EP2847467B1 - Spindelverdichter - Google Patents

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EP2847467B1
EP2847467B1 EP13723059.5A EP13723059A EP2847467B1 EP 2847467 B1 EP2847467 B1 EP 2847467B1 EP 13723059 A EP13723059 A EP 13723059A EP 2847467 B1 EP2847467 B1 EP 2847467B1
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EP
European Patent Office
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rotor
spindle
compressor according
toothed
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Ralf Steffens
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Publication of EP2847467B1 publication Critical patent/EP2847467B1/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
    • F04C18/08—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
    • F04C18/082—Details specially related to intermeshing engagement type pumps
    • F04C18/084—Toothed wheels
    • 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
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    • 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
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    • 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
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • Drying compressors are gaining in importance in industrial compressor technology, because increasing obligations in environmental regulations and rising operating and disposal costs and increased demands on the purity of the medium, the known wet-running compressors, such as liquid ring machines, rotary vane pumps and oil or water-injected screw compressors, increasingly replaced by dry compacting machines.
  • dry-compacting spindle machines can be used both for applications in vacuum and for overpressure, the power requirement in the overpressure is naturally significantly higher, because in the overpressure range with final pressures well above 2 bar (absolute) up to 15 bar and even higher significantly greater pressure differences to be overcome.
  • the object of the present invention is to significantly improve the efficiency and the compressibility for dry compressing 2-shaft rotary displacement machines for conveying and compressing gaseous media for applications in vacuum and in overpressure.
  • this object is achieved in that for vacuum and overpressure applications in a dry-compressing spindle compressor as 2-wave displacement machine in opposite directions from an outer, so located outside of the compressor working space, synchronization rotation angle-driven pair of rotors from a 2-toothed spindle rotor and a with a wrap angle with respect to the 2-toothed spindle rotor consists of at least 800 angular degrees, but preferably about 1160 degrees, advantageously even more than 1700 degrees, or even better over 2600 degrees and angle for particularly high pressure differences even over 3500 degrees of angle, because the higher the compressibility should be, the greater the wrap angle to choose, the spindle rotors are operated at high speed such that the average rotor head peripheral speed is a range of at least 30 m / sec, better 45 m / sec, but desirably more than 60 m / sec or better still more than 80 m / sec is achieved, because the higher the peripheral speeds, the better the efficiency of the screw compressor machine,
  • each spindle rotor is fixedly mounted on its own carrier shaft, each carrier shaft accommodating inter alia the coolant supply, the external synchronization and the bearing.
  • the outer diameter of the gear-side rotor bearing on the 2-toothed spindle rotor is made larger than the outer diameter of the synchronization gear of the 2-toothed spindle rotor, so that the 2-toothed spindle rotor completely assembled as a rotation unit and ready to be balanced.
  • the manufacture of the profile contour flanks which differ in particular in the rotor longitudinal axis direction, takes place successively by turning individual point sequence helical lines in the rotor longitudinal axis direction, which then finally produce the profile flanks.
  • the flow resistance for the leakage return flow is increased by grooving preferably all top circular arcs on both spindle rotors.
  • the spindle rotor pair of a material with higher heat conductivity, preferably aluminum alloy proposed on a steel carrier shaft, wherein the compressor housing is then preferably also an aluminum alloy.
  • the "wrap angle" on the spindle rotor is the sum of all twist angles along the spindle rotor axis between the individual cross-sectional profile contours, which result overall in the rotor longitudinal axis direction as the z-axis value progresses.
  • both endcuts are one to another according to the selected z (phi) function for that particular step of z i twisted to z i + 1 known angle phi i .
  • the wrap angle which is here referred to the 2-toothed rotor, and is referred to briefly as PHI.2 .
  • this angle of rotation is to be adjusted by the gear ratio as a factor according to the gearing law and is therefore necessarily determined at the same spindle rotor length.
  • the wrap angle is the decisive measure for the number of stages.
  • the number of completed working chambers at the spindle rotor pair between the rotor inlet side and the rotor outlet side is considered as "number of stages" .
  • the rotor length and selected z (phi) function with overall wrap angle PHI.2 should be aimed at as even an integer number of stages as possible. It is preferred the PHI.2 value is rounded up to at least the next 10th digit, ie z. From 2411 ° to 2420 °.
  • a “working chamber” is closed for the rotor pair tooth space volume, which is bounded by the surrounding compressor housing and the spindle rotor profile back flanks between the defined according to gearing law profile contour interventions, these engaging rotor pair profile edges are considered touching, so close to zero distance , Practically, however, the engaging rotor pair profile flanks have a certain, albeit minimal, distance, resulting in an internal leakage return flow.
  • the "working chamber volume on the inlet side” is the volume of the first working chamber closed on the suction side
  • the “working chamber volume on the outlet side” is corresponding to the volume of the last closed working chamber in front of the conveying gas outlet. The quotient of these two volumes represents the "internal compression ratio".
  • Values over 3 can be suitably defined as "higher internal compression ratios”.
  • the volume of a working chamber is calculated from the respective working area cross-sectional area multiplied by the stepwise working chamber extent defined by the spindle pitch in the rotor longitudinal axis direction.
  • each cut by the pair of spindle rotors perpendicular to the spindle rotor axis is such that the face cut lies in the xy plane of the right-angled Cartesian coordinate system.
  • the spindle rotor pair axes are always parallel with a constant distance, the so-called.
  • Axle distance represents an important parameter of the screw compactor machine.
  • the " external synchronization" of the two spindle rotors is required because the rotor pair operates in the compressor working space without operating fluid, ie "dry compressing" is operated, and therefore because of the high speeds rotates without contact with the least possible edge distance to each other in opposite directions.
  • the two spindle rotors are constantly driven with high, accurate in the range less minute minutes rotation angle accuracy, which is known to be carried out via external synchronization.
  • the most common version for external synchronization is via direct engaging spur gears whose rolling circles are just as large the toothed rolling circles of the respective spindle rotor conveying thread.
  • the "inlet area” can be described by the wrap angle area with which the first closed working chamber on the inlet side is formed by progressive twist angle. In the case of this spindle rotor pair according to the invention, this starts from the inlet end- cutting side starting at 720 degrees of angle plus the head arc angle ga.KB2 on the inlet side of the 2-toothed spindle rotor.
  • the term "overpressure” is defined as absolute pressures of at least 2 bar, usually 8 bar to 15 bar, but with a high number of stages, pressure values of more than 25 bar can be achieved. With non-atmospheric aspiration, these values shift accordingly.
  • the term “vacuum” or negative pressure is understood as meaning ultimate pressures as absolute pressure values of less than 50 mbar, better still less than 1 mbar and with a corresponding number of stages even below 0.01 mbar absolute versus outlet pressure, which lies in the atmospheric pressure range.
  • the mentioned “desired minimization of the temperature differences” is based on the fact that the active in the compressor working chamber core components, ie the pair of rotors in the surrounding compressor housing to work with the least possible distance from each other to the internal backflow within reasonable limits hold.
  • the differences in thermal expansion for said core components should be kept as low as possible in order to control the gap backflows to be able to.
  • the thermal expansions in addition to the material properties in the present geometry are essentially determined by the component temperatures, the temperature differences between the core components are consequently to be kept as low as possible.
  • the feature of claim 5 has the advantage that it comes at the beginning of the compression to a rapidly decreasing blow hole. This leads to a high intake volume.
  • the feature of claim 11 leads to a better heat dissipation. It is advantageous in a production and machining of the rotors by turning.
  • the feature of claim 12 leads to an improved reduction of internal leakage, the tightness is improved.
  • the feature of claim 13 leads to the improvement of the assembly as a finished rotor unit. This is especially important for the faster of the two rotors.
  • the feature of claim 14 offers a suitable manufacturing method for the rotors. It has proven to be unrealizable to produce the rotors by form cutters.
  • the feature of claim 16 leads to a good heat dissipation.
  • the feature of claim 17 leads to a resistance to leakage, the course of leakage flows is disturbed.
  • the feature of claim 18 leads to improved heat dissipation.
  • the feature of claim 19 leads to a kind of kink, this allows you to get below the Wälz Vietnamese faster.
  • the feature of claim 20 facilitates manufacturing.
  • different bypasses are created. As a result, over-compression or under-compression is effectively counteracted.
  • the diameter of the bypass bore is not greater than the head width, this avoids short circuit between the working chambers.
  • Fig. 3 and Fig. 5 are in the cross-section the profile lines, with which the working chambers are formed for transporting the pumped medium, ie (36.F) and (38) and (37.F) and (39), for the spindle rotor pair in relation to the coolant-contacted réelleab Taiwan- Lines (26) and (27) can be seen as the length of the route in the frontal section.
