EP0828940B1 - Schraubenverdichter - Google Patents

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EP0828940B1
EP0828940B1 EP96916081A EP96916081A EP0828940B1 EP 0828940 B1 EP0828940 B1 EP 0828940B1 EP 96916081 A EP96916081 A EP 96916081A EP 96916081 A EP96916081 A EP 96916081A EP 0828940 B1 EP0828940 B1 EP 0828940B1
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EP
European Patent Office
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rotors
rotor
primary
screw
compressor
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EP96916081A
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EP0828940A1 (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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    • 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
    • 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
    • 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
    • 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 a main rotor shaft, on which at least a first and a second main rotor rotor are arranged, the with a matching first and second secondary rotor comb on a spider shaft.
  • screw compressors To a gaseous substance, for example air compress it and make it available as compressed gas, screw compressors are used. These screw compressors must adhere to the operating conditions of the compressing gas must be matched, it being in particular it depends on the gas in a desired Quantity and with the desired pressure available too put. In addition, there are often purity requirements for the gas placed so that an oil lubrication under Circumstances is not permitted.
  • the amount of compressed gas and that with the screw compressor achievable gas pressure depends on the rotor geometry of the the rotors used in the screw compressor and the rotational speed of the rotors. However, it has shown that because of the occurring on the rotor circumference Peripheral speeds and due to sealing problems between the rotors of a screw compressor stage the increase in rotational speed and the rotor diameter are limited.
  • Such a double screw compressor is from DE 30 31 801 A1 known.
  • This screw compressor has one left and a right-angled main rotor on the face to face in a connection level then arranged on a common shaft are and also arranged on a common shaft corresponding corresponding ends left and right-angled secondary rotor comb.
  • This screw compressor it will gaseous medium to be compressed to the center of the compressor transported from where it is discharged in the radial direction becomes.
  • the "enclosed bag” designated effect and a good pressure gas transport to ensure the two pairs of rotors relative to each other on Wilnkel offset, so that the forming enclosed pocket of one Pair of rotors each in the still open gear of the trailing opposite rotor pair vented can be. Since the rotor pairs meet in the middle, are the main and the secondary rotor shaft on their opposite outer ends stored.
  • GB 650 606 is a screw compressor with one pair of rotors each having known main and secondary rotor shaft, the stored at their ends and in the middle between the rotors are. There is a large number of bearings for the rotor shafts used by bearings, which means a great deal of construction work and manufacture of the screw compressor is required.
  • the invention has for its object a screw compressor to make available yourself with little effort can be made.
  • the two secondary rotor and the second main rotor on one side.
  • Such a cantilever Storage has the advantage of changing the ratio D / L (diameter / rotor length) is easily possible and that the construction of new screw compressors with changed L / D ratio and thus changed swallowing volume the design new rotor geometries are not required because the cantilevered rotors can be easily shortened.
  • the wear of the screw compressor is reduced that the bearing of the main and secondary rotor shaft on the Compressed gas routing is matched by that occurring Pressures caused loads on the shafts close to their location Radial acting bearings are included.
  • This type of storage allows tighter tolerances to be selected, so that a higher efficiency can be achieved.
  • the invention also has the advantage that the effort for the storage is reduced, causing the screw compressor is cheaper to produce.
  • the number of rotors per shaft is not limited. Basically three and also more rotors can be provided. If however, two rotors are provided, these two are preferred spaced axially from each other. The axial distance between the rotors it allows both the main rotor shaft as well also the secondary rotor shaft in the area between the main rotor rotors or to store the secondary rotor, so that at one Derivation of the compressed gas in the area between the rotors emerging forces can also be absorbed in this area.
  • the The rotor geometries of the main rotor rotors are coordinated with one another in such a way that that the compressed gas forces acting in the axial direction of the two main rotor rotors at least partially, and preferably fully compensate. Compensation in the axial direction acting gas pressure forces, which arise from the axial direction effective areas and the area on the area in question Pressure results in wear and tear the bearing effort for the main rotor shaft can be reduced.
  • an adjusting device provided in the secondary rotor shaft for setting an axial distance between the two secondary rotor it is possible to run the secondary rotor independently from each other and from the main rotor rotors, wherein the game between the main rotor rotors and each Secondary rotor afterwards with the adjusting device can be adjusted.
  • This configuration not only reduces the Manufacturing effort, but minimized also those that occur during operation of the screw compressor Blowback losses, since narrow tolerances are used can.
