EP3737863A1 - Kompressor - Google Patents

Kompressor

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Publication number
EP3737863A1
EP3737863A1 EP19700332.0A EP19700332A EP3737863A1 EP 3737863 A1 EP3737863 A1 EP 3737863A1 EP 19700332 A EP19700332 A EP 19700332A EP 3737863 A1 EP3737863 A1 EP 3737863A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
dry
compressor according
compressing
rotor
pressure
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP19700332.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Dreifert
Kai NADLER
Bernhard Kliem
Roland Müller
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.)
Leybold GmbH
Original Assignee
Leybold GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Leybold GmbH filed Critical Leybold GmbH
Publication of EP3737863A1 publication Critical patent/EP3737863A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C2220/00—Application
    • F04C2220/10—Vacuum
    • F04C2220/12—Dry running
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04C2240/51—Bearings for cantilever assemblies
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    • F04C25/00—Adaptations of pumps for special use of pumps for elastic fluids
    • F04C25/02—Adaptations of pumps for special use of pumps for elastic fluids for producing high vacuum
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2210/00—Working fluid
    • F05B2210/10—Kind or type
    • F05B2210/14—Refrigerants with particular properties, e.g. HFC-134a

Definitions

  • the invention relates to a compressor, in particular a screw compressor.
  • screw compressors For the compression of gases, in particular for the supply of compressed air, today primarily oil-injected screw compressors are used. With these, a compression of lbar (absolute) to 8.5 bar to 14 bar (absolute) can usually be carried out in a compressor stage.
  • the subsidized intake volume flows are in the range of 30 to 5000 m 3 / h.
  • Such screw compressors have two counter-rotating screw rotors.
  • the screw rotors each have at least one screw-line-shaped depression, so that a displacement element is formed.
  • the injection of oil into the pump chamber, in which the two screw rotors are arranged, serves to seal the gap between the rotors and the housing or the inner wall of the pump chamber.
  • dry-compressing screw compressors To produce oil-free compressed air, it is known to use dry-compressing screw compressors.
  • the two screw rotors are arranged without contact and synchronized with each other via an oil-lubricated gearbox.
  • dry compressing screw compressors have the disadvantage that with a compressor stage only a compression to 4 to 5 bar (absolute) is possible. This is due in particular to the fact that high gaps occur through the gaps between the rotors and the housing.
  • pressures of 9 bar (absolute) two-stage screw compressors must be used.
  • an intermediate cooling of the compressed air is also necessary, resulting in complex systems with many components and a large installation space.
  • spindle compressors are known. These have a plurality of closed working chambers connected in series over a plurality of turns or wraps of a displacer. Theoretically, high compression pressures should also be achieved in one stage can be replaced so that spindle compressors multi-stage screw compressors or rotary tooth compressors could be replaced. However, spindle compressors have not been on the market so far, so that practical proof that high compression pressures can be achieved in one stage has not yet taken place. Spindle compressors are described, for example, in DE 10 2010 064 388, WO 2011/101064, DE 10 2012 202 712 and DE 10 2011 004 960.
  • the object of the invention is to provide a dry compressing compressor, with the one-stage high pressures of more than 5bar (absolute) can be achieved in particular.
  • the dry compressing compressor according to the invention has a suction chamber formed by a housing.
  • Two intermeshing screw rotors are arranged in the pump chamber. These are rotated in opposite directions to convey the gas.
  • each screw rotor has at least one displacement element which has a helical recess for forming the turns.
  • only one displacement element can be provided per screw rotor, which may optionally be formed integrally with a rotor shaft.
  • the housing has a compressor inlet, to which preferably atmospheric pressure is applied. A pressure of more than 2 bar (absolute) is preferably applied to a compressor outlet, wherein it is particularly preferred for the compressor outlet to have a pressure of more than 5 bar (absolute).
  • the at least one displacement element per screw rotor is designed to be catchy and has an asymmetrical profile.