  • This ratio varies per spindle rotor in the rotor longitudinal direction such that at the start of compression the working chamber side lines are longer than the coolant side line lengths and the more each working chamber approaches the outlet, the larger the coolant side line lengths, while the working chamber side Decrease line lengths.
  • the spindle rotors are now to be designed, at least for overpressure applications, such that the coolant side line lengths are larger on the outlet side and thus at the end of the compression than the working chamber side line lengths.
  • the working chamber volumes formed by the pair of spindle rotors reduce according to the invention between the inlet and the outlet.
  • the quotient from the largest to the smallest working chamber volume is referred to as the "inner compression ratio" ⁇ , which initially represents a purely geometrically generated quantity.
  • ⁇ the inner compression ratio
  • each compressor now operates at the ideal operating point when the "last" working chamber has just reached the pressure through the internal compression prevailing at the outlet immediately before it is opened to the outlet.
  • the spindle rotor outer diameters are to be increased so that the head radius on the 3-toothed spindle rotor becomes larger than the pitch circle of the 3-toothed spindle rotor and is preferably cylindrical in the inlet region.
  • the outer diameter on the 3-toothed spindle rotor is designed as a course for the R.3K (z) value (31) in the rotor longitudinal axis direction such that the intersection point K 3.E of the 3z rotor cork line (43.a) with the 3z Circle (7) defines a length L dense.
  • Kink (50 • a) that is greater than half the total rotor profile length (66).
  • the two head lines (42) and (43) are constantly monotonically decreasing perform, conveniently the inclination angles are selected for the respective head lines.
  • the wrap angle relative to the 2-toothed spindle rotor is preferably over 1160 angular degrees, favorably even more than 1700 degrees, or even better over 2600 degrees, and even more than 3500 degrees for particularly high compression requirements.
  • As the average rotor head peripheral speed is advantageously a range of at least 45 m / sec better, but advantageously over 60 m / sec or even better Efficiency more than 80 m / sec.
  • Both spindle rotors have in the end section circular arc sections (36.K and 36.F, as well as 37.K and 37.F) and cycloid-shaped profile contour flanks (38 and 39).
  • tread depth is the distance between the tip circle and comparativ Vietnamese the 2-toothed spindle rotor (2) and 3-toothed spindle rotor (3).
  • a blowhole pitch is introduced between the housing intersection edge and the rotor pair engagement line.
  • the value for this blow hole pitch is advantageously about 5 to 10% of the center distance value, behaving as follows in the longitudinal axis direction:
  • this blow hole pitch is advantageously more than 5% of the center distance value.
  • this blowhole distance dimension is advantageously less than 5% of the axial distance value.
  • the necessary compressibility is achieved with correspondingly minimized internal leakage.
  • Better than 5% is 3% and even cheaper 2%.
  • the blow hole distance dimension is less than 5% of the axial distance value at least 50% of the compression length (viewed in the direction of delivery to the outlet).
  • the profile contour flanks lie completely above its pitch circle on the 2-toothed spindle rotor and the profile contour flanks on the 3-toothed rotor are completely below its pitch circle.
  • the compression length is considered to be the extent in the rotor longitudinal axis direction (usually Cartesian as the z-axis), in which the size of the working chamber volume decreases, ie the so-called “internal compression” takes place, and the discharge of the heat of compression via the rotor-cone internal cooling also takes place here.
  • the compression length makes up the majority of the total rotor length, only the suction side there is still the inlet length, where form the working chambers and the intake volumes arise.
  • the engagement line is the frame-fixed location of all engagement points of the two spindle rotors.
  • the enclosure intersection edge is the line of all intersections of the two rotor head circuits in the compressor housing. There are always two casing cutting edges facing each other.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Rotary Pumps (AREA)

Description

    Stand der Technik:
  • Trockenverdichtende Kompressoren gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutzvorschriften und steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie erhöhte Ansprüche an die Reinheit des Fördermediums werden die bekannten nasslaufenden Verdichter, wie Flüssigkeitsringmaschinen, Drehschieberpumpen und Öl- oder Wasser-eingespritzte Schraubenkompressoren, immer häufiger durch trockenverdichtende Maschinen ersetzt.
  • Zu diesen Maschinen gehören trockene Schraubenverdichter, Klauenpumpen, Membranpumpen, Kolbenpumpen, Scroll-Maschinen sowie Wälzkolbenpumpen. Diesen Maschinen ist jedoch gemeinsam, dass sie die heutigen Ansprüche hinsichtlich Zuverlässigkeit und Robustheit sowie Baugröße und Gewicht bei gleichzeitig niedrigem Preisniveau und befriedigendem Wirkungsgrad immer noch nicht erreichen.
  • Zur Verbesserung dieser Situation bieten sich die bekannten trockenverdichtenden Spindelkompressoren an, weil sie als typische 2-Wellenverdrängermaschinen ein hohes Kompressionsvermögen einfach dadurch realisieren, dass sie die nötige Mehrstufigkeit als sogen. "Fördergewinde" durch Hintereinanderschaltung mehrerer abgeschlossener Arbeitskammern über die Anzahl der Umschlingungen je Verdrängerrotor äußerst unkompliziert erreichen, ohne jedoch ein Betriebsfluid im Arbeitsraum zu benötigen. Außerdem wird durch die berührungslose Abwälzung der beiden gegensinnig drehenden Spindelrotore eine erhöhte Rotordrehzahl ermöglicht, so dass bezogen auf die Baugröße gleichzeitig Nennsaugvermögen sowie Liefergrad ansteigen. Dabei können trockenverdichtende Spindelmaschinen sowohl für Anwendungen im Vakuum als auch für Überdruck eingesetzt werden, wobei der Leistungsbedarf im Überdruck naturgemäß signifikant höher ist, weil im Überdruck-Bereich mit Enddrücken deutlich über 2 bar (absolut) bis auf 15 bar und noch höher deutlich größere Druckdifferenzen zu überwinden sind.
  • In der PCT-Schrift WO 00/12899 wird für eine trockenverdichtende Spindel-Verdrängermaschine eine einfache Rotorkühlung beschrieben, indem in eine konisch Rotorbohrung bei jedem Rotor ein Kühlmittel, vorzugsweise Öl, eingebracht wird, um einen Teil der während des Verdichtungsvorgangs entstehenden Kompressionswärme ständig abzuführen. In dem Schutzrecht PCT/EP2008/068364 wird in Fortsetzung dieses Ansatzes das Kühlmittel mit einer internen Kühlmittel-(Öl-)Pumpe des weiteren noch zur Kühlung des Pumpengehäuses verwendet, um in einem vorzugsweise gemeinsamen Kühlmittel-Kreislauf über einen separaten Wärmetauscher die aufgenommenen Wärmemengen aus der Verdichtung des Fördermediums sowie der Verlustleistungen derart abzuführen, dass die Abstands-Spielwerte zwischen dem Rotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse für alle Betriebszustände erhalten bleiben. Mit diesen Schutzrechten werden über den Wärmehaushalt der maßgeblichen Arbeitsraum-Kern-Bauteile beim Gastransport die Wärmeabführung während der Verdichtung und damit wesentlich der Wirkungsgrad sowie die Zuverlässigkeit vorteilhaft beeinflusst. Gleichwohl sind nicht nur für anspruchsvollere Anwendungen bei den Trockenläufer-Verdrängermaschinen sowohl das Kompressionsvermögen als auch die Leistungsumsetzung noch zu verbessern, denn durch innere Leckagen zwischen den einzelnen hintereinandergeschalteten Arbeitskammern zwischen Fördergas-Einlass und Fördergas-Auslass gibt es zur Zeit immer noch zu hohe Verluste. Diese Situation gilt es zu verbessern.
  • Die Druckschrift DE 10 2010 064388 beschreibt ein Spindelverdichter nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien für Anwendungen im Vakuum und im Überdruck den Wirkungsgrad und das Kompressionsvermögen signifikant zu verbessern.
  • Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass für Vakuum- und für Überdruck-Einsatzfälle bei einem trockenverdichtenden Spindelkompressor als 2-Wellenverdrängermaschine das gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen, Synchronisation drehwinkeltreu angetriebene Rotorpaar aus einem 2-zähnigen Spindelrotor und einem verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor besteht mit einem Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor von mindestens 800 Winkelgrad, vorzugsweise jedoch über 1160 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 1700 Winkelgrad oder noch besser über 2600 Winkelgrad und für besonders hohe Druckdifferenzen sogar über 3500 Winkelgrad, denn je höher das Kompressionsvermögen sein soll, desto größer ist der Umschlingungswinkel zu wählen, wobei die Spindelrotore mit hoher Drehzahl derart betrieben werden, dass als mittlere Rotorkopf-Umfangsgeschwindigkeit ein Bereich von mindestens 30 m/sec, besser 45 m/sec, günstigerweise jedoch über 60 m/sec oder noch besser mehr als 80 m/sec erreicht wird, denn je höher die Umfangsgeschwindigkeiten sind, desto besser wird der Wirkungsgrad der Spindelverdichtermaschine, wobei beide Spindelrotore zykloidenförmige Profilkonturflanken aufweisen, die bei dem 2-zähnigen Rotor vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises und konvex, also bauchig erhaben, gestaltet sind und beim 3-zähnigen Rotor vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises und konkav, also hohl, ausgeführt sind, wobei die Stirnschnitte jedes Spindelrotors vorzugsweise symmetrisch gestaltet sind, so dass in jedem Stirnschnitt der Flächenschwerpunkt auf den Rotor-Drehpunkt zu liegen kommt, wobei als sogenanntes inneres Verdichtungsverhältnis das Arbeitskammer-Volumen auf der Einlass-Seite größer als das Arbeitskammer-Volumen auf der Auslass-Seite ist, was erreicht wird, indem am Spindelrotorpaar entweder der Einlass-seitige Stirnschnitt eine größere Arbeitsraum-Querschnittsfläche aufweist als der Auslass-seitige Stirnschnitt-Querschnitt, was an mindestens einem, vorzugsweise jedoch an beiden Spindelrotoren in Rotorlängsachsrichtung durch gezielte Verkürzung der Kopfkreis-Radien mit entsprechender Erhöhung der jeweils eingreifenden Fußkreis-Radien erreicht wird, oder die Spindelsteigung am Rotorpaar nimmt in Rotorlängsachsrichtung derart ab, dass die Steigung am Einlass größer als am Auslass ist, wobei für höhere innere Verdichtungsverhältnisse, also etwa über 3-fach, die Minderung der StirnschnittQuerschnittsflächen mit der Steigungs-Reduzierung kombiniert wird, wobei die Querschnitts-Änderungen in Rotorlängsachsrichtung vorzugsweise derart ausgeführt werden, dass die Rotor-Außen-Durchmesser eine kegelige Form ergeben mit mindestens einem konstanten Winkelkegelwert je Spindelrotor, wobei im Einlass-Bereich vorzugsweise ein zylindrischer Bereich mit konstantem Durchmesser-Wert je Spindelrotor vorzusehen ist, wobei im Einlass-Bereich die Profilkonturflanken vorzugsweise derart ausgeführt werden, dass am 3-zähnigen Spindelrotor die Profilkonturflanken auch oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises vorzugsweise zykloidenförmig verlängert werden, wodurch die Profilkonturflanken am 2-zähnigen Rotor gemäß Verzahnungsgesetz auch unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises zu verlängern sind, und außerdem vorzugsweise die Spindelrotore mit einer Rotorinnen-Fluidkühlung ausgeführt werden und das Verdichtergehäuse ebenfalls eine Fluid-Kühlung zur Wärmeabführung aufweist, wobei das Kühlmittel sowohl für das Rotorpaar als auch für das Verdichtergehäuse vorzugsweise in einem gemeinsamen Kühlkreislauf verwendet wird, wobei in Rotorlängsachsrichtung die Spindelrotor-Auslegungs-Parameter wie Kopfprofil-Teilungswinkel und Kopfkreis-Radien je Rotor derart ausgeführt werden, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Spindelrotor um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor-Temperatur vom 3-zähnigen Spindelrotor abweicht, was bei der Rotor-Parameter-Auslegung erreicht wird, indem thermodynamisch je Rotor die Wärmebilanz über die Wärme-aufnehmenden Gas-seitigen Oberflächen, die WärmeLeitung im Material und die Wärme-abführenden Kühlmittel-berührten Rotorinnen-Kühlkonus-Oberflächen erstellt wird, woraus sich je Rotor eine mittlere Rotor-Temperatur ergibt, die zudem von der mittleren Temperatur des umgebenden Verdichtergehäuses ebenfalls um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der höchsten mittleren Spindelrotor-Temperatur abweicht, wobei sich diese mittlere Gehäuse-Temperatur über die Größe der Kühlmittel-berührten Oberflächen des Verdichtergehäuses sowie über die Kühlmittelstrom-Parameter, insbesondere hinsichtlich Kühlmittel-Mengenstrom sowie Kühlmittel-Temperaturniveau, ergibt, und zur wunschgemäß besseren Minimierung der Temperatur-Differenzen per Angleichung der mittleren Spindelrotor-Temperaturen besteht dabei zusätzlich noch die Möglichkeit durch gezielte Beeinflussung der Wärmeabführung an jedem Spindelrotor neben dem Verlauf zum jeweiligen Kühlkonus-Durchmesser und der Kühlmittel-Mengenstrom-Regulierung optional noch Gewinde-ähnliche Vertiefungen profilsymmetrisch in der jeweiligen Rotorinnen-Kühlkonus-Bohrung derart vorzusehen, dass diese Vertiefungen sich unter den betreffenden Spindelrotorzähnen befinden, was fertigungstechnisch durch Ausdrehen verlässlich herstellbar ist. Erfindungsgemäß wird zudem noch vorgeschlagen, dass bei gewählten Kopfkreis-Radien über den Kopfprofil-Teilungswinkel der Rotor-Kopfkreis-Bogenwinkel am 2-zähnigen Spindelrotor vorzugsweise in jedem Stirnschnitt derart ausgeführt wird, dass dieser Kopfkreis-Bogenwinkel größer als der jeweilige Rotor-2-seitige Verdichtergehäuse-Öffnungswinkel ist. Des weiteren wird erfindungsgemäß jeder Spindelrotor fest auf einer eigenen Trägerwelle montiert, wobei jede Trägerwelle unter anderem die Kühlmittel-Zuführung, die äußere Synchronisation sowie die Lagerung aufnimmt. Bei Synchronisation über Stirnzahnräder wird erfindungsgemäß weiter vorgeschlagen, dass der Außen-Durchmesser der Getriebe-seitigen Rotor-Lagerung am 2-zähnigen Spindelrotor größer als der Außen-Durchmesser des Synchronisations-Zahnrades des 2-zähnigen Spindelrotors ausgeführt wird, so dass der 2-zähnige Spindelrotor als Rotationseinheit vollständig montiert und fertig ausgewuchtet werden kann. Die Fertigung der insbesondere in Rotorlängsachsrichtung unterschiedlichen Profilkonturflanken erfolgt sukzessiv durch Drehen einzelner Punktfolge-Helixlinien in Rotorlängsachsrichtung, die zusammengesetzt abschließend dann die Profilflanken ergeben. Zudem wird durch Nutung vorzugsweise aller Kopfkreisbögen an beiden Spindelrotore der Strömungswiderstand für die Leckage-Rückströmung erhöht. Erfindungsgemäß wird zur Gewichtsminderung und zur besseren Wärmeabführung während der Verdichtung vorgeschlagen das Spindelrotorpaar aus einem Werkstoff mit höherer Wärmeleitung, vorzugsweise Aluminium-Legierung, auf Stahl-Trägerwelle, wobei das Verdichtergehäuse dann vorzugsweise ebenfalls eine Alu-Legierung ist.
    • Einige Fachausdrücke seien kurz erläutert:
  • Als "Umschlingungswinkel" am Spindelrotor gilt die Summe aller Verdrehwinkel längs der Spindelrotorachse zwischen den einzelnen Stirnschnitt-Profilkonturen, die sich bei fortschreitendem z-Achs-Wert in Rotorlängsachsrichtung insgesamt ergeben. Wenn also der Profil-Stirnschnitt an einer z-Position zi mit dem Profil-Stirnschnitt an der benachbarten Position zi+1 verglichen wird, sind beide Stirnschnitte zueinander um einen gemäß der gewählten z(phi)-Funktion für genau diesen Schritt von zi nach zi+1 bekannten Winkel phii verdreht. Die Summe aller Verdrehwinkel für die Stirnschnitte längs der Spindelrotorachse ergibt den Umschlingungswinkel, der hier auf den 2-zähnigen Rotor bezogen ist, und kurz als PHI.2 bezeichnet wird. Für den 3-zähnigen Rotor ist dieser Verdrehwinkel um das Übersetzungsverhältnis als Faktor gemäß Verzahnungsgesetz anzupassen und ist bei gleicher Spindelrotorlänge somit zwangsläufig festgelegt. Der Umschlingungswinkel ist das ausschlaggebende Maß für die Stufenzahl.
  • Als "Stufenzahl" gilt die Anzahl der abgeschlossenen Arbeitskammern am Spindelrotorpaar zwischen der Rotor-Einlass-Seite und Rotor-Auslass-Seite. Über Rotorlänge und gewählter z(phi)-Funktion mit Gesamt-Umschlingungswinkel PHI.2 ist eine möglichst ganzzahlige Stufenzahl anzustreben. Dabei wird vorzugsweise der PHI.2-Wert mindestens auf die nächste 10er-Stelle aufgerundet, also z. B. von 2411° auf 2420°.
