EP1019633A1 - Schraubenverdichter - Google Patents

Schraubenverdichter

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EP1019633A1
EP1019633A1 EP98955416A EP98955416A EP1019633A1 EP 1019633 A1 EP1019633 A1 EP 1019633A1 EP 98955416 A EP98955416 A EP 98955416A EP 98955416 A EP98955416 A EP 98955416A EP 1019633 A1 EP1019633 A1 EP 1019633A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
rotor
screw
axial
bearing
compressor according
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EP98955416A
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English (en)
French (fr)
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EP1019633B1 (de
Inventor
Günter Kirsten
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.)
KT Kirsten Technologie-Entwicklung GmbH
Original Assignee
KT Kirsten Technologie-Entwicklung GmbH
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Publication date
Application filed by KT Kirsten Technologie-Entwicklung GmbH filed Critical KT Kirsten Technologie-Entwicklung GmbH
Publication of EP1019633A1 publication Critical patent/EP1019633A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1019633B1 publication Critical patent/EP1019633B1/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
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • 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
    • 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
    • F04C2240/56—Bearing bushings or details thereof

Definitions

  • the invention relates to a screw compressor with a housing in which a main rotor and a secondary rotor are arranged, each having a shaft and a screw rotor.
  • Screw compressors are used to compress a gaseous substance, for example air, and to make it available as compressed gas.
  • a screw compressor is known in which a main rotor driven by a motor drives a secondary rotor.
  • the shafts of the main and secondary rotor are supported radially at both ends by roller bearings.
  • the shafts of both rotors are axially supported at one end by several ball bearings.
  • These thrust bearings bear the forces that occur due to gas compression between the screw rotors in the axial direction of the main and secondary fers.
  • the roller bearings develop heat during operation, which leads to an inhomogeneous heat distribution and thus to stresses in the shaft.
  • the object of the invention is to simplify and improve the storage of the main and secondary rotor in a screw compressor.
  • the secondary rotor is supported axially on the main rotor. Only the main rotor has an axial bearing part which is supported on an axial bearing part of the housing. The secondary rotor is therefore only supported directly on the housing by radial bearings. However, the secondary runner is no longer supported directly on the housing by its own axial bearing. The axial forces of the secondary rotor are transferred to the screw rotor of the main rotor by its screw rotor. The axial bearing of the main rotor, formed by the axial bearing parts of the main rotor and the housing, absorbs all the axial forces of the main rotor and the secondary rotor. By eliminating the axial bearing between the secondary rotor and the housing, the total effort for mounting the main and secondary rotor is reduced by at least one (axial) bearing.
  • An axial bearing supported on the housing is only provided for the main rotor, on which the majority of the axial forces that occur during gas compression act anyway.
  • the secondary rotor to which considerably lower axial forces act due to the gas compression, is supported on the screw rotor of the main rotor via the tooth flanks of its screw rotor.
  • the main runner expediently has the only axial bearing, since greater axial forces act on the main runner than on the secondary runner. With this configuration, only the relatively low axial forces of the secondary rotor have to be transmitted to the main rotor via the screw rotor teeth.
  • the secondary rotor can also be axially supported on the housing with an axial bearing, while the main rotor is axially supported on the secondary rotor via the screw rotors and does not have its own axial bearing with the housing.
  • the thrust bearing formed by the thrust bearing parts is a plain bearing.
  • the radial bearings can also be designed as plain bearings.
  • the axial plain bearing is structurally simpler than roller bearings and thus facilitates cheaper manufacture of the screw compressor.
  • Plain bearings also have the advantage of not generating any heat worth mentioning, so that the rotor shafts remain stress-free even at high speeds.
  • the plain bearing can with the be lubricated with the same medium that is also used as a lubricant and sealant in the compressor chamber of the screw compressor. Oil or water can serve as a lubricating, lubricating and sealing fluid. However, air can also be used as the sliding bearing fluid.
  • a roller bearing is preferably used as the radial bearing on the drive side, since plain bearings are not suitable for absorbing extremely high radial loads.
  • the secondary rotor is supported axially on the main rotor exclusively via the meshing teeth of the screw rotors.
  • the teeth of the screw rotors can be designed in such a way that very little or no axial forces occur on the secondary rotor, so that these small axial forces of the secondary rotor can be easily transmitted to the main rotor via the screw rotor teeth.
  • Another device for transmitting the axial forces from the secondary rotor to the main rotor is not required.
  • the secondary runner preferably has an axial tensioning device which axially preloads the secondary runner.
  • the axial tensioning device does not have a stop against which the secondary rotor could be supported, but rather applies a constant preload force to the secondary rotor, preferably the secondary rotor shaft, which approximately corresponds to the expected axial load on the secondary rotor due to the gas compression.
  • the clamping device thus approximately compensates for the axial forces occurring on the secondary rotor, so that only very little or no axial forces have to be transferred from the secondary rotor to the main rotor.
  • the axial tensioning device is a hydraulic tensioning device which acts on the shaft or the screw rotor of the secondary rotor. However, the tensioning device can also be fed with air.
  • the axial bearing part of the main rotor is preferably arranged on the screw rotor of the main rotor. Not the shaft of the main rotor, but the screw rotor of the main rotor is supported on the housing.
  • the screw rotor, on which the axial forces caused by the pressure generation and the axial forces transmitted by the secondary rotor occur, is therefore mounted directly on the housing, so that the axial forces are supported by another component without transmission. This eliminates the axial load on the shaft due to the axial load forces of the main rotor, so that the shaft is less stressed by corresponding torques and shear forces.
  • the axial bearing part of the main rotor is an axial end wall of the screw rotor.
  • the axial bearing part of the housing is an annular disk-like running surface, with both axial bearing parts together forming the slide bearing.
  • the end wall of the main rotor screw rotor thus forms a bearing surface which is supported on the ring-shaped running surface of the housing.