  • a partition is arranged between two each of a main rotor with compressor stages formed by a secondary rotor. With this partition you can the uncontrolled overflow of compressed gases from a compressor stage be prevented in the other compressor stage. Preventing overflow is particularly advantageous if if the screw compressor is in a kind of tandem operation to be operated, the pressure medium to be compressed first the first and then the second compressor stage flows through. With this configuration, it is advantageous to cool in the first compressor stage by water injection. In the second compressor stage there is water injection then not necessary. When the screw compressor is used with successively flowing compressor stages it is advantageous for the first and second compressor stage different To provide rotor geometries that correspond to the respective volume change are adjusted.
  • the rotors can be 5: 7 or 6: 7 toothed. Larger number of teeth lead to poor swallowing volume, with small ones The number of teeth makes the tooth height too high 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 and good strength properties.
  • the screw compressor 10 has a housing 12, inside which there are two ceramic main rotor rotors 14.16 main rotor shaft and a two ceramic Secondary rotor rotors 20, 22 carrying secondary rotor shaft 24 are arranged are.
  • Inside the housing 12 of the screw compressor 10 forms the first main rotor rotor 14 with the first secondary rotor rotor 22 a first compressor stage 26 leading to a from the second main rotor 16 to the second sub rotor 20 formed second compressor stage 28 with respect to the Compressed gas flow is arranged in parallel.
  • the operation of the screw compressor 10 is by the Arrangement of the two compressor stages 26, 28 in the housing 12 and by the type of storage of the main rotor shaft 18 and Secondary shaft 24 influenced, it should be emphasized that the housing 12 accommodating all the rotors 14, 16, 20, 22 in several parts is constructed.
  • the housing 12 has a central, along the plane of the rotor axes divided bearing block 30 with flanged to it laterally Jacket parts 32.34.
  • So-called Cover flaps formed on the suction side the rotors 14, 16, 20, 22 are arranged and for this purpose serve, thrown away from the rotors 14,16,20,22 Coolants and lubricants.
  • bearing block 30 To support the main and secondary rotor shaft 18,24 are in the bearing block 30 two split bearings per shaft 40,42,44,46 provided, the lower bearing shells 48a to 48d in a bearing block lower part 50 and the upper one Bearing shells 52a to 52d in a bearing block upper part 54 of the bearing block 30 are arranged.
  • the bearing shells 48a to 48d, 52a to 52d, those not shown Lubricant holes for oil or water lubrication are provided, and directly adjacent to the rotors are arranged, encompass the respective shaft absorb radial forces.
  • the screw compressor 10 is connected to the Main rotor shaft 18 integrally formed drive shaft 56 driven, which on one of the end faces of the Screw compressor 10 through the second end cover 38 protrudes through and opposite the end cover 38 is mounted by means of a needle bearing 58.
  • a needle bearing 58 To the second closed by the second end cover 38 Sealing compressor stage 28 to the outside is one that Drive shaft 56 sealing against the housing 12 Sealing arrangement 60 is provided.
  • the screw compressor 10 is driven by Rotate the drive shaft 56 counterclockwise the arrow A. This rotation turns the first and the second cast on the main rotor shaft 18 Main rotor rotor 14.16 driven. Indirectly via the main rotor rotors driven by the main rotor shaft 18 14, 16 are the meshing with these secondary rotor 20.22 driven.
  • the leadership of the gas to be compressed can be on easiest seen from Figure 3.
  • the thing to be compressed Gas is initially on the top 62 of the upper part of the bearing block 54 fed to the screw compressor 10. This can either directly or indirectly via suction filter and intake cooler. From the top 62 of the bearing block upper part 54 located inlet opening 64, the gas is first to the two ends of the Screw compressor 10 passed. From the front the screw compressor 10 distributes the compressed gas above which the first and second compressor stages 26, 28 main and secondary rotor rotors 14, 16, 20, 22.
  • the Main rotor rotors 14, 16 each have five teeth comb with seven teeth of the secondary rotor 20.22. To avoid axial forces acting on the outside one of the two main rotor rotors 14 is slanted to the right, whereas the other main rotor 16 is slanted to the left is.
  • the two main rotor rotors are 14, 16 on the main rotor shaft 18 without mutual angular misalignment arranged. Because the two main rotor rotors 14, 16 also have a corresponding length, they stand on the teeth of the main rotor rotors 14,16 acting pressure gas forces, so that the Bearing of the main rotor shaft 18 an axial guide not required.