  • Eine "Arbeitskammer" ist das für das Rotorpaar geschlossene Zahnlückenvolumen, das begrenzt wird von dem umgebenden Verdichtergehäuse sowie den Spindelrotor-Profillückenflanken zwischen den gemäß Verzahnungsgesetz definierten Profilkontur-Eingriffen, wobei diese eingreifenden Rotorpaar-Profilflanken als berührend, also dicht mit Abstand Null, betrachtet werden. Praktisch jedoch haben die eingreifenden Rotorpaar-Profilflanken einen gewissen, wenn auch möglichst minimalen Abstand, wodurch sich eine innere Leckage-Rückströmung ergibt. Als "Arbeitskammer-Volumen auf der Einlass-Seite" gilt der Rauminhalt der saugseitig ersten abgeschlossenen Arbeitskammer, und das "Arbeitskammer-Volumen auf der Auslass-Seite" ist entsprechend der Rauminhalt der letzten abgeschlossenen Arbeitskammer vor dem Fördergas-Auslass. Der Quotient dieser beiden Volumina stellt das "innere Verdichtungsverhältnis" dar. Als "höhere innere Verdichtungsverhältnisse" sind Werte über 3 zweckmäßig festlegbar. Das Volumen einer Arbeitskammer berechnet sich aus der betreffenden Arbeitsraum-Querschnittsfläche multipliziert mit der per Spindelsteigung definierten schrittweisen Arbeitskammer-Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung.
  • Als "Stirnschnitt" gilt insbesondere für das Spindelrotorpaar jeder Schnitt durch das Spindelrotorpaar senkrecht zur Spindelrotorachse, die vorzugsweise als z-Achse festgelegt wird, so dass der Stirnschnitt in der x-y-Ebene des rechtwinkligen kartesischen Koordinatensystems liegt. Die Spindelrotorpaar-Achsen sind stets parallel mit einem konstanten Abstand, der als sogen. "Achsabstand" eine wichtige Kenngröße der Spindelverdichtermaschine darstellt.
  • Die "äußere Synchronisation" der beiden Spindelrotore ist erforderlich, weil das Rotorpaar im Verdichter-Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitet, also "trockenverdichtend" betrieben wird, und wegen der hohen Drehzahlen folglich berührungsfrei mit möglichst geringem Flankenabstand zueinander gegensinnig dreht. Damit diese berührungsfreie Arbeitsweise des Rotorpaares ständig gewährleistet werden kann, sind die beiden Spindelrotoren ständig mit hoher, im Bereich weniger Winkelminuten genauer Drehwinkelgenauigkeit anzutreiben, was bekanntermaßen über eine äußere Synchronisation durchgeführt wird. Die weitaus häufigste Ausführung zur äußeren Synchronisation erfolgt über direkt eingreifende Stirnzahnräder, deren Wälzkreise ebenso groß sind die Verzahnungs-Wälzkreise der jeweiligen Spindelrotor-Fördergewinde.
  • Es gibt aber durchaus auch beispielsweise die Möglichkeit zur elektronischen Rotorpaar-Synchronisation, indem jeder Rotor von seinem eigenen Motor elektronisch drehwinkeltreu angetrieben wird.
  • Der "Einlass-Bereich" lässt sich über das Umschlingungswinkel-Gebiet beschreiben, mit dem Einlass-seitig die erste abgeschlossene Arbeitskammer durch fortschreitenden Verdrehwinkel entsteht. Dies geschieht bei diesem erfindungsgemäßen Spindelrotorpaar von der Einlass-Stirnschnitt-Seite beginnend nach 720 Winkelgrad zuzüglich dem Kopfkreisbogen-Zentriwinkel ga.KB2 auf der Einlass-Seite des 2-zähnigen Spindelrotors.
  • Als "Überdruck" gelten bei atmosphärischer Ansaugung Enddrücke im Betrieb als Absolut-Druckwerte von mindestens 2 bar, üblich sind meistens 8 bar bis 15 bar, aber bei hoher Stufenzahl sind auch Druckwerte von mehr als 25 bar erreichbar. Bei nicht-atmosphärischer Ansaugung verschieben sich diese Werte entsprechend. Als "Vakuum" bzw. Unterdruck gelten Enddrücke als Absolut-Druckwerte von unter 50 mbar, besser noch unter 1 mbar und bei entsprechender Stufenzahl sogar unterhalb von 0,01 mbar absolut gegen Auslassdruck, der im atmosphärischen Druckbereich liegt.
  • Die genannte "wunschgemäße Minimierung der Temperatur-Differenzen" beruht auf dem Umstand, dass die im Verdichter-Arbeitsraum aktiven Kern-Bauteile, also das Rotorpaar in dem umgebenden Verdichtergehäuse, mit möglichst geringem Abstand zueinander arbeiten sollen, um die innere Rückströmung in vernünftigen Grenzen zu halten. Indem die trockenverdichtende Verdrängermaschine nun verschiedene Betriebszustände durchfährt, beispielsweise vom thermisch meist kalten Zustand beim Einschalten bis zum heißeren Betrieb bei einem Arbeitspunkt, sollten die Unterschiede bei der Wärmeausdehnung für die genannten Kern-Bauteile möglichst gering gehalten werden, um die Spalt-Rückströmungen unter Kontrolle halten zu können. Indem die Wärmeausdehnungen neben den Material-Eigenschaften bei vorliegender Geometrie jedoch wesentlich von den Bauteil-Temperaturen bestimmt werden, sind folglich die Temperatur-Differenzen zwischen den Kern-Bauteilen möglichst gering zu halten.
  • Das Merkmal des Anspruchs 5 bringt den Vorteil, dass es beim Beginn des Verdichtens zu einem rasch kleiner werdenden Blasloch kommt. Dies führt zu einem hohen Ansaugvolumen. Das Merkmal des Anspruchs 11 führt zu einer besseren Wärmeabfuhr. Es ist vorteilhaft, bei einer Fertigung und Bearbeitung der Rotoren per Drehen. Das Merkmal des Anspruchs 12 führt zu einer verbesserten Verringerung innerer Leckagen, die Dichtigkeit wird verbessert. Das Merkmal des Anspruchs 13 führt zur Verbesserung der Montage als fertige Rotoreinheit. Dies ist insbesondere wichtig für den schnelleren der beiden Rotoren.
  • Das Merkmal des Anspruchs 14 bietet ein geeignetes Herstellungsverfahren für die Rotoren an. Es hat sich als nicht realisierbar erwiesen, die Rotoren durch Formfräser herzustellen. Das Merkmal des Anspruchs 16 führt zu einer guten Wärmeabfuhr. Das Merkmal des Anspruchs 17 führt zu einem Widerstand für Leckagen, der Verlauf von Leckageströmungen wird gestört. Das Merkmal des Anspruchs 18 führt zu einer verbesserten Wärmeabführung. Das Merkmal des Anspruchs 19 führt zu einer Art Knick, dieser ermöglicht, dass man schneller unter die Wälzkreislinie kommt. Zur Erläuterung wird auf die Figuren 7 und 9 verwiesen. Das Merkmal des Anspruchs 20 erleichtert die Fertigung. Durch die Merkmale der Ansprüche 21 und 22 werden unterschiedliche Bypässe geschaffen. Dadurch wird einer Überverdichtung bzw. einer Unterverdichtung wirksam entgegengearbeitet. Gemäß dem Merkmal des Anspruchs 23 ist der Durchmesser der Bypassbohrung nicht größer als die Kopfbreite, dies vermeidet Kurzschluss zwischen den Arbeitskammern.