  • the main rotor has, on an axial end face of the screw rotor, a slide bearing disk as an axial bearing part, which forms the slide bearing with an axial bearing part running surface of the housing.
  • An annular slide bearing disk is thus provided on one end face of the main rotor rotor and forms a closed radial running surface.
  • the screw rotor end wall or the slide bearing disk preferably has essentially radially running grooves for a sliding fluid. Through these grooves, the sliding fluid, which is introduced near the shaft or at the base of the screw rotor, can get further to the outside through the centripetal forces. In this way, a sliding film is generated over the entire radius and circumference of the screw rotor.
  • the grooves have an arcuate course, the radially outer end of each groove being bent opposite to the direction of rotation of the rotor. This results in very even lubricant distributions over the entire radius and circumference of the screw rotor.
  • the grooves preferably have a T-shaped course, the vertical part being arranged radially and the horizontal part running tangentially in the circumferential direction.
  • the T-shaped grooves enable good sliding bearing lubrication in both directions of the main rotor.
  • an end face of the secondary rotor screw rotor is axially supported on the slide bearing disk of the main rotor.
  • the end face of the rotor teeth of the secondary rotor thus strikes the rotor-side side of the plain bearing disc.
  • the screw rotor, the shaft and the slide bearing disk of the main rotor are integrally formed with one another.
  • the main runner can be made from a composite material by casting, spraying, etc. be made in a negative form.
  • the plain bearing disc can be formed separately and cast, screwed or otherwise secured to the shaft and / or the screw rotor of the main rotor.
  • the slide bearing disk and the main rotor With this separate production of the slide bearing disk and the main rotor, different materials for the shaft, rotor and slide bearing disk can be selected, which can be better adapted to the respective physical requirements of the respective component.
  • the screw rotor can, for example, be milled in a conventional manner, for example made of composite material, and the metal plain bearing disc can then be screwed to the screw rotor.
  • a special radial bearing running layer is applied to the shaft of the main or secondary rotor.
  • the main rotor can, for example, be produced in one piece, and a super sliding material for the radial bearing can then be applied to the shaft. Exemplary embodiments of the invention are explained in more detail below with reference to the figures.
  • FIG. 1 shows a screw compressor with a main rotor with an axial slide bearing and a secondary rotor which is axially supported on the main rotor
  • FIG. 5 shows a first embodiment of a main rotor with a separate plain bearing disc
  • Fig. 7 shows a second embodiment of the main rotor, which is integrally formed, and
  • FIG. 8 shows a third embodiment of a main rotor, on the shaft of which a radial bearing running layer is applied.
  • 1 shows a screw compressor 10 which is used to generate an oil-free compressed gas, for example air.
  • the screw compressor 10 consists of a housing 12 in which a main rotor 14 and a secondary rotor 16 are arranged axially parallel to one another.
  • the main rotor 14 consists essentially of a shaft 18, a screw rotor 20 and a slide bearing disk 22, which serves as an axial bearing part of the main rotor 14.
  • the secondary rotor 16 in turn consists essentially of a shaft 24 and the screw rotor 26.
  • Both the shaft 24 and the screw rotor 26 of the secondary rotor are each smaller in diameter than the shaft 18 and the screw rotor 20 of the main rotor 14.
  • Both the main rotor 14 and the secondary rotor 16 are made in one piece from a composite material.
  • the main rotor 14 can be driven via a shaft extension 28 which is led out of the housing 12. This drive is preferably carried out directly via an electric motor aligned axially with the main rotor longitudinal axis.
  • the main rotor shaft 18 is supported in the housing 12 with two radial bearings 30, 32.
  • the secondary rotor 16 is also mounted in the housing 12 with two radial bearings 34, 36. All radial bearings 30,32,34,36 are designed as plain bearings.
  • the space enclosed by the housing 12, in which the main rotor screw rotor 20 and the secondary rotor screw rotor 26 are arranged, is the compression space 27 of the screw compressor 10, in which the gas is compressed.
  • the housing 12 does not have one on the side of the shaft extension 28 shown gas opening into which the gas to be compressed can flow into the compression chamber 27.
  • the radial bearings 30, 32 and 36 are all constructed identically.
  • a sliding fluid namely water, runs through a sliding fluid inlet 38, 39, 41 into an annular groove 44.
  • a bearing bush 46 each having three radial bores 48, sits on the shaft 18, 24, surrounded by the annular groove 44 which the lubricating fluid can reach on the outer circumference of the respective shaft 18, 24.
  • the sliding fluid is axially distributed along the shaft 18, 24, the sliding fluid flowing in the direction of the compression space 27 passing through an annular groove 50 and collecting channels 52, 54 into a sliding fluid collecting space 57.
  • the sliding fluid is injected into the compression chamber 27 via two bores 56, 58.
  • the sliding fluid flows along the bearing bush 46 in both axial directions, namely in the direction of a sliding fluid outlet 60 and in the direction of the sliding bearing disk 22.
  • the sliding fluid runs through an axial shaft bore 62 and three radial bores 64 of the shaft 24 arranged at 120 ° to one another to the shaft circumference or to the bearing sleeve 47. From there, the sliding fluid runs in the direction of the shaft circumference Compression room 27.
  • the main rotor 14 has an axial bearing 15 which is designed as a plain bearing.
  • the one axial bearing part of the axial bearing 15 is formed by the slide bearing disk 22, which is arranged on the end face of the screw rotor 20 and axially closes it.
  • the other axial bearing part is formed by an annular disk-like running surface 66 of the housing 12.
  • the annular disk-like running surfaces 66, 68 of the slide bearing disk 22 and of the housing 12 together form a slide bearing which supports the screw rotor 20 of the main rotor 18 directly on the housing 12.