  • asymmetric profile designed such that no or at most a small blow hole is formed. Since there is no through-blowing hole, a short-circuit is only provided between two adjacent chambers in the case of an asymmetrical profile which is preferably designed according to the invention.
  • the so-called Quimby profile is provided as the asymmetrical profile.
  • Asymmetrical profiles have two different profile flanks. Although these are expensive to manufacture due to the required two separate steps, this can be achieved by a very dense working chamber.
  • the number of turns of the at least one displacement element or, in the case of a plurality of displacement elements, the sum of the turns of the displacement elements of a screw rotor is greater than the ratio of the pressure prevailing at the compressor outlet to the pressure prevailing at the compressor inlet. The number of turns n thus results
  • the built-in volume ratio of the dry compressing screw compressor between the theoretical delivery volume at the inlet stage (Vein) and the theoretical delivery volume at the outlet stage (V out ) to the pressure ratios at the inlet (Pein) and at the outlet (P out ) is adjusted.
  • n has a value of k-0.3 to k + 0.3 and preferably a value between k-0.1 and k + 0.1 k is the isotropic exponent of the gas mixture to be delivered.
  • the displacement elements have at least one region or section in which the chamber volume decreases from a volume Vein to an intermediate volume VVK.
  • the reduction of the delivery volume of the stages (working chambers) from the large inlet volume (Vein) to the smaller outlet volume (V out ) is divided into two areas.
  • the working chamber closed off towards the suction side is reduced within a small rotation angle range to a specific volume (volume of the pre-compression VVK). It is preferred that
  • the precompression raises the temperature of the gas by the compression work to a moderate value of 150 ° C - 200 ° C.
  • the working chamber volume decreases considerably less strongly as a function of the angle of rotation than in the first region. The angle of rotation and thus the number of stages is considerably higher in the second range than in the first range.
  • the compression of the gas taking place here is selected such that the resulting heat of compaction can be well dissipated via the side walls of the housing so that the temperature of the gas does not increase or increases only slightly.
  • the maximum temperature change is preferably less than 50 ° C., and more preferably less than 30 ° C.
  • a particular advantage of the selected distribution of the volume reduction is that a largely homogeneous temperature distribution is achieved in the component. As a result, thermal peak loads and the associated strong component strains can be prevented.
  • the precompression takes place in the described first range within 1.5 to 3 rotor revolutions (turns).
  • the inventively high number of turns in the second region can be achieved here in a preferred embodiment by a single displacement element per rotor. However, it is also possible to provide a corresponding number of turns in this pressure-side region, for example by two displacement elements.
  • a high number of windings in accordance with the invention in this region in which, according to the invention, preferably only a relatively small compression of the medium to be conveyed takes place per turn, it is possible to dispense with rotor internal cooling. This is due in particular to the fact that, due to the relatively low compression in this area, the temperature increase of the displacement element caused by the compression is lower. Furthermore, due to the high density of the pumped medium through the medium itself, good heat dissipation from the displacement element into the compressor housing takes place in this area.
  • the screw rotors and the at least one provided displacement element are designed such that at least 6, in particular at least 8 and particularly preferably at least 10 windings are provided between an area in which 5% -20% of the outlet pressure prevails and the pressure-side rotor end are.
  • the pressure-side rotor end is in this case the area of the compressor outlet.
  • the inventively high number of turns in this area can be provided here in a preferred embodiment in the case of a single pressure-side displacement element provided for each rotor. However, it is also possible to provide a corresponding number of turns in this pressure-side region, for example on two displacement elements.
  • the preferably at least 6, in particular at least 8 and particularly preferably at least 10 turns are provided in a pressure-side displacement element.
  • the pressure-side displacement element has an average working pressure of more than 2 bar (absolute) on at least 6, in particular at least 8 and particularly preferably at least 10 turns.
  • the aim is in particular a shallow pressure gradient within the compressor. Therefore, the pressure should rise slowly over many turns of, in particular, 6 to 10 turns.
