und Fig. 5 eine zweite Ausführungsform eines erfindungsge¬ mäßen Schraubenverdichters in einem Fig. 2 ent¬ sprechenden Schnitt .
Die in den Fign. 1 bis 4 gezeigte erste Ausführungsform eines Schraubenverdichters 10 weist wie aus Fig. 2 er¬ sichtlich ein Gehäuse 12 auf, in dessen Innern eine zwei keramische Hauptläuferrotoren 14,16 tragende Hauptläuferwelle sowie eine zwei keramische Neben¬ läuferrotoren 20,22 tragende Nebenläuferwelle 24 ange¬ ordnet sind. Innerhalb des Gehäuses 12 des Schrauben¬ verdichters 10 bildet der erste Hauptläuferrotor 14 mit dem ersten Nebenläuferrotor 22 eine erste Verdichter¬ stufe 26, die zu einer von dem zweiten Hauptläuferrotor 16 mit dem zweiten Nebenläuferrotor 20 gebildeten zweiten Verdichterstufe 28 in Bezug auf die Druckgas¬ durchströmung parallel angeordnet ist .
Die Funktionsweise des Schraubenverdichters 10 wird durch die Anordnung der beiden Verdichterstufen 26,28 in dem Gehäuse 12 sowie durch die Art der Lagerung der Hauptläuferwelle 18 und der Nebenläuferwelle 24 beein¬ flußt, wobei hervorzuheben ist, daß das sämtliche Rotoren 14,16,20,22 aufnehmende Gehäuse 12 mehrteilig aufgebaut ist .
Das Gehäuse 12 weist einen zentralen, längs der Ebene der Rotorachsen geteilten Lagerblock 30 mit seitlich daran angeflanschten Mantelteilen 32,34 auf. Die Mantelteile 32,34, deren Länge jeweils der Länge eines zugeordneten Rotorpaares 14,20,16,22 der ersten bzw. zweiten Verdichterstufe 26,28 entspricht und die die Rotoren der ersten Verdichterstufe 26 bzw. zweiten Ver- dichterstufe 28 umschließen, sind an ihren äußeren Stirnseiten mit einem ersten bzw. zweiten Abschluß- deckel 36,38 verschlossen. In der Mitte des Schrauben¬ verdichters 10 sind die beiden Verdichterstufen 26,28 durch den Lagerblock 30, der als Trennwand wirkt, von¬ einander getrennt. An den Mantelteilen 32,34 sind soge¬ nannte Abdecklappen ausgebildet, die an der Saugseite der Rotoren 14,16,20,22 angeordnet sind und dazu dienen, von den Rotoren 14,16,20,22 weggeschleudertes Kühl- und Schmiermittel zurückzuführen.
Zur Lagerung der Haupt- und Nebenläuferwelle 18,24 sind in dem Lagerblock 30 je Welle zwei geteilte Lager 40,42,44,46 vorgesehen, deren untere Lagerschalen 48a bis 48d in einem Lagerblockunterteil 50 und deren obere Lagerschalen 52a bis 52d in einem Lagerblockoberteil 54 des Lagerblocks 30 angeordnet sind. Die Lagerschalen 48a bis 48d, 52a bis 52d, die mit nicht gezeigten Schmiermittelbohrungen für Öl oder Wasserschmierung versehen sind, und die direkt an die Rotoren angrenzend angeordnet sind, umfassen die jeweilige Welle, um radiale Kräfte aufzunehmen.
Der Schraubenverdichter 10 wird über eine mit der Hauptläuferwelle 18 einstückig ausgebildete Antriebs¬ welle 56 angetrieben, die an einer der Stirnseiten des Schraubenverdichters 10 durch den zweiten Abschlu߬ deckel 38 hindurchragt und gegenüber dem Abschlußdeckel 38 mittels eines Nadellagers 58 gelagert ist. Um die von dem zweiten Aschlußdeckel 38 verschlossene zweite Verdichterstufe 28 nach außen abzudichten, ist eine die Antriebswelle 56 gegenüber dem Gehäuse 12 abdichtende Dichtanordnung 60 vorgesehen. Der Antrieb des Schraubenverdichters 10 erfolgt durch Drehen der Antriebswelle 56 im Gegenuhrzeigersinn gemäß dem Pfeil A. Durch diese Rotation werden der erste und der zweite auf die Hauptläuferwelle 18 gegossene Hauptläuferrotor 14,16 angetrieben. Mittelbar über die von der Hauptläuferwelle 18 getriebenen Hauptläuferro¬ toren 14,16 werden die mit diesen kämmenden Neben¬ läuferrotoren 20,22 angetrieben.