  • Über die nachfolgenden Darstellungen wird die vorliegende Erfindung noch weiter erläutert:
    • Fig. 1 zeigt beispielhaft eine Schnittdarstellung für die vorliegende Erfindung durch das Spindelrotorpaar mit insgesamt 4 Stirnschnitt-Darstellungen an unterschiedlichen z-Positionen in Rotorlängsachsrichtung. Dabei wird die Reduzierung der Arbeitsraum-Querschnittsflächen (40) zwischen Einlass (18) und Auslass (19) ebenso deutlich, wie der abnehmende Spindelsteigung m(z) in Rotorlängsachsrichtung, um durch diese beiden Maßnahmen ein höheres inneres Verdichtungsverhältnis, hier über 3-fach, zu erreichen. Die Bezeichnung SE.z = 0 kennzeichnet an der Längsachs-Position z = 0 die betreffende Stirnschnitt-Ebene. Die Außendurchmesser der Spindelrotore ändern sich nach dem zylindrischen Einlass-Bereich (41) derart, dass in diesem Beispiel ein konstanter Kegelwinkel ga.2Ke bzw. ga.3Ke je Spindelrotor entsteht. Zudem ist der ungekühlte zylindrische Einlass-Bereich (41) mit Profilverlängerungen jenseits der jew. Wälzkreise sowie mit der festen Verbindung (17.a) zwischen Spindelrotor und der jeweiligen Trägerwelle gezeigt, wobei die zweite feste Verbindung (17.b) zwischen Spindelrotor und Trägerwelle am Auslass-seitigen Stirnschnitt bei SE.z = L.ges mit den gleichzeitigen Kühlfluid-Durchtritten zu sehen ist. In den weiteren Stirnschnitt-Darstellungen sind die Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) sowie die Gehäuse-Fluidkühlung (12) gezeigt. Die äußere Synchronisation erfolgt hier über Stirnzahnräder (14 und 15), wobei am 2-zähnigen Rotor der Außendurchmesser der Getriebe-seitige Lagerung (13) größer als der Außendurchmesser des Synchro.-Zahnrades (14) ist, um diese Rotations-Einheit des 2-zähnigen Spindelrotors (2) vollständig montieren sowie wuchten zu können und anschließend erst in die Spindelverdichtermaschine einzusetzen.
    • Fig. 2 zeigt beispielhaft vergrößert eine einzelne Stirnschnitt-Darstellung für die vorliegenden Erfindung mit dem Verdichtergehäuse (1) sowie dem Rotorpaar aus 2-zähnigem Spindelrotor (2) und dem 3-zähnigen Spindelrotor (3) mit vollständiger Fluid-Kühlung für das Rotorpaar sowie für das Verdichtergehäuse (1) und außerdem die Arbeitsraum-Querschnittsflächen (40) in diesem Stirnschnitt, deren Größen-Änderung zum nächsten Stirnschnitt zur inneren Verdichtung durch Minderung des Arbeitskammer-Volumeninhalts führt.
    • In Fig. 3 sind für eine Stirnschnitt-Darstellung die Bezeichnungsgrößen zur Profilkontur-Auslegungen benannt. So ist der Wälzkreis-Radius (6) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) stets 40% vom Achsabstand a und der Wälzkreis-Radius (7) am 3-zähnigen Spindelrotor (3) dementsprechend stets 60% vom a-Wert für alle Stirnschnitte konstant. Bei vorzugsweiser symmetrischer (wegen besserer Wuchtgüte) Profilkontur-Ausführung tritt die zykloidenförmige Profilkontur (38) am 2-zähnigen Spindelrotor insgesamt 4-fach auf, während die Profilkontur (39) am 3-zähnigen Spindelrotor insgesamt 6-fach auftritt. Durch Änderung der Kopfkreis-Radien R.2(z) und R.3(z) sowie dem Kopfprofil-Teilungswinkel ga.K2(z) verändern sich diese Profilkonturen. Die Arbeitskammer-Bildung wird gesteuert vom Durchlaufen der vier Kopfprofil-Endpunkte E.2a, E.2.b, E.2.c und E.2.d des 2-zähnigen Spindelrotors (2) durch die M.2-M.3-Mitten-Verbindungslinie.
    • Fig. 4 zeigt beispielhaft eine Schnittdarstellung für die vorliegende Erfindung durch die gesamte Spindelverdichtermaschine mit zwei ungleichen Kegelwinkeln ga.G2.ke1 und ga.G.2.ke2 am 2-zähnigen Rotor (2) mit den Rotorlängen-Abschnitten von L.zyl über L.2.ke1 und L.2.ke2 zur Gesamtlänge L.ges zwischen Einlass (18) und Auslass (19). Die Rotorpaar-Synchronisation über das Stirnzahnradpaar (14 und 15) ist ebenso dargestellt wie die Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) einschließlich der Kühlfluid-Zuführung (22) und die Gehäuse-Fluidkühlung (12).
    • Fig. 5 zeigt beispielhaft einen Stirnschnitt für die vorliegende Erfindung mit dem Spindelrotorpaar zur Erläuterung der zu erstellenden Wärmebilanz, denn in Rotorlängsachsrichtung sind die Auslegungs-Parameter wie Rotorkopfprofil-Teilungswinkel (34) und Kopfkreis-Radien (30 und 31) je Rotor (2 und 3) derart auszuführen, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Rotor (2) um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor-Temperatur vom 3-zähnigen Rotor (3) abweicht. Dazu wird bei jedem Bauteil jeweils für die Arbeitskammer-Bereiche AK.ij, AK.ji, AK.ii und AK.jj gemäß den gezeigten Wärmestrom-Pfeilen über die Fördergas-seitige Wärme-Aufnahme (24, 25 sowie 28), die Wärme-Leitung im Material und die Wärme-Abführung (26, 27 sowie 29) per Kühlfluid in einer thermodynamischen Wärmebilanz-Berechnung die jeweilige Bauteil-Temperatur ermittelt und miteinander verglichen. Durch iterative Parameter-Anpassung, insbes. auch bzgl. der Kühlfluid-Parameter wie Kühlmittel-Mengenstrom und Kühlmittel-Temperaturniveau sind die Bauteil-Temperatur-Differenzen der Kern-Bauteile, also für Rotor-2 und Rotor-3 sowie Gehäuse, zu minimieren, so dass die Zuverlässigkeit des Spindelverdichters verbessert wird, denn minimale Temperatur-Differenzen vermeiden die Gefahr der thermischen Spiel-Aufzehrung.
    • Fig. 6 zeigt als Detail-Darstellung zur Fig. 4 die spezielle Gestaltung der Spindelrotor-Kopfkreisbögen per Nutungen (35), die vorzugsweise bei der Rotorfertigung per Drehen als helix-förmig umlaufende Nut an den Kopfkreisbögen hergestellt werden, um den Strömungswiderstand des Gehäuse-Rotorkopf-Leckagestroms zu erhöhen, so dass die innere Leckage vermindert wird.
  • In Fig. 3 und Fig. 5 sind im Stirnschnitt die Profillinien, mit denen die Arbeitskammern zum Transport des Fördermediums gebildet werden, also (36.F) und (38) sowie (37.F) und (39), für das Spindelrotorpaar in Relation zu den Kühlmittel-berührten Wärmeabführ-Linien (26) und (27) als Streckenlänge im Stirnschnitt erkennbar. Dieses Verhältnis verändert sich je Spindelrotor in Rotorlängsachsrichtung derart, dass zum Verdichtungsbeginn die Arbeitskammer-seitigen Linien länger sind als die Kühlmittel-seitigen Linienlängen und je mehr sich jede Arbeitskammer dem Auslass nähert, desto größer werden die Kühlmittel-seitigen Linienlängen, während die Arbeitskammer-seitigen Linienlängen abnehmen. Erfindungsgemäß sind nun die Spindelrotore zumindest für Überdruck-Anwendungen derart auszuführen, dass Auslass-seitig und somit zum Verdichtungsende die Kühlmittel-seitigen Linienlängen größer sind als die Arbeitskammer-seitigen Linienlängen.
  • Die vom Spindelrotorpaar gebildeten Arbeitskammer-Volumina verringern sich erfindungsgemäß zwischen dem Ein- und dem Auslass. Dabei wird der Quotient vom größten zum kleinsten Arbeitskammer-Volumen als das "innere Verdichtungsverhältnis" Π bezeichnet, das zunächst eine rein geometrisch erzeugte Größe darstellt. Bekanntlich arbeitet nun jeder Verdichter dann im idealen Betriebspunkt, wenn die "letzte" Arbeitskammer unmittelbar vor ihrem Öffnen zum Auslass genau den Druck durch die innere Verdichtung erreicht hat, der am Auslass herrscht.
  • Bei den meisten Vakuum-Applikationen ändert sich jedoch der Ansaugdruck durch den Evakuierungsvorgang, so dass ein Kompromiss für das innere Verdichtungsverhältnis Π festzulegen ist. Indem dieser Wert für die Mehrheit der Vakuum-Applikationen relativ gering ist (der Wert liegt oftmals unter 3), ist es für die meisten Vakuum-Spindelverdichter ausreichend, wenn das innere Verdichtungsverhältnis erfindungsgemäß nur durch Änderung der Steigung bei konstanten Radius-Werten umgesetzt wird, so dass für viele Vakuum-Anwendungen mindestens ein Spindelrotor mit einfach zylindrischem Durchmesser ausgeführt ist.