  • a cold gap with a Height of 0.03 mm - 0.2 mm and in particular 0.05 mm - 0.1 mm.
  • Such a relatively large gap height can be due to the inventive, described above Embodiment of the particular 6, preferably 8 and more preferably 10 last turns are provided.
  • a comparison with the diameter relatively long screw rotor is selected.
  • the at least one displacement element per screw rotor or in the case of a plurality of displacement elements per screw rotor together have a ratio of length L to diameter D, for which the following applies: and particularly
  • the usable area for heat dissipation is increased. Due to the resulting good heat exchange, the gas temperatures of the compressed gas are relatively low.
  • the provision of many chambers also has the advantage that the pressure differences between adjacent chambers are small and thereby a high density can be achieved.
  • the compression process becomes thermodynamically particularly effective and the gas temperatures remain relatively low. It is particularly preferred here for the internal volume ratio to be adapted to the ratio of outlet pressure to inlet pressure such that neither over-compression nor compression due to re-aeration occurs.
  • the inner volume ratio can be achieved by varying the pitch of the turns.
  • a change in the pitch of the turns in particular such that these from the compressor inlet to Compressor outlet decreases or becomes steeper.
  • the change in slope can be continuous and / or in stages.
  • a change in the head and foot diameters of the profile can also take place in steps or continuously. Again, a continuous change of the head and foot diameter is preferred, so that the rotor is conical, in particular in combination with a continuous change in the pitch.
  • the pressure ratio between the outlet pressure and the inlet pressure is at least 5.
  • the outlet pressure is at least 2 bar (absolute), in particular at least 5 bar.
  • the dry-compressing compressor at the compressor inlet and / or at the compressor outlet in each case preferably within the compressor housing to a gas collecting space.
  • the dry compressing screw compressor is a two-shaft compressor. These are preferably mounted on both sides, so that narrow gaps can be realized both between the displacement elements and between the displacement elements and the inner wall of the suction chamber.
  • a synchronization of the two rotor shafts by a preferably arranged outside of the pump chamber synchronization gear.
  • the bearing lubrication can be done with grease and / or oil.
  • the gearbox lubrication can take place via grease and / or oil. This is possible insofar as both the bearings and the synchronization gear are preferably arranged outside the pump chamber and thus is further avoided that the gas to be delivered is contaminated with oil.
  • the housing is made of aluminum or an aluminum alloy.
  • the coefficient of thermal expansion (coefficient of expansion) of the material of the screw rotors is less than the expansion coefficient of the material of the housing. It is particularly preferred that the coefficient of expansion of the screw rotors is smaller than 12 * 10 6 1 / K. This can be achieved by rotors made of iron or steel materials.
  • the two screw rotors arranged in the pump chamber have at least one displacement element which has a helical recess.
  • the helical recesses form several turns.
  • the at least one displacement element is made of a steel or an iron alloy. It is thus particularly preferred that the screw rotors, including the displacement elements, are made of a steel or iron alloy.
  • the housing is likewise produced from a steel or iron alloy or from aluminum or an aluminum alloy.
  • Each displacement element preferably has at least one helical recess which has the same contour over its entire length.
  • the contours are preferably different for each displacement element.
  • the single displacement element thus preferably has a constant pitch and a constant contour. This simplifies the production considerably, so that the production costs can be greatly reduced.
  • the contour of the suction-side displacement element is preferably asymmetrical.
  • the flanks can be designed such that the leakage surfaces, the so-called blow-off more preferably completely disappear or at least have a small cross-section.
  • a particularly suitable asymmetric profile is the so-called "Quimby-ProfM". Although such a profile is relatively difficult to produce, it has the advantage that there is no continuous blow hole. A short circuit exists only between two adjacent chambers. Since this is an asymmetrical profile with different profile flanks, at least two working steps are required for the production because the two flanks must be produced in different work steps due to their asymmetry.
  • the pressure-side displacement element in particular the last displacement element in the pumping direction, is preferably provided with a symmetrical contour.