  • the sliding fluid for the axial bearing 15 is fed via an inlet 70 to an annular groove 72 in the main rotor shaft 18, which extends axially as far as the sliding bearing disk 22.
  • the sliding fluid is supplied at a pressure of approximately 10 bar, which corresponds approximately to the gas pressure of the compressed gas.
  • the plain bearing disc 22 has a plurality of radially and arcuately outwardly tapering grooves 23, through which the centrifugal forces which arise when the main rotor 14 rotates, cause the sliding fluid to come out.
  • the sliding fluid emerges from the grooves 23 of the sliding bearing disk 22 and forms a fluid film between the running surfaces 66, 68 of the axial bearing 15, which ensures the sliding bearing.
  • the sliding fluid continues to flow outwards and finally reaches the compression space 27.
  • the secondary rotor 16 meshes with the teeth 25 of its screw rotor 26 with the teeth 21 of the screw rotor 20 of the main rotor 14. Axial forces of the secondary rotor 16 are transmitted to the teeth 21 of the main rotor 14 via the tooth flanks of the teeth 21 and 25.
  • a fluid space 76 is enclosed by a cover 78 of the housing 12, into which the sliding fluid for the radial bearing 34 is introduced through the inlet 40.
  • the sliding fluid acts on the end face 74 of the shaft 24 and thereby generates a force on the secondary rotor 16 in the axial direction, which counteracts the axial force acting on the secondary rotor 16 due to the gas pressure generation.
  • This arrangement thus acts as a pneumatic clamping device, which axially cushions the secondary rotor 16, but does not have a stop for fixing the secondary rotor 16 in a specific axial position.
  • FIG. 3 shows a second embodiment of a slide bearing disk 22 ', in which the slide fluid grooves 84 are arranged in a T-shape.
  • the vertical groove 85 is arranged radially and the horizontal groove tangentially.
  • FIG. 4 shows a further embodiment of the main rotor 14 ′′, in which, however, no slide bearing washer is provided, but rather the end face 88 of the teeth 25 serves as a slide bearing surface.
  • grooves 89 arranged in an arc-like manner in the end face 88 are also provided intended.
  • FIG. 5 shows a main rotor 90, which essentially consists of two parts: the shaft 92, which is made in one piece with the screw rotor 94, for example from a composite material or metal, and the slide bearing disk 22 ', which is made from a material good sliding properties.
  • the plain bearing disc 22 has four axial driver pins 95 which fit into corresponding bores in the screw rotor 94.
  • the slide bearing disk 22 ' is pushed onto the shaft 92 and the driving pin 95 is inserted into the corresponding openings in the screw rotor 94.
  • the plain bearing disc 22 ' is then screwed to the screw rotor 94.
  • the plain bearing disc can first be manufactured separately and then cast in when the main rotor 90 is cast.
  • FIG. 7 shows the main rotor 14 of FIG. 1.
  • FIG. 8 shows a main rotor in which a radial bearing race 102 is applied to the shaft 18 on both sides of the screw rotor 26, which has better sliding properties than the shaft material and can consist of so-called super sliding materials.

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Description

Schraubenverdichter
Die Erfindung betrifft einen Schraubenverdichter mit einem Gehäuse, in dem ein Hauptläufer und ein Nebenläufer angeordnet sind, die jeweils eine Welle und einen Schraubenrotor aufweisen.
Schraubenverdichter werden verwendet, um einen gasförmigen Stoff, beispielsweise Luft, zu verdichten und als Druckgas zur Verfügung zu stellen. Aus DE-A-42 27 332 ist ein Schraubenverdichter bekannt, bei dem ein durch einen Motor angetriebener Hauptlaufer einen Nebenläufer antreibt. Die Wellen des Haupt- und Nebenläufers sind an beiden Enden jeweils durch Rollenlager radial gelagert. Darüberhinaus sind die Wellen beider Läufer an jeweils einem Ende durch mehrere Kugellager axial gelagert. Diese Axiallager tragen die durch die Gasverdichtung zwischen den Schraubenrotoren auftretenden Kräfte in axialer Richtung des Haupt- und Nebenläu- fers. Die Wälzlager entwickeln im Betrieb Wärme, die zu einer inhomogenen Wärmeverteilung und damit zu Spannungen in der Welle führen. Aus DD-PS 84 891 und US-A- 38 11 805 sind Verdichter bekannt, bei denen Haupt- und Nebenläufer jeweils Axiallager aufweisen, die als Gleitlager ausgebildet sind und daher weniger Wärme erzeugen. In US 32 75 226 ist ein Schraubenverdichter dargestellt, bei dem Haupt- und Nebenrotor axial durch Wälzlager abgestützt sind, wobei der Hauptrotor zusätzlich durch eine Scheibe axial gelagert ist. Durch die vielen Lager für den Haupt- und Nebenläufer sind die Konstruktionen der bekannten Schraubenverdichter aufwendig und ihre Herstellung dadurch kostspielig.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Lagerung des Haupt- und Nebenläufers in einem Schraubenverdichter zu vereinfachen und zu verbessern.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Bei dem erfindungsgemäßen Schraubenverdichter ist der Nebenläufer axial an dem Hauptläufer abgestützt. Nur der Hauptläufer weist ein Axiallagerteil auf, das an einem Axiallagerteil des Gehäuses abgestützt ist. Der Nebenläufer ist also nur noch durch Radiallager direkt an dem Gehäuse abgestützt. Der Nebenläufer ist jedoch nicht mehr durch ein eigenes Axiallager direkt an dem Gehäuse abgestützt . Die axialen Kräfte des Nebenläufers werden durch seinen Schraubenrotor auf den Schraubenrotor des Hauptläufers übertragen. Das Axiallager des Hauptläufers, gebildet von den Axiallagerteilen des Hauptläufers und des Gehäuses, nimmt also alle axialen Kräfte des Hauptläufers und des Nebenläufers auf. Durch den Wegfall des Axiallagers zwischen Nebenläufer und Gehäuse ist der Gesamtaufwand für die Lagerung des Haupt- und Nebenläufers um mindestens ein (Axial- ) Lager verringert .