  • the screw compressor 10 is manufactured by that first on a pre-machined main rotor shaft 18 cast the two main rotor rotors 14, 16 become. In the same way, the secondary rotor 20.22 around a pre-machined secondary rotor shaft 24 poured around. Both waves 18,24 are then into their respective lower cups 48a inserted up to 48d. Then the bearing block 30 closed by the finished top block 54 with the upper bearing shells arranged therein 52a to 52d placed on the bearing block lower part 50 becomes. The centering is done like this already at the finishing of the upper block 54 and the bearing block lower part by centering sleeves, the for centering the upper part of the bearing block 54 and the lower part of the bearing block 50 clamping fittings 76 arranged surrounding are.
  • the split design of the bearing block 30 This greatly facilitates implementation the finishing and finishing of the individual components and the assembly of the screw compressor 10.
  • the second embodiment of a shown in FIG Screw compressor 110 differs from that first embodiment of a screw compressor 10 only in a few details. Parts, parts at the correspond to the first embodiment, are therefore with provided with a reference symbol which is opposite the corresponding Reference numerals in FIGS. 1 to 4 around 100 is increased. Regarding the description of these parts will refer to the description of the first embodiment referred.
  • the main rotor rotors 114, 116 and the secondary rotor rotors 120, 122 are in the second embodiment as in the first embodiment with a main rotor shaft 118 or a secondary rotor shaft 124 rotatably connected.
  • the secondary shaft 124 faces in contrast to the first embodiment, an adjusting device 180 for setting the axial distance of the secondary rotor rotors 120, 122 from each other.
  • the adjuster 180 is within the idler shaft 124 designed so that a conical projection 182 of a first secondary rotor partial shaft 184 in a conical recess 186 of a second secondary rotor partial shaft 188 protrudes.
  • the two are independent of each other Secondary rotor partial shafts 184, 188 are by means of one in the axial direction of the two secondary rotor part shafts extending clamping screw 190 connected and together form the secondary rotor shaft 124.
  • an adjusting device can also be provided at of the two secondary rotor partial waves with each other superimpose cylindrical sections.
  • the distance of the Auxiliary rotors can then be tightened using a clamping screw and inserted disc springs.
  • the second embodiment of screw compressor 110 further additional Shaft bearings 192a to 192c on the the End covers 136, 138 facing end faces the secondary rotor 120, 122 and on one of the end covers 136 facing end of the Main rotor rotor 114 are arranged.
  • the shaft bearings 192a to 192c each have one in the respective end cover 136, 138 fixed circular cylindrical bearing journals 194a to 194c, the bearing bush 196a rotating with the respective rotor intervenes until 196c.
  • the bearing bushes 196a to 196 are in turn in bearing openings 198a to 198c, the cylindrical recesses are arranged, having an interference fit and at the front end of the respective main or secondary rotor Complete 114, 120, 122 with the respective end face.
  • the arrangement of the bearing bushes 196a to 196c in The rotors 114, 120, 122 become the overall length of the screw compressor shortened.

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Description

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 Nebenläuferrotor auf einer Nebenläuferwelle kämmen.
Um einen gasförmigen Stoff, beispielsweise Luft, zu verdichten und als Druckgas zur Verfügung zu stellen, werden Schraubenverdichter verwendet. Diese Schraubenverdichter müssen auf die Einsatzbedingungen des zu verdichtenden Gases abgestimmt sein, wobei es insbesondere darauf ankommt, das Gas in einer gewünschten Menge und mit dem gewünschten Druck zur Verfügung zu stellen. Außerdem werden an das Gas häufig Reinheitsanforderungen 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 Rotationsgeschwindigkeit der Rotoren ab. Es hat sich jedoch gezeigt, daß wegen der am Rotorumfang auftretenden Umfangsgeschwindigkeiten und aufgrund von Abdichtungsproblemen zwischen den Rotoren einer Schraubenverdichterstufe 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 gelieferte Druckgasmenge erhöht werden konnte.