  • the symmetrical contour has the particular advantage that the production is easier.
  • both flanks with a symmetrical contour can be produced by a rotating end mill or by a rotating side milling cutter in one work step.
  • Such symmetrical profiles have blow holes, they are continuous, ie not only provided between two adjacent chambers. The size of the blow hole decreases as the slope decreases.
  • such symmetrical profiles can be provided in particular in the case of the pressure-side displacement element, since in a preferred embodiment it has a smaller pitch than the suction-side displacement element and preferably also as the displacement elements arranged between the suction-side and the pressure-side displacement element.
  • a particularly suitable symmetrical profile is the so-called "cycloid profile".
  • the provision of at least two such displacement elements means that the corresponding screw compressor can generate high outlet pressures at low power consumption.
  • the thermal load is also low.
  • Arranging at least two displacement elements having a constant pitch and a constant contour in a compressor designed according to the invention leads to substantially the same results as in a compressor having a displacement element with a changing pitch. At high built volume ratios can be provided per rotor three or four displacement elements.
  • a pressure-side displacement element that is, in particular in the pumping direction last displacement element, has a large number of windings. Due to the high number of turns, a larger gap between the screw rotor and the housing can be accepted with consistent performance.
  • the gap can have a cold gap width of 0.05-0.3 mm.
  • a large number of outlet turns or number of turns in the pressure-side displacement element is inexpensive to produce, since according to the invention this displacement element can have a constant pitch and preferably also a symmetrical contour. On the outlet side, an asymmetric profile can also be used.
  • This pressure-side or last displacement element preferably has more than 6, in particular more than 8, and particularly preferably more than 10 turns.
  • the use of symmetrical profiles in a particularly preferred embodiment has the advantage that both flanks of the profile can be cut simultaneously with a milling cutter. In this case, the milling cutter is additionally supported by the respectively opposite flank, so that deformation or bending of the milling cutter during the milling process and thus caused inaccuracies are avoided.
  • the pitch change between adjacent displacement elements is discontinuous or erratic.
  • the two displacement elements are arranged in the longitudinal direction at a distance from each other, so that between two displacement elements a circumferential cylindrical chamber is formed, which serves as a tool outlet. This is particularly advantageous for the production of integrally formed rotors, since the helix producing tool can be brought out in this area in a simple manner. If the displacement elements are produced independently of each other and then mounted on a shaft, it is not necessary to provide a tool outlet, in particular such a ring-cylindrical area.
  • no tool outlet is provided between two adjacent displacement elements on the change of pitch.
  • both flanks have a defect or recess in order to be able to lead out the tool.
  • Such a defect has no appreciable influence on the compression capacity of the compressor, since it is a locally highly limited defect or recess.
  • the compressor screw rotor according to the invention has in particular a plurality of displacement elements. These can each have the same or different diameters. In this case, it is preferred that the pressure-side displacement element has a smaller diameter than the suction-side displacement element.
  • displacement elements which are produced independently of the rotor shaft, they are mounted on the shaft, for example by press fits. In this case, it is preferable to provide elements such as dowel pins for fixing the angular position of the displacement elements to one another.
  • the screw rotor is made in one piece, in particular one made of steel or an iron alloy.
  • the screw rotor can also have a rotor shaft that carries the at least one displacement element. This has the advantage, in particular when providing a plurality of displacement elements, that they can be produced independently of one another and are then connected to the rotor shaft in particular by being pressed on or shrink-fitted. In this case, it is possible to provide feathering keys or the like for defining the angular position of the individual displacement elements.
  • the screw rotors have no rotor inner cooling.
  • the screw rotors do not have any channels through which liquid coolant flows in particular.
  • the screw rotors can have bores or channels, for example for weight reduction, for balancing or the like. It is preferred in particular that the screw rotors are solid.
  • the housing has an average heat flow density in the region of the displacement elements which is less than 80,000 W / m 2 , preferably less than 60,000 W / m 2 and in particular less than 40,000 W / m 2 .