  • Bei den meisten Überdruck-Applikationen sind jedoch höhere Werte für das innere Verdichtungsverhältnis anzustreben, was erfindungsgemäß sowohl durch Änderung der Steigung als auch durch Minderung der Querschnittsflächen per
  • Änderung der Radius-Werte in Rotorlängsachsrichtung geometrisch umgesetzt wird. Zugleich ist beim Transport der Arbeitskammern vom Einlass zum Auslass in Rotorlängsachsrichtung die innere Rückströmung als sogenannte "innere Leckage" zwischen den einzelnen Arbeitskammern zu minimieren, wobei gleichzeitig auf der Einlass-Seite ein möglichst großes Ansaugvolumen der dortigen Arbeitskammern anzustreben ist. Für große Ansaugvolumina sind die Spindelrotor-Außen-Durchmesser zu erhöhen, so dass der Kopfradius am 3-zähnigen Spindelrotor größer als der Wälzkreis des 3-zähnigen Spindelrotors wird und im Einlass-Bereich vorzugsweise zylindrisch konstant ausgeführt ist. Erfindungsgemäß wird nun der Außendurchmesser am 3-zähnigen Spindelrotor als Verlauf für den R.3K(z)-Wert (31) in Rotorlängsachsrichtung derart ausgeführt, dass der Schnittpunkt K3.E der 3z-Rotorkopflinie (43.a) mit dem 3z-Wäzkreis (7) eine Länge Ldicht.Knick (50•a) definiert, die größer als die Hälfte der Gesamt-Rotor-Profillänge (66) ist. Dabei hat die 3z-Rotorkopflinie (43.a) am Einlass den abschnittsweise vorzugsweise zylindrisch-konstanten Wert: R.3K(z = 0) = R.3K.ein = 0,5•D.3K.ein
    und nach monoton fallendem Verlauf am Auslass den Wert: R.3K(z = L.ges) = R.3K.aus = 0,5•D.3K.aus
    mit R als Radius und D als Durchmesser. Die beiden Kopflinien (42) und (43) sind stetig monoton fallend auszuführen, wobei praktischerweise die Neigungswinkel für die jeweiligen Kopflinien gewählt werden.
  • Durch die Spindelrotorpaarung mit konstantem Achsabstand folgt bekanntlich über Spiegelung an den Rotationsachsen aus der 2z-Kopflinie (42) unmittelbar und eindeutig die vollständige 3z•Fußlinie (45), ebenso wie sich die 2z-Fußlinie (44) aus der 3z-Kopflinie (43) eindeutig ergibt. Daher genügt es gemäß Fig. 8 und Fig. 9 nur den Kopf-Verlauf für jeden der beiden Spindelrotore zu betrachten, um sämtliche Rotor-Radius-Linien vollständig und eindeutig zu beschreiben.
  • Der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor beträgt vorzugsweise über 1160 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 1700 Winkelgrad oder noch besser über 2600 Winkelgrad und für besonders hohe Kompressions-Anforderungen sogar über 3500 Winkelgrad. Als mittlere Rotorkopf-Umfangsgeschwindigkeit wird vorteilhafterweise ein Bereich von mindestens besser 45 m/sec, günstigerweise jedoch über 60 m/sec oder für noch besseren Wirkungsgrad mehr als 80 m/sec. Beide Spindelrotore weisen im Stirnschnitt Kreisbogen-Abschnitte (36.K und 36.F, sowie 37.K und 37.F) und zykloidenförmige Profilkonturflanken (38 und 39) auf. Diese sind bei dem 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (6) und konvex, also bauchig erhaben, gestaltet. Beim 3-zähnigen Spindelrotor (3) sind sie vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (7) und konkav, also hohl, ausgeführt. Unter vorwiegend wird in beiden Fällen mindestens 80% der Profiltiefe verstanden, wobei Profiltiefe der Abstand zwischen Kopfkreis und Fußkreis des 2-zähnigen Spindelrotors (2) bzw. 3-zähnigen Spindelrotors (3) ist.
  • Im Einlass-Bereich herrschen nur geringe Fördergas-Druckdifferenzen und es soll ein möglichst großes Volumen je Umdrehung angesaugt werden. Dadurch sind im Einlassbereich höhere hKRÖ-Werte zulässig, denn für große Querschnitte und damit auch viel Ansaug-Vermögen sind höhere hKRÖ-Werte vorteilhaft.
  • Im Auslass-Bereich sind die Arbeitskammer-Volumina um das sogenannte "innere Verdichtungsverhältnis" kleiner und es herrschen hohe Druckdifferenzen, so dass die Rotorpaarung möglichst dicht sein sollte, also minimale (ideal = Null) hKRÖ-Werte aufweisend, um die innere Leckage-Rückströmung zu minimieren.
  • Es wird ein Blasloch-Abstandsmaß zwischen Gehäuse-Verschneidungskante und Rotorpaar-Eingriffslinie eingeführt. Der Wert für dieses Blasloch-Abstandsmaß liegt vorteilhafterweise etwa bei 5 bis 10% vom Achsabstandswert, wobei er sich in Längsachsrichtung folgendermaßen verhält: Im Einlass-Bereich beträgt dieses Blasloch-Abstandsmaß vorteilhafterweise mehr als 5% vom Achsabstandswert. So wird bei nur mäßigen Druckdifferenzen das Ansaugvolumen erhöht. Im Auslass-Bereich beträgt vorteilhafterweise dieses Blasloch-Abstandsmaß unter 5% vom Achsabstandswert. So wird das nötige Kompressionsvermögen mit entsprechend minimierter innerer Leckage erreicht. Besser anstatt 5% ist 3% und noch günstiger 2%.
  • Vorteilhafterweise liegt auf mindestens 50% der Verdichtungslänge (in Förderrichtung zum Auslass gerichtet gesehen) das Blasloch-Abstandmaß unter 5% vom Achsabstandswert.
  • Vorteilhafterweise liegen am 2-zähnigen Spindelrotor die Profilkonturflanken vollständig oberhalb seines Wälzkreises und am 3-zähnigen Rotor die Profilkonturflanken vollständig unterhalb seines Wälzkreises.
  • Als Verdichtungslänge gilt die Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung (üblicherweise kartesisch als z-Achse), bei der sich die Größe der Arbeitskammer-Volumen verkleinern, also die sogenannte "innere Verdichtung" erfolgt, und hier auch die Abführung der Verdichtungswärme über die Rotorkonus-Innenkühlung erfolgt. Die Verdichtungslänge macht den überwiegenden Teil der Gesamt-Rotorlänge aus, lediglich saugseitig gibt es noch die Einlasslänge, wo sich die Arbeitskammern bilden und die Ansaug-Volumina entstehen.
  • Die Eingriffslinie ist der gestellfeste Ort aller Eingriffspunkte der beiden Spindelrotore.
  • Die Gehäuseverschneidungskante ist die Linie aller Schnittpunkte der beiden Rotorkopfkreise im Verdichtergehäuse. Es gibt stets zwei Gehäuseverschneidungskanten, die einander gegenüberliegen.