Die Führung des zu verdichtenden Gases läßt sich am einfachsten aus Figur 3 ersehen. Das zu verdichtende Gas wird zunächst an der Oberseite 62 des Lagerblock¬ oberteils 54 dem Schraubenverdichter 10 zugeführt. Dies kann entweder direkt oder indirekt über Ansaugfilter und Ansaugkühler erfolgen. Von der an der Oberseite 62 des Lagerblockoberteils 54 gelegenen Eintrittsöffnung 64 wird das Gas zunächst zu den beiden Stirnseiten des Schraubenverdichters 10 geleitet. Von den Stirnseiten des Schraubenverdichters 10 verteilt sich das Druckgas oberhalb der die erste und zweite Verdichterstufe 26,28 bildenden Haupt- und Nebenläuferrotoren 14,16,20,22. Durch das Drehen der Rotoren 14,16,20,22 und das mit dem Drehen der Rotoren 14,16,20,22 verbundene Kämmen derselben wird die Luft verdichtet und zu am Lager¬ blockunterteil 50 gelegenen Steuerkanten 66,68 trans¬ portiert, von wo die komprimierte Luft in axialer Rich¬ tung der jeweiligen Verdichterstufe 14,16 aus dieser heraus und zu einer an der Unterseite 70 des Lager¬ blockunterteils 50 gelegenen Druckauslaßöffnung 72 ge¬ führt wird.
Aus Figur 3 ist ersichtlich, daß an der jeweils oben¬ liegenden Seite der Haupt- und Nebenläuferrotoren 14, 16,20,22 stets nur der Eingangsdruck (Pl) herrscht. An der gegenüberliegenden Seite steht jedoch stets ein höherer Druck (Pmax) an, so daß die Haupt- und die Nebenläuferwelle 18,24 mit »einer umlaufenden Biegebe¬ lastung beaufschlagt sind. Diese Biegebelastung erfolgt zudem noch gepulst, da durch das permanente Öffnen und Schließen von Verdichtungskammern Druckstöße entstehen.
Um die Druckpulsation gering zu halten, weisen die Hauptläuferrotoren 14,16 jeweils fünf Zähne auf, die mit sieben Zähnen des Nebenläuferrotors 20,22 kämmen. Zur Vermeidung von nach außen wirksamen Axialkräften ist der eine der beiden Hauptläuferrotoren 14 rechtsge¬ schrägt, wogegen der andere Hauptläuferrotor 16 links¬ geschrägt ist. Die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 sind auf der Hauptläuferwelle 18 ohne gegenseitigen Winkel¬ versatz angeordnet. Da die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 darüberhinaus eine übereinstimmende Länge auf¬ weisen, heben sich die auf die Zähne der Hauptläufer¬ rotoren 14,16 wirkenden Druckgaskräfte auf, so daß die Lagerung der Hauptläuferwelle 18 eine axiale Führung nicht erfordert.