  • the mean heat flux density is the ratio of compaction power to the wall area of the compression area.
  • a gas aftercooler and / or a condensate separator for separating off the condensate and / or a silencer resulting from the compression may optionally additionally be provided on the compressor outlet. It is also possible to provide an intake air filter or an intake silencer at the compressor inlet.
  • a delivery level of at least 70 percent, preferably at least 85 percent, can be achieved for at least one operating point of the compressor.
  • the decisive factor is the ratio of theoretically possible and practically achieved volume flow.
  • the achievable by the compressor according to the invention high degree of delivery is a measure of the good tightness of the compressor.
  • the compressor according to the invention preferably has a high isothermal grade of at least 45 percent, preferably at least 60 percent.
  • the isothermal grade is the ratio of ideal isothermal compaction performance and real compaction performance.
  • the isothermal grade in turn represents a measure of good tightness and good cooling of the compressor.
  • the dry-compressing compressor according to the invention is preferable for the dry-compressing compressor according to the invention to be operated with a medium-speed motor.
  • the speed is more than 3000 "*> and particularly preferred
  • the speed is preferably lower than
  • an intensive cooling of the housing to keep the gas and components cold. If appropriate, this can also be done without rotor internal cooling in the embodiment of the compressor according to the invention. Low gas temperatures cause a reduction in compression work and thus have a positive effect on the power consumption of the compressor.
  • the rotors or the displacement elements can be coated with inlet layers, for example based on PTFE or molybdenum sulfide, in order to reduce the gap heights without impairing operational safety.
  • 1 is a schematic plan view of a preferred embodiment of a screw rotor of the screw compressor according to the invention
  • 2 is a schematic sectional view of displacement elements with asymmetric profile
  • Fig. 3 is a schematic sectional view of displacement elements with symmetrical profile
  • Fig. 4 is a schematic sectional view of a screw compressor.
  • the screw rotors shown in FIGS. 1 to 3 can be used in a screw compressor according to the invention, as shown in FIG. 4.
  • the rotor has a compression direction, i. H. in Figure 1 from left to right, changing or variable slope.
  • a first suction-side region 10 which forms a first displacement element
  • a large pitch of approximately 50-150 mm / revolution is provided in a first suction-side region 10, which forms a first displacement element.
  • the slope changes in the range 10, d. H. in the precompression range, at 55-65% of the inlet slope, i. approx. 30 - 100 mm / revolution.
  • the pitch is significantly lower. In this range, the slope is in the range of 10 - 30 mm / revolution.
  • the at least one displacement element per screw rotor thus formed by a screw rotor with variable preferably continuously changing pitch. This corresponds to a multiplicity of displacement elements arranged one behind the other in the conveying direction.
  • a gas collection chamber 14 is provided in the illustrated preferred embodiment.
  • the integrally formed screw rotor has two bearing seats 16 and a shaft end 18. With the shaft end 18, for example, a gear is connected to the drive.
  • the continuous shaft 20 may also be made of another material different from the displacement elements 10, 12.
  • conical rotors can also be provided. These in turn have according to the invention a plurality of displacement elements. Again, it is particularly preferred that the plurality of displacement elements are realized by a variable pitch. Conical rotors are also designed to be catchy.
  • Fig. 2 is a schematic sectional view of an asymmetric profile (e.g., a Quimby profile).
  • the illustrated asymmetrical profile is a so-called "Quimby profile”.
  • the sectional view shows two screw rotors which mesh with each other and whose longitudinal direction is perpendicular to the plane of the drawing. The opposite rotation of the rotors is indicated by the two arrows 15. Relative to a plane 17 running perpendicular to the longitudinal axis of the displacement elements are the profiles of the flanks
  • Such an asymmetric profile is preferably provided in the suction-side displacement element 10.
  • the schematic sectional view in Fig. 3 again shows a cross section of two displacement elements or two screw rotors, which in turn rotate in opposite directions (arrows 15). Relative to the axis of symmetry 17, the flanks 23 are designed to be symmetrical per displacement element.