Ein solcher Doppelschraubenverdichter ist aus DE 30 31 801 A1 bekannt. Dieser Schraubenverdichter weist einen links- und einen rechtsgeschrägten Hauptläuferrotor auf, die stirnseitig in einer Anschlußebene aneinander anschließend auf einer gemeinsamen Welle angeordnet sind und mit ebenfalls auf einer gemeinsamen Welle angeordneten stirnseitig aneinander anschließenden entsprechenden links- und rechtsgeschrägten Nebenläuferrotoren 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 Druckgastransport 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 nachlaufenden 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 Überströmens von Druckgas hat der bekannte Schraubenverdichter jedoch einen unbefriedigenden Wirkungsgrad. Außerdem ist die Lagerung der Haupt- und Nebenläuferwelle aufwendig, da die an den Rotoren auftretenden Kräfte zu einem komplexen Belastungsverlauf der Haupt- und Nebenläuferwelle sowohl in radialer als auch in axialer Richtung führen, was einen hohen Verschleiß zur Folge hat. Ein derartiger Schraubenverdichter ist auch aus DE 25 20 667 bekannt.
Aus GB 650 606 ist ein Schraubenverdichter mit jeweils ein Rotorpaar aufweisender Haupt- und Nebenläuferwelle bekannt, die jeweils an ihren Enden und in der Mitte zwischen den Rotoren gelagert sind. Für die Lagerung der Rotorwellen wird eine Vielzahl von Lagern verwendet, wodurch ein großer Aufwand für Konstruktion und Herstellung des Schraubenverdichters erforderlich ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Schraubenverdichter zur Verfügung zu stellen, der sich mit geringem Aufwand herstellen läßt.
Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1.
Gemäß der Erfindung sind die beiden Nebenläuferrotoren und der zweite Hauptläuferrotor einseitig gelagert. Eine solche freikragende Lagerung hat den Vorteil, daß eine Veränderung 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.
Der Verschleiß des Schraubenverdichters wird dadurch reduziert, daß die Lagerung der Haupt- und Nebenläuferwelle derart auf die Druckgasführung abgestimmt ist, daß die durch die auftretenden Drücke verursachten Belastungen der Wellen nahe am Ort ihrer Entstehung von radial wirkenden Lagern aufgenommen werden. Durch diese Art der Lagerung können engere Toleranzen gewählt werden, so daß ein höherer Wirkungsgrad erzielbar ist. Die erfindungsgemäße Art der Lagerung hat auch den Vorteil, daß der Aufwand für die Lagerung reduziert wird, wodurch der Schraubenverdichter kostengünstiger herstellbar ist.
Die Anzahl der Rotoren je Welle ist nicht beschränkt. Grundsätzlich können drei und auch mehr Rotoren vorgesehen sein. Wenn jedoch zwei Rotoren vorgesehen sind, sind diese beiden vorzugsweise jeweils axial voneinander 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.
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 kompensieren. Die Kompensation der in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte, die sich aus den in Achsrichtung wirksamen Flächen und dem auf der betreffenden Fläche anstehenden Druck ergibt, hat zur Folge, daß der Verschleiß und der Lageraufwand für die Hauptläuferwelle reduziert werden.
Durch eine spiegelsymmetrische Ausgestaltung der beiden Hauptläuferrotoren wird erreicht, daß der Konstruktionsaufwand beim Entwurf von Rotoren reduziert wird. Eine Anordnung zweier spiegelsymmetrischer Hauptläuferrotoren 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.
Durch eine in der Nebenläuferwelle vorgesehene Einstellvorrichtung 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 Einstellvorrichtung einstellen läßt. Diese Ausgestaltung verringert nicht nur den Herstellungsaufwand, sondern sie minimiert auch die im Betrieb des Schraubenverdichters auftretenden Rückblasverluste, da mit engeren Toleranzen gearbeitet werden kann.
Es ist 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 Überströmens ist besonders dann vorteilhaft, wenn der Schraubenverdichter in einer Art Tandembetrieb betrieben werden soll, wobei das zu verdichtende Druckmedium nacheinander zuerst die erste und danach die zweite Verdichterstufe durchströmt. Bei dieser Ausgestaltung ist es vorteilhaft, in der ersten Verdichterstufe 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 angepaßt 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 Geräuschentwicklung 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 Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen sowie aus der Zeichnung im Zusammenhang mit der Beschreibung.
Es zeigen:
Fig. 1
ein erfindungsgemäßer Schraubenverdichter in vereinfachter perspektivischer Darstellung,
Fig. 2
den in Figur 1 gezeigten Schraubenverdichter in einem Schnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 1,- 7-
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 Schraubenverdichters in einem Fig. 2 entsprechenden Schnitt.