Die Herstellung des Schraubenverdichters 10 erfolgt da¬ durch, daß zunächst auf eine vorbearbeitete Haupt¬ läuferwelle 18 die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 auf¬ gegossen werden. In gleicher Weise werden die Neben¬ läuf rrotoren 20,22 um eine vorbearbeitete Nebenläufer¬ welle 24 herumgegossen. Beide Wellen 18,24 werden an¬ schließend in ihre jeweiligen unteren Lagerschalen 48a bis 48d eingelegt. Anschließend wird der Lagerblock 30 geschlossen, indem das endbearbeitete Lagerblockober- teil 54 mit den darin angeordneten oberen Lagerschalen 52a bis 52d auf das Lagerblockunterteil 50 aufgesetzt wird. Die Zentrierung bei diesem Aufsetzen erfolgt wie schon bei der Endbearbeitung des Lagerblockoberteils 54 und des Lagerblockunterteils durch Zentrierhülsen, die zur Zentrierung von Lagerblockoberteil 54 und Lager¬ blockunterteil 50 Spannverschraubungen 76 umgebend an¬ geordnet sind. Die geteilte Bauart des Lagerblocks 30 erleichtert dadurch in erheblichen Maße die Durch¬ führung der Fein- und Endbearbeitung der einzelnen Bau¬ teile sowie die Montage des Schraubenverdichters 10.
Die in Figur 5 gezeigte zweite Ausführungsform eines Schraubenverdichters 110 unterscheidet sich von der ersten Ausführungsform eines Schraubenverdichters 10 lediglich in einigen Details. Teile, die Teilen bei der ersten Ausführungsform entsprechen, sind daher mit einem Bezugszeichen versehen, das gegenüber dem ent¬ sprechenden Bezugszeichen in den Fign. 1 bis 4 um 100 erhöht ist. Bezüglich der Beschreibung dieser Teile wird auf die Beschreibung der ersten Ausführungsform verwiesen.
Die Hauptläuferrotoren 114,116 und die Nebenläufer¬ rotoren 120,122 sind bei der zweiten Ausführungsform wie bei der ersten Ausführungsform mit einer Haupt¬ läuferwelle 118 bzw. einer Nebenläuferwelle 124 dreh¬ fest verbunden. Die Nebenläuferwelle 124 weist jedoch im Unterschied zur ersten Ausführungsform eine Ein- stellvorrichtung 180 zur Einstellung des axialen Ab- stands der Nebenläuferrotoren 120,122 voneinander auf. Die EinStellvorrichtung 180 ist innerhalb der Neben¬ läuferwelle 124 so ausgebildet, daß ein konischer Vor- sprung 182 einer ersten Nebenläuferteilwelle 184 in eine konische Vertiefung 186 einer zweiten Nebenläufer- teilwelle 188 hineinragt. Die beiden voneinander unab¬ hängigen Nebenläuferteilwellen 184,188 sind mittels einer in Achsrichtung der beiden Nebenläuferteilwellen verlaufenden Spannschraube 190 miteinander verbunden und bilden zusammen die Nebenläuferwelle 124.
Um den Abstand der beiden Nebenläuferrotore 120,122 voneinander so einzustellen, daß sie mit möglichst ge¬ ringem Verschleiß mit ihrem jeweiligen Hauptläuferrotor 114,116 kämmen, werden die beiden Nebenläuferteilwellen 184,188 aufeinandergesteckt . Anschließend wird der Ab¬ stand der beiden Nebenläuferrotoren 120,122 durch Ver¬ stellung der Spannschraube 190 eingestellt. Durch End¬ bearbeitung der stirnseitigen Endflächen der Neben¬ läuferrotoren 120,122 werden dann die Nebenläuferroto¬ ren an das Gehäuse 112 angepaßt .
Alternativ zu der gezeigten Einsteilvorrichtung 180 kann auch eine EinStellvorrichtung vorgesehen sein, bei der die beiden Nebenläuferteilwellen sich einander mit zylindrischen Abschnitten überlagern. Der Abstand der Nebenläuferrotoren kann dann über eine Spannschraube und eingelegte Tellerfedern eingestellt werden.