  • the preferred exemplary embodiment shown in FIG. 4, a symmetrically designed contour, is a cycloid profile.
  • a symmetrical profile, as shown in FIG. 3, is preferably provided in the pressure-side displacement elements 12.
  • displacement elements are provided. These may possibly also have different head diameters and corresponding foot diameters. In this case, it is preferred that a displacement element with a larger head diameter at the inlet, i. is arranged on the suction side in order to realize a greater pumping speed in this area and / or to increase the built-in volume ratio. Furthermore, combinations of the embodiments described above are possible. For example, one or more displacement elements may be made integral with the shaft or an additional displacement element independent of the shaft and then mounted on the shaft.
  • the compressor housing 26 has an inlet 28 through which gas is sucked in the direction of an arrow 30. Furthermore, the compressor housing 26 has a pressure-side outlet 32, through which the gas is ejected in the direction of an arrow 38.
  • the screw compressor according to the invention compresses air into a compressed air space. Between the surfaces 42 of the two displacement elements 12 and an inner surface 44 of a pump chamber 26 formed by the compressor housing 26, a gap is formed whose height preferably in the range of 0.03 mm - 0.2 mm and in particular in the range of 0.05 mm - 0.1 mm.
  • the gap between the flanks of the displacement elements preferably has a gap height of 0.1-0.3 mm.
  • the compressor housing 26 is closed in the illustrated embodiment with two housing covers 47.
  • the left in Fig. 4 housing cover 47 has two bearing receptacles, in each of which a ball bearing 48 is arranged for mounting the two rotor shafts.
  • a ball bearing 48 is arranged for mounting the two rotor shafts.
  • the pins 50 of the two screw rotor shafts protrude through the covers 47.
  • a gear wheel 52 is arranged on each of the two shaft journals 50.
  • the two toothed wheels 52 mesh with one another in order to synchronize the two screw rotors with each other.
  • two bearings 48 for supporting the screw rotors are also arranged in the right-hand cover 47 in FIG.
  • a seal is provided in addition to the bearings 48.
  • shaft is the drive shaft which is connected to a drive motor, not shown.

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Abstract

Ein trockenverdichtender Schraubenkompressor weist in einem einen Schöpfraum ausbildenden Gehäuse (26) zwei Schraubenrotoren auf. An einem Kompressoreinlass (28) des Kompressors liegt vorzugsweise Atmosphärendruck und an einem Kompressorauslass (32) des Kompressors liegt vorzugsweise ein Druck von mehr als 2 bar (absolut) an. Je Schraubenrotor ist mindestens ein eine schraubenlinienförmige Ausnehmung zu Ausbildung mehrere Windungen aufweisendes Verdrängungselement (10, 12) vorgesehen. Das mindestens eine Verdrängungselement (10, 12) je Schraubenrotor weist ein eingängiges, asymmetrisches Profil auf.

Description

Kompressor
Die Erfindung betrifft einen Kompressor, insbesondere einen Schraubenkom- pressor.