    • Bezugszeichenliste:
    1. 1. Verdichtergehäuse mit äußeren Kühlrippen (vorzugsweise das Verdichtergehäuse spiralförmig umschlingend)
    2. 2. 2-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-2" bezeichnet, mit dem Gesamt-Umschlingungswinkel PHI.2
    3. 3. 3-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-3" bezeichnet
    4. 4. Trägerwelle für den Rotor-2
    5. 5. Trägerwelle für den Rotor-3
    6. 6. Verzahnungs-Wälzkreis mit Radius r.2 für den Rotor-2
    7. 7. Verzahnungs-Wälzkreis mit Radius r.3 für den Rotor-3
    8. 8. Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-2 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899
    9. 9. Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-3 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899
    10. 10. optionale Gewinde-ähnliche Vertiefungen zur Rotorinnen-Fluidkühlung für Rotor-2
    11. 11. optionale Gewinde-ähnliche Vertiefungen zur Rotorinnen-Fluidkühlung für Rotor-3
    12. 12. Fluid-Kühlung für das Verdichtergehäuse gemäß Schutzrecht PCT/EP2008/068364
    13. 13. Lagerung für jeden Spindelrotor
    14. 14. Synchronisations-Zahnrad für den Rotor-2
    15. 15. Synchronisations-Zahnrad für den Rotor-3
    16. 16. Kühlmittel-Zuführbohrung in jeder Trägerwelle
    17. 17. Verbindungs-Auflage-Stellen jedes Spindelrotors auf seiner Trägerwelle vorzugsweise als:
      • 17.a Einlass-seitig durchgehende Auflage
      • 17.b Auslass-seitige Auflage mit Kühlfluid-Durchtritts-Öffnungen, vorzugsweise als Längsnutungen
    18. 18. Einlassraum für das Fördermedium
    19. 19. Auslassraum für das Fördermedium
    20. 20. Einlass-Lagerträger mit Spindelrotor-Lager-Aufnahme
    21. 21. Auslass-Lagerträger mit Spindelrotor-Lager-Aufnahme
    22. 22. Kühlmittel-Zuführung zu jeder Kühlmittel-Zuführbohrung je Trägerwelle
    23. 23. Kühl-Fluid als Kühlmittel
    24. 24. Wärme-aufnehmende Fördergas-seitige Oberfläche für den Rotor-2
    25. 25. Wärme-aufnehmende Fördergas-seitige Oberfläche für den Rotor-3
    26. 26. Wärme-abführende Kühlmittel-berührte Oberfläche für den Rotor-2
    27. 27. Wärme-abführende Kühlmittel-berührte Oberfläche für den Rotor-3
    28. 28. Wärme-Bilanz in der Spaltströmung
    29. 29. Wärmeabführung über das Verdichtergehäuse
    30. 30. Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.2(z) bezeichnet
      am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotor-längsachsrichtung
    31. 31. Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.3(z) bezeichnet
      am 3-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung
    32. 32. Rotor-Kopfkreisbogen-Zentriwinkel, kurz als ga.KB2(z) bezeichnet am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotor-längsachsrichtung
    33. 33. Rotor-2-seitiger Öffnungswinkel der Verdichtergehäuse-Verschneidungskanten, kurz ga.G2(z)
      für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung
    34. 34. Rotor-Kopfprofil-Teilungswinkel, kurz als ga.K2(z) bezeichnet am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung
    35. 35. Nutung am Kopfkreisbogen für den 2-zähnigen und/oder für den 3-zähnigen Spindelrotor
    36. 36. Kreisbogen-Abschnitte der Stirnschnitt-seitigen Rotorprofilkonturen mit:
      • 36.K Kopf-Kreisbogen-Abschnitt, 2-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor
      • 36.F Fuß-Kreisbogen-Abschnitt, 2-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor
    37. 37. Kreisbogen-Abschnitte der Stirnschnitt-seitigen Rotorprofilkonturen mit:
      • 37.K Kopf-Kreisbogen-Abschnitt, 3-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor
      • 37.F Fuß-Kreisbogen-Abschnitt, 3-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor
    38. 38. zykloidenförmige Profilkonturflanke, 4-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor
    39. 39. zykloidenförmige Profilkonturflanke, 6-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor
    40. 40. Arbeitsraum-Querschnittsfläche für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung
    41. 41. Einlass-Bereich mit zylindrischen Außendurchmesser-Werten am Spindelrotorpaar

Claims (23)

  1. Spindelverdichter als im Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien für Anwendungen im Vakuum und für Anwendungen im Überdruck mit einem gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen Synchronisation drehwinkeltreu angetriebenen Spindelrotorpaar in einem umgebenden Verdichtergehäuse (1) mit einem Einlass (18) und einem Auslass (19) für das Fördermedium dadurch gekennzeichnet, dass
    die beiden Spindelrotore mit unterschiedlicher Zähnezahl ausgeführt werden, wobei dieses Spindelrotorpaar aus einem 2-zähnigen Spindelrotor (2) und einem verzahnungsmäßig berührungsfrei eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor (3) besteht mit einem Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor von mindestens 800 Winkelgrad, wobei die Spindelrotore mit hoher Drehzahl derart betrieben werden, dass als mittlere Rotorkopf-Umfangsgeschwindigkeit ein Bereich von mindestens 30 m/sec erreicht wird, dass beide Spindelrotore im Stirnschnitt Kreisbogen-Abschnitte (36.K und 36.F, sowie 37.K und 37.F) und zykloidenförmige Profilkonturflanken (38 und 39) aufweisen, die bei dem 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (6) und konvex gestaltet sind und beim 3-zähnigen Spindelrotor (3) vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (7) und konkav, also hohl, ausgeführt sind, und dass die Stirnschnitte jedes Spindelrotors vorzugsweise symmetrisch gestaltet sind, so dass in jedem Stirnschnitt der Profil-Flächenschwerpunkt auf den jeweiligen Rotor-Drehpunkt (M.2 bzw. M.3) zu liegen kommt.
  2. Spindelverdichter nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das Arbeitskammer-Volumen auf der Einlass-Seite größer als das Arbeitskammer-Volumen auf der Auslass-Seite ist.
  3. Spindelverdichter nach Anspruch 2,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Einlass-seitige Stirnschnitt eine größere Arbeitsraum-Querschnittsfläche (40) aufweist als der Auslass-seitige Stirnschnitt-Querschnitt, was an mindestens einem, vorzugsweise jedoch an beiden Spindelrotoren in Rotorlängsachsrichtung durch gezielte, vorzugsweise monoton stetig verlaufende Kürzung der Kopfkreis-Radien (30 bzw. 31) um mehr als 3% und maximal 20% mit entsprechender Erhöhung der jeweils eingreifenden Fußkreis-Radien erreicht wird.
  4. Spindelverdichter nach Anspruch 2 oder 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Spindelsteigung m(z) am Rotorpaar in Rotorlängsachsrichtung derart abnimmt, dass die Spindelsteigung am Einlass (18) mindestens 1,5 mal und maximal 4 mal größer als die Spindelsteigung am Auslass (19) ist.
  5. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    mit der Änderung der Rotor-Außen-Durchmesser (30 und 31) sich für jeden Spindelrotor (2 und 3) eine kegelige Außenform ergibt mit mindestens einem konstanten Winkelkegelwert je Spindelrotor und im Einlass-Bereich vorzugsweise ein zylindrischer Bereich (41) mit konstantem Rotorkopf-Außendurchmesser-Wert je Spindelrotor vorgesehen ist.
  6. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    im Einlass-Bereich die Profilflanken (38 und 39) derart ausgeführt sind, dass am 3-zähnigen Spindelrotor (3) die Profilkonturflanken (39) auch oberhalb seines Wälzkreises (7) verlängert werden, vorzugsweise zykloidenförmig verlängert werden, wodurch gemäß Verzahnungsgesetz die Profilflanken (38) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) auch unterhalb dessen Wälzkreises (6) zu verlängern sind.
  7. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Spindelrotore (2 und 3) jeweils mit einer konischen Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) über ein Kühlfluidmittel (23) ausgeführt und auch betrieben werden.
  8. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das Verdichtergehäuse (1) ebenfalls eine Fluid-Kühlung (12) zur Wärmeabführung aufweist, die mit der Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) für die Spindelrotore (2 und 3) vorzugsweise gemeinsam über ein Kühlfluidmittel (23) in einem Kreislauf betrieben wird.
  9. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    in Rotorlängsachsrichtung die Rotor-Auslegungs-Parameter, wie Rotorkopfprofil-Teilungswinkel (34) und Kopfkreis-Radien (30 und 31) je Spindelrotor (2 und 3), derart ausgeführt werden, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Spindelrotor (2) um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor-Temperatur vom 3-zähnigen Spindelrotor (3) abweicht.
  10. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die mittlere Temperatur des umgebenden Verdichtergehäuses (1) über die Größe der Kühlmittel-berührten Oberflächen des Verdichtergehäuses (1) sowie über die Kühlmittelstrom-Parameter, insbesondere hinsichtlich Kühlmittel-Mengenstrom sowie Kühlmittel-Temperaturniveau um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der höchsten mittleren Spindelrotor-Temperatur abweicht.
  11. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    Gewinde-ähnliche Vertiefungen (10 und 11) profilsymmetrisch in der jeweiligen Rotorinnen-Kühlkonus-Bohrung (8 und 9) derart vorgesehen werden, dass sich diese Vertiefungen unter den betreffenden Spindelrotorzähnen befinden.
  12. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Rotor-Kopfkreisbogen-Zentriwinkel (32) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) in vorzugsweise jedem Stirnschnitt größer als der jeweilige Rotor-2-seitige Verdichtergehäuse-Öffnungswinkel (33) ist.
  13. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Außen-Durchmesser der Getriebe-seitigen Rotor-Lagerung (13) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) größer als der Außen-Durchmesser des Synchronisations-Zahnrades (14) des 2-zähnigen Spindelrotors ausgeführt wird.
  14. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Fertigung der insbesondere in Rotorlängsachsrichtung unterschiedlichen Profilkonturen (36, 37, 38 und 39) sukzessiv erfolgt durch das Fertigungsverfahren Drehen der einzelnen Punktfolge-Helixlinien in Rotorlängsachsrichtung, die zusammengesetzt dann die äußeren Profilkonturflanken ergeben.
  15. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    jeder Spindelrotor (2 und 3) über Verbindungs-Auflage-Stellen (17, vorzugsweise als 17.a und 17.b) auf einer eigenen Trägerwelle (4 und 5) fest, vorzugsweise aufgepresst, montiert ist und anschließend erst die Fertigung bzw. Bearbeitung der Spindelrotor-Profilkonturen (36, 37, 38 und 39) erfolgt.