Die in den Fign. 1 bis 4 gezeigte erste Ausführungsform eines Schraubenverdichters 10 weist wie aus Fig. 2 ersichtlich ein Gehäuse 12 auf, in dessen Innern eine zwei keramische Hauptläuferrotoren 14,16 tragende Hauptläuferwelle sowie eine zwei keramische Nebenläuferrotoren 20,22 tragende Nebenläuferwelle 24 angeordnet sind. Innerhalb des Gehäuses 12 des Schraubenverdichters 10 bildet der erste Hauptläuferrotor 14 mit dem ersten Nebenläuferrotor 22 eine erste Verdichterstufe 26, die zu einer von dem zweiten Hauptläuferrotor 16 mit dem zweiten Nebenläuferrotor 20 gebildeten zweiten Verdichterstufe 28 in Bezug auf die Druckgasdurchströmung 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 beeinflußt, 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 Verdichterstufe 28 umschließen, sind an ihren äußeren Stirnseiten mit einem ersten bzw. zweiten Abschlußdeckel 36,38 verschlossen. In der Mitte des Schraubenverdichters 10 sind die beiden Verdichterstufen 26,28 durch den Lagerblock 30, der als Trennwand wirkt, voneinander getrennt. An den Mantelteilen 32,34 sind sogenannte 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 Antriebswelle 56 angetrieben, die an einer der Stirnseiten des Schraubenverdichters 10 durch den zweiten Abschlußdeckel 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 Hauptläuferrotoren 14,16 werden die mit diesen kämmenden Nebenläuferrotoren 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 Lagerblockoberteils 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 Lagerblockunterteil 50 gelegenen Steuerkanten 66,68 transportiert, von wo die komprimierte Luft in axialer Richtung der jeweiligen Verdichterstufe 14,16 aus dieser heraus und zu einer an der Unterseite 70 des Lagerblockunterteils 50 gelegenen Druckauslaßöffnung 72 geführt wird.
Aus Figur 3 ist ersichtlich, daß an der jeweils obenliegenden Seite der Haupt- und Nebenläuferrotoren 14, 16,20,22 stets nur der Eingangsdruck (P1) 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 Biegebelastung 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 rechtsgeschrägt, wogegen der andere Hauptläuferrotor 16 linksgeschrägt ist. Die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 sind auf der Hauptläuferwelle 18 ohne gegenseitigen Winkelversatz angeordnet. Da die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 darüberhinaus eine übereinstimmende Länge aufweisen, heben sich die auf die Zähne der Hauptläuferrotoren 14,16 wirkenden Druckgaskräfte auf, so daß die Lagerung der Hauptläuferwelle 18 eine axiale Führung nicht erfordert.
Die Herstellung des Schraubenverdichters 10 erfolgt dadurch, daß zunächst auf eine vorbearbeitete Hauptläuferwelle 18 die beiden Hauptläuferrotoren 14,16 aufgegossen werden. In gleicher Weise werden die Nebenläuferrotoren 20,22 um eine vorbearbeitete Nebenläuferwelle 24 herumgegossen. Beide Wellen 18,24 werden anschließend in ihre jeweiligen unteren Lagerschalen 48a bis 48d eingelegt. Anschließend wird der Lagerblock 30 geschlossen, indem das endbearbeitete Lagerblockoberteil 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 Lagerblockunterteil 50 Spannverschraubungen 76 umgebend angeordnet sind. Die geteilte Bauart des Lagerblocks 30 erleichtert dadurch in erheblichen Maße die Durchführung der Fein- und Endbearbeitung der einzelnen Bauteile 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 entsprechenden 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 Nebenläuferrotoren 120,122 sind bei der zweiten Ausführungsform wie bei der ersten Ausführungsform mit einer Hauptläuferwelle 118 bzw. einer Nebenläuferwelle 124 drehfest verbunden. Die Nebenläuferwelle 124 weist jedoch im Unterschied zur ersten Ausführungsform eine Einstellvorrichtung 180 zur Einstellung des axialen Abstands der Nebenläuferrotoren 120,122 voneinander auf. Die Einstellvorrichtung 180 ist innerhalb der Nebenläuferwelle 124 so ausgebildet, daß ein konischer Vorsprung 182 einer ersten Nebenläuferteilwelle 184 in eine konische Vertiefung 186 einer zweiten Nebenläuferteilwelle 188 hineinragt. Die beiden voneinander unabhängigen 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 geringem Verschleiß mit ihrem jeweiligen Hauptläuferrotor 114,116 kämmen, werden die beiden Nebenläuferteilwellen 184,188 aufeinandergesteckt. Anschließend wird der Abstand der beiden Nebenläuferrotoren 120,122 durch Verstellung der Spannschraube 190 eingestellt. Durch Endbearbeitung der stirnseitigen Endflächen der Nebenläuferrotoren 120,122 werden dann die Nebenläuferrotoren an das Gehäuse 112 angepaßt.