Ein an dem Gehäuse abgestütztes Axiallager ist nur noch für den Hauptlaufer vorgesehen, auf das ohnehin der größte Teil der bei der Gaskompression auftretenden Axialkräfte wirkt. Der Nebenläufer, auf den erheblich geringere axiale Kräfte durch die Gaskompression einwirken, ist über die Zahnflanken seines Schraubenrotors an dem Schraubenrotor des Hauptläufers abgestützt.
Sinnvollerweise weist der Hauptläufer das einzige Axiallager auf, 'da auf den Hauptläufer größere axiale Kräfte wirken als auf den Nebenläufer. Bei dieser Konfiguration müssen nur die relativ geringen Axialkräfte des Nebenläufers über die Schraubenrotorzähne auf den Hauptläufer übertragen werden. Grundsätzlich kann jedoch auch der Nebenläufer mit einem Axiallager axial an dem Gehäuse abgestützt sein, während der Hauptläufer über die Schraubenrotoren an dem Nebenläufer axial abgestützt ist und kein eigenes Axiallager mit dem Gehäuse aufweist.
In einer bevorzugten Ausgestaltung ist das von den Axiallagerteilen gebildete Axiallager ein Gleitlager. Auch die Radiallager können als Gleitlager ausgebildet sein. Das Axial-Gleitlager ist konstruktiv einfacher als Wälzlager und erleichtert dadurch eine preiswertere Herstellung des Schraubenverdichters . Gleitlager haben ferner den Vorteil, keine nennenswerte Wärme zu erzeugen, so daß die Läuferwellen auch bei hohen Drehzahlen spannungsfrei bleiben. Das Gleitlager kann mit dem gleichen Medium geschmiert werden, das auch als Schmier- und Dichtmittel in dem Verdichterraum des Schraubenverdichters verwendet wird. Als Gleit-, Schmier- und Dichtfluid können Öl oder Wasser dienen. Als Gleitlagerfluid kann jedoch auch Luft eingesetzt werden .
Bei einem Riemenantrieb des Hauptläufers wird an der Antriebsseite vorzugsweise ein Wälzlager als Radiallager eingesetzt, da Gleitlager zur Aufnahme extrem hoher radialer Belastungen nicht geeignet sind.
In einer bevorzugten Ausgestaltung ist der Nebenläufer ausschließlich über die kämmenden Zähne der Schraubenrotoren axial an dem Hauptläufer abgestützt . Die Zähne der Schraubenrotoren können derart ausgebildet sein, daß an dem Nebenläufer nur sehr geringe oder gar keine axiale Kräfte auftreten, so daß diese geringen axialen Kräfte des Nebenläufers problemlos über die Schraubenrotor-Zähne auf den Hauptläufer übertragen werden können. Eine weitere Vorrichtung zur Übertragung der Axialkräfte von dem Nebenläufer auf den Hauptlaufer entfällt.
Vorzugsweise weist der Nebenläufer eine axiale Spannvorrichtung auf, die den Nebenläufer axial vorspannt. Die axiale Spannvorrichtung weist keinen Anschlag auf, an den der Nebenläufer abgestützt werden könnte, sondern beaufschlagt den Nebenläufer, vorzugsweise die Nebenläuferwelle, mit einer konstanten Vorspannungs- kraft, die ungefähr der zu erwartenden axialen Belastung des Nebenläufers durch die Gaskompression entspricht. Die Spannvorrichtung kompensiert also ungefähr die an dem Nebenläufer auftretenden axialen Kräfte, so daß nur sehr geringe oder gar keine Axialkräfte von dem Nebenläufer auf den Hauptlaufer übertragen werden müssen. In einer bevorzugten Ausgestaltung ist die axiale Spannvorrichtung eine hydraulische Spannvorrichtung, die auf die Welle oder den Schraubenrotor des Nebenläufers wirkt. Die Spannvorrichtung kann aber auch mit Luft gespeist sein.
Vorzugsweise ist das Axiallagerteil des Hauptläufers an dem Schraubenrotor des Hauptläufers angeordnet . Nicht die Welle des Hauptläufers, sondern der Schraubenrotor des Hauptläufers wird an dem Gehäuse abgestützt. Der Schraubenrotor, an dem die axialen Kräfte durch die Druckerzeugung sowie die von dem Nebenläufer übertragenen axialen Kräfte auftreten, wird also direkt an dem Gehäuse gelagert, so daß die axialen Kräfte ohne eine Übertragung durch ein weiteres Bauteil abgestützt werden. Dadurch entfällt die axiale Belastung der Welle durch die axialen Belastungskräfte des Hauptläufers, so daß die Welle weniger durch entsprechende Drehmomente und Schubkräfte beansprucht wird.
In einer bevorzugten Ausgestaltung ist das Axiallagerteil des Hauptläufers eine axiale Stirnwand des Schraubenrotors. Das Axiallagerteil des Gehäuses ist eine ringscheibenartige Lauffläche, wobei beide Axiallagerteile zusammen das Gleitlager bilden. Die Stirnwand des Hauptläufer-Schraubenrotors bildet also eine Lagerfläche, die auf der ringartigen Lauffläche des Gehäuses lagert. Bei dieser Konstruktion müssen keine lagerspezifischen Teile an dem Hauptläufer vorgesehen werden. Die Herstellung des Hauptläufers ist bei dieser Konfiguration also wenig aufwendig. In einer alternativen Ausgestaltung weist der Hauptläufer an einer axialen Stirnseite des Schraubenrotors als Axiallagerteil eine Gleitlagerscheibe auf, die mit einer Axiallagerteil-Lauffläche des Gehäuses das Gleitlager bildet. An einer Stirnseite des Hauptläuferrotors ist also eine ringartige Gleitlagerscheibe vorgesehen, die eine geschlossene radiale Lauffläche bildet.