  16. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das Spindelrotorpaar (2 und 3) aus einem Werkstoff mit hoher Wärmeleitfähigkeit besteht, vorzugsweise als Aluminium-Legierungs-Werkstoff, und das Verdichtergehäuse (1) vorzugsweise dann ebenfalls als Aluminium-Legierungs-Werkstoff ausgeführt wird.
  17. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    vorzugsweise alle Kopfkreisbögen (36.K und 37.K) an beiden Spindelrotoren (2 und 3) mindestens eine Nutung (35) aufweisen.
  18. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    vorzugsweise für Überdruck-Anwendungen die Kühlmittel-berührten Linienlängen (26 und 27) im Auslass-seitigen Stirnschnitt für das Spindelrotorpaar mindestens 5% und maximal 100% größer sind als die Fördermedium-seitigen Arbeitskammer-Linienlängen (36.F und 38 und 37.F und 39).
  19. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    es insbes. für Überdruck-Anwendungen am 3-zähnigen Spindelrotor für die Kopfradius-Werte (31), die als Rotor-Kopflinie (43) vom Einlassraum (18) mit Werten größer als der Wälzkreis-Radius (7) des 3-zähnigen Spindelrotors bei vorzugsweise zylindrischem Beginn am Einlass (18) in Richtung zum Auslassraum (19) monoton und stetig abnehmen, innerhalb der ersten Hälfte der Spindelrotor-Fördergewinde-Gesamtlänge L.ges (66) einen Zwischenbereich (49) mit verstärkter Abnahme der Kopfradius-Werte (31) gibt.
  20. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die tatsächlichen Rotor-Kopflinien (42.b) und (43.b) mit einem krümmungsstetig geglätteten Verlauf ausgeführt sind.
  21. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    ein Regelorgan (56) und zusätzliche Bohrungen (54) und (60) vorgesehen sind, und bei "Überverdichtung", wenn also der Druck in den Arbeitskammern vor dem Öffnen am Auslass größer ist als der Druck im Auslassraum (19), über das Regelorgan (56) und die mindestens eine zusätzliche Bohrung (54) und (60) ein Überverdichtung-Fördergasstrom (55) zum Fördergas-Nachkühler (53) geleitet wird.
  22. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    ein Regelorgan (58) und zusätzliche Bohrungen (59) und (61) vorgesehen sind, und bei "Unterverdichtung", wenn also der Druck in den Arbeitskammern vor dem Öffnen am Auslass kleiner ist als der Druck im Auslassraum (19), über das Regelorgan (58) und die mindestens eine zusätzliche Bohrung (59) und (61) ein Unterverdichtung-Fördergasstrom (57), der vorzugsweise vom Fördergas-Nachkühler (53) bereits gekühlt wurde, geführt wird.
  23. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Durchmesser ØV.Pi der Arbeitskammer-Bohrungen (60) und (61) kleiner sind als die Spindelrotor-Kopfbreite Δm.Ki in dem betreffenden Stirnschnitt.
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Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102012009103A1 (de) 2012-05-08 2013-11-14 Ralf Steffens Spindelverdichter
DE102013009040B4 (de) 2013-05-28 2024-04-11 Ralf Steffens Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung
WO2015109048A1 (en) * 2014-01-15 2015-07-23 Eaton Corporation Method of optimizing supercharger performance
DE102014008288A1 (de) * 2014-06-03 2015-12-03 Ralf Steffens Spindelverdichter für Kompressionskältemaschinen
GB2537635A (en) * 2015-04-21 2016-10-26 Edwards Ltd Pump
US10718334B2 (en) * 2015-12-21 2020-07-21 Ingersoll-Rand Industrial U.S., Inc. Compressor with ribbed cooling jacket
ITUA20164368A1 (it) * 2016-06-14 2017-12-14 Settima Meccanica S R L Soc A Socio Unico Pompa a due viti di tipo perfezionato
CN105971877B (zh) * 2016-07-11 2017-11-14 中国石油大学(华东) 一种锥形螺杆转子及其双螺杆真空泵
DE202016005209U1 (de) 2016-08-30 2017-12-01 Leybold Gmbh Schraubenvakuumpumpe
US20200386228A1 (en) * 2017-01-17 2020-12-10 Ralf Steffens Steam compressor comprising a dry positive-displacement unit as a spindle compressor
US11047387B2 (en) * 2017-09-27 2021-06-29 Johnson Controls Technology Company Rotor for a compressor
DE202017005336U1 (de) * 2017-10-17 2019-01-21 Leybold Gmbh Schraubenrotor
US20200325899A1 (en) * 2017-10-24 2020-10-15 Carrier Corporation Lubricant supply passage for compressor
CN108955795B (zh) * 2018-08-10 2024-01-26 金迈思液压设备（天津）有限公司 一种双螺杆转子型线和基于该型线的双螺杆式流量计
PT3623774T (pt) * 2018-09-11 2021-07-23 Common Spolka Akcyjna Caudalímetro rotativo para medição de escoamento de gás
DE102019205258A1 (de) * 2019-04-11 2020-10-15 Gardner Denver Nash Llc Schraubenverdichter
CN110879159B (zh) * 2019-12-27 2022-11-15 长安大学 一种高温高湿度气溶胶采样装置及采样方法
DE102020000350A1 (de) * 2020-01-21 2021-07-22 Ralf Steffens Volumenverhältnis bei einem R718*-Verdichter
DE102020113372A1 (de) * 2020-05-18 2021-11-18 Leistritz Pumpen Gmbh Schraubenspindelpumpe
GB2607936A (en) * 2021-06-17 2022-12-21 Edwards Ltd Screw-type vacuum pump
CN114483585A (zh) * 2022-03-01 2022-05-13 德斯兰压缩机(上海)有限公司 一种螺杆转子及使用该螺杆转子的空压机
JP2023140880A (ja) * 2022-03-23 2023-10-05 株式会社豊田自動織機 ルーツポンプ

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB891017A (en) * 1959-09-25 1962-03-07 Wade Engineering Ltd Improvements in roots blowers
GB968195A (en) * 1960-08-30 1964-08-26 Howden James & Co Ltd Improvements in or relating to rotary engines and compressors
NL282778A (de) * 1960-12-15
US3180559A (en) * 1962-04-11 1965-04-27 John R Boyd Mechanical vacuum pump
US3289600A (en) * 1964-03-13 1966-12-06 Joseph E Whitfield Helically threaded rotors for screw type pumps, compressors and similar devices
JPS51111512A (en) * 1975-03-28 1976-10-01 Hideo Tenma Rotary driving mechanism, especially rotary engine
JPS5380111U (de) * 1977-11-16 1978-07-04
JPH06100082B2 (ja) * 1986-10-24 1994-12-12 株式会社日立製作所 スクリユ流体機械
DE19745616A1 (de) * 1997-10-10 1999-04-15 Leybold Vakuum Gmbh Gekühlte Schraubenvakuumpumpe
DE19839501A1 (de) * 1998-08-29 2000-03-02 Leybold Vakuum Gmbh Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe
EP0995879B1 (de) * 1998-10-23 2004-05-12 Ateliers Busch S.A. Zwillings-Förderschraubenrotoren
JP2000337283A (ja) * 1999-05-28 2000-12-05 Tochigi Fuji Ind Co Ltd スクリューコンプレッサ
DE19963172A1 (de) * 1999-12-27 2001-06-28 Leybold Vakuum Gmbh Schraubenpumpe mit einem Kühlmittelkreislauf
EP1846658B1 (de) * 2005-02-07 2014-11-19 Carrier Corporation Hermetischer verdichter
GB0525378D0 (en) * 2005-12-13 2006-01-18 Boc Group Plc Screw Pump
JP2009092042A (ja) * 2007-10-11 2009-04-30 Nabtesco Corp 回転ロータ式ポンプの軸受保護機構
CN102099583A (zh) * 2008-07-18 2011-06-15 拉尔夫·斯蒂芬斯 螺杆泵的冷却装置
JP5422260B2 (ja) * 2009-05-28 2014-02-19 株式会社日立製作所 オイルフリースクリュー圧縮機
WO2011023513A2 (de) * 2009-08-31 2011-03-03 Ralf Steffens Verdrängerpumpe mit innerer verdichtung
US8539769B2 (en) * 2009-10-14 2013-09-24 Craig N. Hansen Internal combustion engine and supercharger
DE102010064388A1 (de) * 2010-02-18 2011-08-18 Steffens, Ralf, Dr. Ing., 73728 Spindel-Kompressor
DE102012202712A1 (de) 2011-02-22 2012-08-23 Ralf Steffens Schraubenspindel-Kompressor
DE102011004960A1 (de) 2011-03-02 2012-09-06 Ralf Steffens Kompressor, Druckluftanlage und Verfahren zur Druckluftversorgung
DE102012009103A1 (de) 2012-05-08 2013-11-14 Ralf Steffens Spindelverdichter

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