Alternativ zu der gezeigten Einstellvorrichtung 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 Ausführungsform des Schraubenverdichters 110 ferner zusätzliche Wellenlager 192a bis 192c auf, die an den den Abschlußdeckeln 136,138 zugewandten stirnseitigen Enden der Nebenläuferrotoren 120,122 sowie an einer dem Abschlußdeckel 136 zugewandten stirnseitigen Ende des Hauptläuferrotors 114 angeordnet sind. Die Wellenlager 192a bis 192c weisen jeweils einen im jeweiligen Abschlußdeckel 136,138 festgelegten kreiszylindrischen Lagerzapfen 194a bis 194c auf, der in eine mit dem jeweiligen Rotor umlaufende Lagerbüchse 196a bis 196c eingreift. Die Lagerbüchsen 196a bis 196 sind ihrerseits in Lageröffnungen 198a bis 198c, die zylindrische Vertiefungen sind, angeordnet, wobei sie eine Preßpassung aufweisen und an dem stirnseitigen Ende des jeweiligen 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 Ausführungsform lassen sich trotz der fliegenden Lagerung der Rotoren 14,20,22 Drücke bis etwa 13 bar erzeugen. Mit der Wassereinspritzung, die der Wärmeentwicklung entgegenwirkt, ist unabhängig von der konkreten Gestaltung des Schraubenverdichters eine Wasserschmierung der Lager vorgesehen. Wasser- und Ölschmierung sind jedoch auch austauschbar.

Claims (10)

  1. Schraubenverdichter mit einer Hauptläuferwelle (18;118), auf der mindestens ein erster und ein zweiter Hauptläuferrotor (14,16;114,116) angeordnet sind, die mit jeweils einem passenden ersten bzw. zweiten Nebenläuferrotor (20,22; 120,122) auf einer Nebenläuferwelle (24;124) kämmen,
    wobei die Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) und die Nebenläuferrotoren (20,22;120,122) jeweils axial voneinander beabstandet sind und die Hauptläuferwelle (18;118) und die Nebenläuferwelle (24;124) im Bereich zwischen den Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) bzw. den Nebenläuferrotoren (20,22;120,122) gelagert sind,
    dadurch gekennzeichnet,
    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.
  2. Schraubenverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das verdichtete Medium in axialer Richtung der Haupt- und Nebenläuferrotoren (14,16,20,22;114,116,120, 122) abgeführt wird.
  3. Schraubenverdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrie der Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) derart aufeinander abgestimmt sind, daß sich die in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) mindestens teilweise kompensieren.
  4. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrien der Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) derart aufeinander abgestimmt sind, daß sich die in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Hauptläuferrotoren (14,16;114,116) vollständig kompensieren.
  5. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotorgeometrien der Nebenläuferrotoren (20,22;120,122) derart aufeinander abgestimmt sind, daß sich die in Achsrichtung wirkenden Druckgaskräfte der beiden Nebenläuferrotoren (20,22;120,122) mindestens teilweise kompensieren.
  6. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Hauptläuferrotor (14;114) und der zweite Hauptläuferrotor (16;116) spiegelsymmetrische Geometrien aufweisen.
  7. Schraubenverdichter nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der erste und der zweite Hauptläuferrotor (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) übereinstimmt.
  8. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Hauptläuferwelle und/oder die Nebenläuferwelle (124) eine Einstellvorrichtung (180) zur Einstellung des axialen Abstands der beiden Haupt- bzw. Nebenläuferrotoren (120,122) voneinander aufweist.
  9. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 8, 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 Verdichterstufe (28;128) bildet und daß zwischen den beiden in einem gemeinsamen Gehäuse (112) angeordneten Verdichterstufen (26,28;126,128) eine Trennwand angeordnet ist.
  10. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotoren (14,16,20,22;114, 116,120,122) eine 5:7-Verzahnung aufweisen.
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