Vorzugsweise weist die Schraubenrotor-Stirnwand bzw. die Gleitlagerscheibe im wesentlichen radial verlaufende Nuten für ein Gleitfluid auf. Durch diese Nuten kann das Gleitfluid, das in Wellennähe bzw. an der Basis des Schraubenrotors eingeleitet wird, durch die Zentripedalkräfte weiter nach außen gelangen. Auf diese Weise wird über den gesamten Radius und Umfang des Schraubenrotors ein Gleitfilm erzeugt.
In einer bevorzugten Ausgestaltung haben die Nuten einen bogenartigen Verlauf, wobei das radial äußere Ende jeder Nut der Rotordrehrichtung entgegengesetzt gebogen ist. Dadurch ergeben sich sehr gleichmäßige Gleitfluidverteilungen über den gesamten Radius und Umfang des Schraubenrotors.
Vorzugsweise haben die Nuten einen T-förmigen Verlauf, wobei der senkrechte Teil radial und der waagerechte Teil tangential in Umfangsrichtung verlaufend angeordnet sind. Die T-förmigen Nuten ermöglichen eine gute Gleitlagerschmierung in beiden Laufrichtungen des Hauptläufers.
In einer bevorzugten Ausgestaltung liegt eine Stirnfläche des Nebenläufer-Schraubenrotors axial abstützend an der Gleitlagerscheibe des Hauptläufers an. Die Stirnfläche der Rotorzähne des Nebenläufers schlagen also an der rotorseitigen Seite der Gleitlagerscheibe an. Dadurch ist mit einfachen Mitteln eine axiale Lagerung des Nebenläufers realisiert, durch die auch größere Axialkräfte übertragen werden können.
In einer bevorzugten Ausgestaltung sind der Schraubenrotor, die Welle und die Gleitlagerscheibe des Haupt- läufers einstückig miteinander ausgebildet. Der Haupt- laufer kann aus einem Verbundwerkstoff durch Gießen, Spritzen u.a. in einer Negativform hergestellt sein.
Alternativ kann die Gleitlagerscheibe separat ausgebildet und mit der Welle und/oder dem Schraubenrotor des Hauptläufers vergossen, verschraubt oder auf andere Weise befestigt sein. Bei dieser getrennten Herstellung der Gleitlagerscheibe und des Hauptläufers können verschiedene Materialien für Welle, Rotor und Gleitlagerscheibe gewählt werden, die den jeweiligen physikalischen Anforderungen des jeweiligen Bauteils besser angepaßt werden können. Der Schraubenrotor kann beispielsweise auf herkömmliche Weise, beispielsweise aus Verbundwerkstoff, gefräst werden und die Metall-Gleitlagerscheibe anschließend mit dem Schraubenrotor verschraubt werden.
Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung wird auf die Welle des Haupt- bzw. des Nebenläufers eine spezielle Radiallager-Laufschicht aufgebracht. Der Hauptläufer kann beispielsweise einstückig hergestellt sein, und auf die Welle anschließend ein Supergleitwerkstoff für das Radiallager aufgetragen werden. Im folgenden werden unter Bezugnahme auf die Abbildungen Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert .
Es zeigen:
Fig. 1 einen Schraubenverdichter mit einem Hauptläufer mit einem axialen Gleitlager und einem Nebenläufer, der an dem Hauptläufer axial abgestützt ist,
Fig. 2 eine erste Ausfuhrungsform des Axiallagerteils des Hauptläufers,
Fig. 3 eine zweite Ausfuhrungsform eines Axiallagerteils des Hauptläufers,
Fig. 4 eine dritte Ausfuhrungsform eines Axiallagerteils des Hauptläufers,
Fig. 5 eine erste Ausfuhrungsform eines Hauptläufers mit einer separaten Gleitlagerscheibe,
Fig. 6 der Hauptläufer und die montierte Gleitlagerscheibe der Fig. 5,
Fig. 7 eine zweite Ausfuhrungsform des Hauptläufers, der einstückig ausgebildet ist, und
Fig. 8 eine dritte Ausfuhrungsform eines Hauptläufers, auf dessen Welle eine Radiallager-LaufSchicht aufgebracht ist . In Fig. 1 ist ein Schraubenverdichter 10 dargestellt, der der Erzeugung eines ölfreien Druckgases, beispielsweise Luft dient. Der Schraubenverdichter 10. besteht aus einem Gehäuse 12, in dem achsparallel zueinander ein Hauptläufer 14 und ein Nebenläufer 16 angeordnet sind. Der Hauptläufer 14 besteht im wesentlichen aus einer Welle 18, einem Schraubenrotor 20 und einer Gleitlagerscheibe 22, die als Axiallagerteil des Hauptläufers 14 dient. Der Nebenläufer 16 besteht seinerseits im wesentlichen aus einer Welle 24 und dem Schraubenrotor 26. Sowohl die Welle 24 als auch der Schraubenrotor 26 des Nebenläufers sind im Durchmesser jeweils kleiner als die Welle 18 und der Schraubenrotor 20 des Hauptläufers 14. Sowohl der Hauptläufer 14 als auch der Nebenläufer 16 sind einstückig aus einem Verbundwerkstoff hergestellt .
Der Hauptläufer 14 ist über einen Wellenansatz 28, der aus dem Gehäuse 12 herausgeführt ist, antreibbar. Dieser Antrieb erfolgt vorzugsweise direkt über einen axial mit der Hauptläufer-Längsachse ausgerichteten Elektromotor.