Im Unterschied zu der ersten Ausführungsform des Schraubenverdichters 10 weist die zweite Ausfüh¬ rungsform des Schraubenverdichters 110 ferner zusätz¬ liche Wellenlager 192a bis 192c auf, die an den den Abschlußdeckeln 136,138 zugewandten stirnseitigen Enden der Nebenläuferrotoren 120,122 sowie an einer dem Ab¬ schlußdeckel 136 zugewandten stirnseitigen Ende des Hauptläuferrotors 114 angeordnet sind. Die Wellenlager 192a bis 192c weisen jeweils einen im jeweiligen Ab¬ schlußdeckel 136,138 festgelegten kreiszylindrischen Lagerzapfen 194a bis 194c auf, der in eine mit dem je¬ weiligen Rotor umlaufende Lagerbüchse 196a bis 196c eingreift. Die Lagerbüchsen 196a bis 196 sind ihrer¬ seits in Lageröffnungen 198a bis 198c, die zylindrische Vertiefungen sind, angeordnet, wobei sie eine Preßpas¬ sung aufweisen und an dem stirnseitigen Ende des jewei¬ ligen Haupt- bzw. Nebenläuferrotors 114,120,122 plan mit der jeweiligen Stirnseite abschließen. Durch die Anordnung der Lagerbüchsen 196a bis 196c in den Rotoren 114,120,122 wird die Baulänge des Schraubenverdichters verkürzt .
Mit dem Schraubenverdichter 10 gemäß der ersten Ausfüh¬ rungsform lassen sich trotz der fliegenden Lagerung der Rotoren 14,20,22 Drücke bis etwa 13 bar erzeugen. Sind dagegen die den Abschlußdeckeln zugewandten stirn¬ seitigen Enden der Rotoren 14,16,20,22; 114,116,120,122 gelagert, so lassen sich selbst bei einstufiger Be¬ triebsweise und mit Wassereinspritzung Drücke bis 20 bar erzeugen. Mit der Wassereinspritzung, die der Wärmeentwicklung entgegenwirkt, ist unabhängig von der konkreten Gestaltung des Schraubenverdichters eine Was¬ serschmierung der Lager vorgesehen. Wasser- und Öl- schmierung sind jedoch auch austauschbar.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
Schraubenverdichter mit einer Hauptläuferwelle (18,-118) , auf der mindestens ein erster und ein zweiter Hauptläuferrotor (14 , 16 ; 11 , 116) an¬ geordnet sind, die mit jeweils einem passenden ersten bzw. zweiten Nebenläuferrotor (20,22; 120,122) auf einer Nebenläuferwelle (24;124) käm¬ men,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t ,
daß die Hauptläuferrotoren (14, 16;114, 116) und die Nebenläuferrotoren (20, 22;120, 122) jeweils axial voneinander beabstandet sind und daß die Haupt¬ läuferwelle (18;118) und die Nebenläuferwelle (24;124) im Bereich zwischen den Hauptläufer¬ rotoren (14 , 16 ,-114 , 116) bzw. den Nebenläufer¬ rotoren (20, 22;120, 122) gelagert sind.
Schraubenverdichter nach Anspruch 1, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Nebenläuferwelle (24) und die Hauptläuferwelle (18) so gelagert sind, daß die beiden Nebenläuferrotoren (20,22) und einer der Hauptläuferrotoren (14) einseitig frei kragend angeordnet ist.
Schraubenverdichter nach Ansprüche 1, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die beiden Nebenläuferrotoren (120,122) und einer der Hauptläuferrotoren (114) jeweils an ihrer äußeren Stirnseite eine Lageröff¬ nung (198a-198c) zur Aufnahme einer Lagerbüchse (196a-196c) aufweisen.
4. Schraubenverdichter, mit einer Hauptläuferwelle auf der mindestens ein erster und ein zweiter Hauptlauferrotor angeordnet sind, die mit jeweils einem passenden ersten bzw. zweiten Nebenläufer¬ rotor auf einer Nebenläuferwelle kämmen, dadurch gekennzeichnet, daß das zu verdichtende Medium an den einander zugekehrten Enden der Haupt- und Nebenläuferrotoren angesaugt wird und an den ein¬ ander abgewandten Enden der Haupt- und Neben¬ läuferrotoren in verdichtetem Zustand abgeführt wird, wobei die Haupt- bzw. Nebenläuferwelle an den einander abgewandten Enden der Haupt- und Nebenläuferrotoren gelagert sind.
5. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis
4, dadurch gekennzeichnet, daß das verdichtete Medium in axialer Richtung der Haupt- und Neben¬ läuferrotoren (14, 16, 20, 22;114, 116, 120, 122) abge¬ führt wird.
6. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis
5, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrie der Hauptläuferrotoren (14, 16;114, 116) derart auf¬ einander abgestimmt sind, daß sich die in Achs- richtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Hauptläuferrotoren (14,16/114,116) mindestens teilweise kompensieren.
7. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis
6, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrien der Hauptläuferrotoren (14,16/114,116) derart auf¬ einander abgestimmt sind, daß sich die in Achs¬ richtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Hauptläuferrotoren (-14,16/114,116) vollständig kompensieren.
8. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-7, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrien der Nebenläuferrotoren (20,22/120,122) derart auf¬ einander abgestimmt sind, daß sich die in Achs¬ richtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Ne¬ benläuferrotoren (20,22/120,122) mindestens teil¬ weise kompensieren.
9. Schraubenverdichter nach Anspruch 8, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Rotorgeometrien der Neben¬ läuferrotoren (20,22/120,124) derart aufeinander abgestimmt sind, daß sich die in Achsrichtung wir¬ kenden Druckgaskräfte der beiden Nebenläuferroto¬ ren (20,22/120,122) vollständig kompensieren.
10. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 7-9, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Hauptläufer¬ rotor (14/114) und der zweite Hauptläuferrotor (16; 116) spiegelsymmetrische Geometrien aufweisen.
11. Schraubenverdichter nach Anspruch 10, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der erste und der zweite Haupt¬ läuferrotor (14,16/114,116) ohne gegenseitigen Winkelversatz auf der Hauptläuferwelle (18/118) angeordnet sind, so daß der zeitliche Verlauf des Drucks am ersten Hauptläuferrotor (14/114) mit dem beim zweiten Hauptläuferrotor (16;116) überein¬ stimmt.
12. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-11, dadurch gekennzeichnet, daß die Hauptläuferwelle und/oder die Nebenläuferwelle (124) eine Einstell- Vorrichtung (180) zur ^Einstellung des axialen Ab- stands der beiden Haupt- bzw. Nebenläuferrotoren (120,122) voneinander aufweist.
13. Schraubenverdichter, vorzugsweise nach einem der Ansprüche 1-12, mit einer Hauptlauferwelle
(18/118) , auf der mindestens ein erster und ein zweiter Hauptläuferrotor (14,16/114,116) angeord¬ net sind, die mit jeweils einem passenden ersten bzw. zweiten Nebenläuferrotor (20,22/ 120,122) auf einer Nebenläuferwelle (24/124) kämmen, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Hauptläuferrotor
(14/114) mit dem ersten Nebenläuferrotor (20/120) eine erste Verdichterstufe (26/126) bildet, daß der zweite Hauptläuferrotor (16/116) mit dem zweiten Nebenläuferrotor (22/122) eine zweite Ver¬ dichterstufe (28/128) bildet und daß zwischen den beiden in einem gemeinsamen Gehäuse (112) angeord¬ neten Verdichterstufen (26,28/126,128) eine Trenn¬ wand angeordnet ist .
14. Schraubenverdichter nach Anspruch 13, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Druckgasführung derart aus¬ geführt ist, daß das zu verdichtende Druckmedium nacheinander zuerst die erste und danach die zwei¬ te Verdichterstufe durchströmt .
15. Schraubenverdichter nach Anspruch 13, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Druckgasführung derart aus¬ geführt ist, daß das zu verdichtende Medium in zwei parallelen Teilströmen die erste und zweite Verdichterstufe (26,28;126, 128) durchströmt.
16. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-15, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (14,16,20, 22/114,116,120,122) eine 5:7-Verzahnung aufweisen.
17. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-16, dadurch gekennzeichnet, daß der erste und der zweite Hauptläuferrotor (14,16/114,116) auf eine gemeinsame einstückige Hauptläuferwelle (18/118) gegossen sind.
18. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-17, dadurch gekennzeichnet, daß der erste und der zweite Nebenläuferrotor (20,22) auf eine gemein¬ same einstückige Nebenläuferwelle (24) gegossen sind.
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