Zur Aufnahme der radialen Kräfte, die auf den Hauptläufer 14 wirken, ist die Hauptläufer-Welle 18 mit zwei Radiallagern 30,32 in dem Gehäuse 12 gelagert. Auch der Nebenläufer 16 ist mit zwei Radiallagern 34,36 in dem Gehäuse 12 gelagert. Alle Radiallager 30,32,34,36 sind als Gleitlager ausgebildet. Der von dem Gehäuse 12 umschlossene Raum, in dem der Hauptläufer-Schraubenrotor 20 und der Nebenläufer-Schraubenrotor 26 angeordnet sind, ist der Verdichtungsraum 27 des Schraubenverdichters 10, in dem das Gas verdichtet wird. Das Gehäuse 12 weist an der Seite des Wellenansatzes 28 eine nicht dargestellte Gasöffnung auf, in die das zu komprimierende Gas in den Verdichtungsraum 27 einströmen kann. In den durch die Zähne 21,25 der Schraubenrotoren 20,26 gebildeten Räume wird das Gas in dem Verdichtungsraum 27 komprimiert und am gegenüberliegenden axialen Ende des Verdichtungsraums 27 durch eine nicht dargestellte Gehäuseöffnung komprimiert ausgelassen. Diese Auslaßseite des Schraubenverdichters bzw. des Haupt- und Nebenläufers 14,16 wird als Druckseite bezeichnet.
Die Radiallager 30, 32 und 36 sind prinzipiell alle gleich aufgebaut. Über ein Gleitfluid-Zulauf 38,39,41 läuft ein Gleitfluid, nämlich Wasser, in eine Ringnut 44. Auf der Welle 18,24 sitzt, jeweils von der Ringnut 44 umgeben, eine Lagerbüchse 46, die jeweils drei radiale Bohrungen 48 aufweist, durch die das Gleitfluid auf den Außenumfang der jeweiligen Welle 18,24 gelangen kann.
Bei den beiden druckseitigen Radiallagern 32,36 wird das Gleitfluid entlang der Welle 18,24 axial verteilt, wobei das in Richtung Verdichtungsraum 27 fließende Gleitfluid über eine Ringnut 50 und Sammelkanäle 52,54 in einen Gleitfluidsammelraum 57 gelangt. Über zwei Bohrungen 56,58 wird das Gleitfluid in den Verdichtungsraum 27 eingespritzt.
Bei dem antriebsseitigen Radiallager 30 des Hauptläufers 14 fließt das Gleitfluid entlang der Lagerbüchse 46 in beide axiale Richtungen, nämlich in Richtung eines Gleitfluidablaufes 60 und in Richtung der Gleitlagerscheibe 22. Bei dem der Druckseite abgewandten Radiallager 34 des Nebenläufers 16 läuft das Gleitfluid durch eine axiale Wellenbohrung 62 und drei in 120° zueinander angeordnete radiale Bohrungen 64 der Welle 24 zum Wellenumfang bzw. zu der Lagerbüchse 47. Von dort läuft das Gleitfluid auf dem Wellenumfang in Richtung Verdichtungsraum 27.
Der Hauptläufer 14 weist ein Axiallager 15 auf, das als Gleitlager ausgebildet ist. Das eine Axiallagerteil des Axiallagers 15 wird von der Gleitlagerscheibe 22 gebildet, die an der Stirnseite des Schraubenrotors 20 angeordnet ist und diesen axial abschließt. Das andere Axiallagerteil wird von einer ringscheibenartigen Lauffläche 66 des Gehäuses 12 gebildet. Die ringscheibenartigen Laufflächen 66,68 der Gleitlagerscheibe 22 und des Gehäuses 12 bilden zusammen ein Gleitlager, das den Schraubenrotor 20 des Hauptläufers 18 direkt an dem Gehäuse 12 abstützt.
Das Gleitfluid für das Axiallager 15 wird über einen Zulauf 70 einer Ringnut 72 der Hauptläuferwelle 18 zugeführt, die sich bis zur Gleitlagerscheibe 22 axial erstreckt. Das Gleitfluid wird mit einem Druck von ungefähr 10 bar zugeführt, der ungefähr dem Gasdruck des komprimierten Gases entspricht .
Wie in Fig. 2 dargestellt, weist die Gleitlagerscheibe 22- mehrere radial und bogenartig nach außen verlaufende, spitz zulaufende Nuten 23 auf, durch die aufgrund der bei Rotation des Hauptläufers 14 auftretenden Zen- tripedalkräfte das Gleitfluid nach außen gelangt. Das Gleitfluid tritt aus den Nuten 23 der Gleitlagerscheibe 22 heraus und bildet zwischen den Laufflächen 66,68 des Axiallagers 15 einen Fluidfilm, der für die gleitende Lagerung sorgt. Das Gleitfluid fließt weiter nach außen und gelangt schließlich in den Verdichtungs- raum 27.
Der Nebenläufer 16 ist mit den Zähnen 25 seines Schraubenrotors 26 mit den Zähnen 21 des Schraubenrotors 20 des Hauptläufers 14 kämmend in Eingriff . Über die Zahnflanken der Zähne 21 und 25 werden axiale Kräfte des Nebenläufers 16 auf die Zähne 21 des Hauptläufers 14 übertragen.
Im Bereich der Stirnseite 74 der Welle 24 des Nebenläufers 16 wird ein Fluidraum 76 von einem Deckel 78 des Gehäuses 12 umschlossen, in den das Gleitfluid für das Radiallager 34 durch den Zulauf 40 eingeführt wird. Das Gleitfluid wirkt mit seinem Fluiddruck von ungefähr 10 bar auf die Stirnfläche 74 der Welle 24 und erzeugt dadurch in axialer Richtung eine Kraft auf den Nebenläufer 16, die der auf den Nebenläufer 16 durch die Gasdruckerzeugung wirkenden Axialkraft entgegenwirkt . Diese Anordnung wirkt also als pneumatische Spannvorrichtung, die den Nebenläufer 16 axial abfedert, jedoch keinen Anschlag zum Fixieren des Nebenläufers 16 in einer bestimmten axialen Position aufweist.
Neben der axialen Spannvorrichtung 80 und der axialen Abstützung des Nebenläufers über die Schraubenrotoren 20,26 wird der Nebenläufer außerdem von der Rückseite 82 der Gleitlagerscheibe 22 abgestützt, an die sich Stirnseiten 83 der Zähne 25 des Nebenläufer-Schraubenrotors 26 abstützen. In Fig. 3 ist eine zweite Ausfuhrungsform einer Gleitlagerscheibe 22' dargestellt, in der die Gleitfluid- Nuten 84 T-förmig verlaufend angeordnet sind. Dabei ist die senkrechte Nut 85 radial und die waagerechte Nut tangential angeordnet . Bei dieser Ausgestaltung der Nuten 84 kann der Hauptläufer 14' in beiden Drehrrich- tungen betrieben werden, wobei in beiden Drehrichtungen eine ausreichende Gleitschmierung gewährleistet ist.
In Fig. 4 ist eine weitere Ausführungsform des Haupt- läufers 14" dargestellt, bei dem jedoch keine Gleitlagerscheibe vorgesehen ist, sondern die Stirnseite 88 der Zähne 25 als Gleitlagerfläche dient. Zur besseren Verteilung des Gleitfluids sind auch in der Stirnfläche 88 bogenartig angeordnete Nuten 89 vorgesehen.
In der Fig. 5 ist ein Hauptläufer 90 dargestellt, der im wesentlichen aus zwei Teilen besteht: Der Welle 92, die einstückig mit dem Schraubenrotor 94 hergestellt ist, beispielsweise aus einem Verbundwerkstoff oder Metall, und der Gleitlagerscheibe 22', die aus einem Material mit guten Gleiteigenschaften hergestellt ist. Die Gleitlagerscheibe 22 weist vier axiale Mitnehmerzapfen 95 auf, die in entsprechende Bohrungen des Schraubenrotors 94 passen.
Wie in Fig. 6 dargestellt, wird die Gleitlagerscheibe 22' auf die Welle 92 aufgeschoben und die Mitnahmezapfen 95 in die entsprechenden Öffnungen des Schraubenrotors 94 eingesteckt. Die Gleitlagerscheibe 22' wird dann mit dem Schraubenrotor 94 verschraubt . Alternativ kann die Gleitlagerscheibe zunächst getrennt hergestellt und anschließend beim Gießen des Hauptläufers 90 miteingegossen werden.
Fig. 7 zeigt den Hauptläufer 14 der Fig. 1.
In Fig. 8 ist ein Hauptläufer dargestellt, bei dem auf die Welle 18 zu beiden Seiten des Schraubenrotors 26 jeweils eine Radiallagerlaufschicht 102 aufgebracht ist, die bessere Gleiteigenschaften als das Wellenmaterial hat, und aus sog. Supergleitwerkstoffen bestehen kann .

Claims

PATENTANSPRUCHE
1. Schraubenverdichter mit einem Gehäuse (12), in dem ein Hauptläufer (14) und ein Nebenläufer (16) angeordnet sind, die jeweils eine Welle (18,24) und einen Schraubenrotor (20,26) aufweisen,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t ,
daß der Nebenläufer (16) axial an dem Hauptläufer (14) abgestützt ist, und
daß nur der Hauptläufer (14) ein rotierendes Axiallagerteil (22) aufweist, das an einem feststehenden Axiallagerteil (66) des Gehäuses (12) abgestützt ist .
2. Schraubenverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das von den Axiallagerteilen
(22,66) gebildete Axiallager (15) ein Gleitlager ist .
3. Schraubenverdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Nebenläufer (16) ausschließlich über die kämmenden Zähne (21,25) der Schraubenrotoren (20,26) axial an dem Haupt- laufer (14) abgestützt ist.
4. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-3, dadurch gekennzeichnet, daß eine axiale Spannvorrichtung (80) vorgesehen ist, die den Nebenläufer
(16) zur Auslaßseite hin axial vorspannt.
Schraubenverdichter nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Spannvorrichtung (80) eine hydraulische Spannvorrichtung ist, die auf die Welle (24) oder den Schraubenrotor (26) des Nebenläufers (16) wirkt.
Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-5, dadurch gekennzeichnet, daß das Axiallagerteil
(22) des Hauptläufers (14) an dem Schraubenrotor
(20) angeordnet ist.
Schraubenverdichter nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß als Axiallagerteil des Hauptläufers (14") eine axiale Stirnwand (88) des Schraubenrotors (20') vorgesehen ist und als Axiallagerteil des Gehäuses (12) eine ringartige Lauffläche (66) vorgesehen ist, wobei beide Axiallagerteile das Gleitlager (88,66) bilden.
Schraubenverdichter nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptläufer (14) an der saugseitigen axialen Stirnseite des Schraubenrotors (20) als Axiallagerteil eine Gleitlagerscheibe (22) aufweist, die mit einer Axiallagerteil-Lauffläche (66) des Gehäuses (12) das Gleitlager bildet .
Schraubenverdichter nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Schraubenrotor- Stirnwand (88) bzw. die Gleitlagerscheibe (22) im wesentlichen radial verlaufende Nuten (23,89) für ein Gleitfluid aufweist.
10. Schraubenverdichter nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Nuten (23,89) einen bogenar- tigen Verlauf haben.
11. Schraubenverdichter nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Nuten (84) einen T-förmigen Verlauf haben.
12. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-11, dadurch gekennzeichnet, daß eine Stirnfläche des
Nebenläufer-Schraubenrotors (26) axial abstützend an der Gleitlagerscheibe (22) des Hauptläufers
(14) anliegt.
13. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-12, dadurch gekennzeichnet, daß der Schraubenrotor
(20) , die Welle (18) und die Gleitlagerscheibe (22) des Hauptläufers (14) einstückig miteinander ausgebildet sind.
14. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-12, dadurch gekennzeichnet, daß die Gleitlagerscheibe (22') mit der Welle (92) oder dem Schraubenrotor (94) des Hauptläufers (90) vergossen, verschraubt oder auf andere Weise verbunden ist .
15. Schraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1-14, dadurch gekennzeichnet, daß auf die Welle (18) des Haupt- und/oder Nebenläufers (14,16) eine Radiallager-LaufSchicht (102) aufgebracht ist.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2431613A3 (de) * 2010-09-17 2016-04-06 Pfeiffer Vacuum GmbH Wellendichtung für eine Vakuumpumpe

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6086345A (en) * 1999-02-05 2000-07-11 Eaton Corporation Two-piece balance plate for gerotor motor
BE1014043A3 (nl) 2001-03-07 2003-03-04 Atlas Copco Airpower Nv Watergeinjecteerd schroefcompressorelement.
US7682084B2 (en) * 2003-07-18 2010-03-23 Kobe Steel, Ltd. Bearing and screw compressor
US7726115B2 (en) * 2006-02-02 2010-06-01 General Electric Company Axial flow positive displacement worm compressor
JP4387402B2 (ja) * 2006-12-22 2009-12-16 株式会社神戸製鋼所 軸受及び液冷式スクリュ圧縮機
BE1018158A5 (nl) * 2008-05-26 2010-06-01 Atlas Copco Airpower Nv Vloeistofgeinjecteerd schroefcompressorelement.
DE102013020535A1 (de) * 2013-12-12 2015-06-18 Gea Refrigeration Germany Gmbh Verdichter
WO2015143141A1 (en) * 2014-03-21 2015-09-24 Imo Industries, Inc. Gear pump with end plates or bearings having spiral grooves
CN104165139B (zh) * 2014-08-03 2016-04-20 浙江大学 啮合齿轮泵用滑动轴承自循环冷却油润滑系统
US20160208801A1 (en) * 2015-01-20 2016-07-21 Ingersoll-Rand Company High Pressure, Single Stage Rotor
CN107503840A (zh) * 2017-08-14 2017-12-22 于临涛 旋转发动机及气体压缩机改进
CN108757450B (zh) * 2018-05-14 2020-04-28 西安交通大学 一种采用滑动轴承的螺杆压缩机
JP7037448B2 (ja) * 2018-07-20 2022-03-16 株式会社日立産機システム スクリュー圧縮機本体
JP7049473B2 (ja) 2018-09-11 2022-04-06 株式会社日立産機システム スクリュー圧縮機
CN109931261A (zh) * 2019-02-01 2019-06-25 宁波鲍斯能源装备股份有限公司 水润滑螺杆压缩机
CN112610607A (zh) * 2020-12-21 2021-04-06 英诺伟特（昆山）能源机械有限公司 一种无油水润滑轴承
CN113898582B (zh) * 2021-11-17 2023-12-22 宝风压缩机科技(宁波)有限公司 一种改进型螺杆空气压缩机
CN114985681B (zh) * 2022-06-21 2023-11-14 冰轮环境技术股份有限公司 一种螺旋转子铸造方法及加工装置

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE227197C (de) *
DE84891C (de)
FR789211A (fr) * 1935-04-24 1935-10-25 Cfcmug Moteur ou compresseur volumétrique rotatif
US2111883A (en) * 1936-04-17 1938-03-22 Burghauser Franz Pump
US2871794A (en) * 1953-06-01 1959-02-03 Roper Ind Inc Gear pump or fluid motor
SE317154B (de) * 1959-01-15 1969-11-10 Svenska Rotor Maskiner Ab
US3275226A (en) * 1965-02-23 1966-09-27 Joseph E Whitfield Thrust balancing and entrapment control means for screw type compressors and similardevices
US3811805A (en) * 1972-05-16 1974-05-21 Dunham Bush Inc Hydrodynamic thrust bearing arrangement for rotary screw compressor
SE422348B (sv) * 1977-10-24 1982-03-01 Stal Refrigeration Ab Anordning vid en kompressor av rotationstyp for att fixera en rotoraxel i axiell led
DE3015551C2 (de) * 1980-04-23 1986-10-23 Mannesmann Rexroth GmbH, 8770 Lohr Kreiskolbenmaschine
US4730995A (en) * 1986-09-25 1988-03-15 American Standard Inc. Screw compressor bearing arrangement with positive stop to accommodate thrust reversal
SE465527B (sv) * 1990-02-09 1991-09-23 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvrotormaskin med organ foer axialbalansering
US5211026A (en) * 1991-08-19 1993-05-18 American Standard Inc. Combination lift piston/axial port unloader arrangement for a screw compresser
US5466137A (en) * 1994-09-15 1995-11-14 Eaton Corporation Roller gerotor device and pressure balancing arrangement therefor

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO9918355A1 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2431613A3 (de) * 2010-09-17 2016-04-06 Pfeiffer Vacuum GmbH Wellendichtung für eine Vakuumpumpe

Also Published As

Publication number Publication date
EP1019633B1 (de) 2003-01-15
AU1226599A (en) 1999-04-27
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WO1999018355A1 (de) 1999-04-15
ATE231220T1 (de) 2003-02-15
JP2001519503A (ja) 2001-10-23
AU743902B2 (en) 2002-02-07
CN1274410A (zh) 2000-11-22
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ES2191976T3 (es) 2003-09-16
DE19744466C2 (de) 1999-08-19
DE19744466A1 (de) 1999-04-22
RU2212564C2 (ru) 2003-09-20
US6312239B1 (en) 2001-11-06

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