Zur Verdichtung von Gasen, insbesondere zur Bereitstellung von Druckluft, werden heute in erster Linie öleingespritzte Schraubenkompressoren verwen- det. Mit diesen kann üblicherweise eine Verdichtung von lbar (absolut) auf 8,5bar bis 14bar (absolut) in einer Kompressorstufe erfolgen. Die geförderten Ansaug-Volumenströme liegen hierbei im Bereich von 30 bis 5000 m3/h. Der- artige Schraubenkompressoren weisen zwei gegenläufig rotierende Schrau- benrotoren auf. Die Schraubenrotoren weisen jeweils zumindest eine schrau- benlinienförmige Vertiefung auf, so dass ein Verdrängungselement ausgebildet ist. Die Einspritzung von Öl in den Schöpfraum, in dem die beiden Schraubro- toren angeordnet sind, dient zur Abdichtung der Spalte zwischen den Rotoren und dem Gehäuse bzw. der Innenwand des Schöpfraums. Nur Aufgrund des Vorsehens von Öl kann eine ausreichende Dichtigkeit erzielt werden, um hohe Verdichtungsdrücke von insbesondere bis zu 14bar in einer Kompressorstufe erzielen zu können. Des Weiteren dient das Öl zur Schmierung der Wälzkon- takte zwischen den beiden Schraubenrotoren. Hierdurch kann auf ein Syn- chronisationsgetriebe für die beiden Schraubenrotoren verzichtet werden. Fer- ner dient das Öl zur Abführung von Kompressionswärme. Nur so kann bei ho- hem Wirkungsgrad eine niedrige Temperatur erzielt werden. Zuletzt dient das Öl auch zur Dämpfung mechanischer Geräusche. Ein wesentlicher Nachteil des Einsatzes von Öl besteht darin, dass das Öl auch in das zu fördernde Gas ge- langt. Das Öl muss durch mehrstufige Abscheider aus der Druckluft entfernt werden. Dies hat zur Folge, dass derartige Kompressoren aufwendig sind und viel Bauraum erfordern. Der Einsatz öleingespritzter Schraubenkompressoren ist insbesondere in Bereichen, in denen eine hohe Sauberkeit der Druckluft gefordert ist, wie beispielsweise in Bereichen der pharmazeutischen- oder Nahrungsmittelindustrie, nicht oder nur mit äußerst aufwendigen vielstufigen Ölabscheidern möglich.
Zur Erzeugung ölfreier Druckluft ist es bekannt trockenverdichtende Schrau- benkompressoren einzusetzen. Die beiden Schraubenrotoren werden hierbei berührungsfrei angeordnet und über ein ölgeschmiertes Getriebe miteinander synchronisiert. Trockenverdichtende Schraubenkompressoren weisen jedoch den Nachteil auf, dass mit einer Kompressorstufe nur eine Verdichtung auf 4 bis 5bar (absolut) möglich ist. Dies liegt insbesondere darin begründet, dass durch die Spalte zwischen den Rotoren und dem Gehäuse hohe Leckagen auf- treten. Zur Erzielung von Drücken von beispielsweise 9bar (absolut), müssen daher zweistufig ausgeführte Schraubenkompressoren verwendet werden. Ne- ben den zwei Kompressorstufen ist ferner eine Zwischenkühlung der Druckluft nötig, so dass sich aufwendige Anlagen mit vielen Komponenten und einem großen Bauraum ergeben.
Des Weiteren sind als trockenverdichtende Kompressoren sogenannte Dreh- zahnkompressoren bekannt. Auch diese weisen den Nachteil auf, dass sie zur Erzielung hoher Drücke von etwa 9bar (absolut) mehrstufig ausgebildet wer- den müssen.
Des Weiteren sind trockenverdichtende Spindelkompressoren bekannt. Diese weisen mehrere hintereinander geschaltete abgeschlossene Arbeitskammern über eine Vielzahl von Windungen bzw. Umschlingungen eines Verdrängers auf. Theoretisch sollen hiermit hohe Verdichtungsdrücke auch einstufig erzielt werden können, so dass durch Spindelkompressoren mehrstufige Schrauben- kompressoren oder Drehzahnkompressoren ersetzt werden könnten. Aller- dings sind Spindelkompressoren bisher nicht auf dem Markt, so dass ein prak- tischer Nachweis, dass hohe Kompressionsdrücke einstufig erzielt werden kön- nen noch nicht erfolgt ist. Spindelkompressoren sind beispielsweise in DE 10 2010 064 388, WO 2011/101064, DE 10 2012 202 712 und DE 10 2011 004 960 beschrieben.
Aufgabe der Erfindung ist es, einen trockenverdichtenden Kompressor zu schaffen, mit dem auch einstufig hohe Drücke von insbesondere mehr als 5bar (absolut) erzielt werden können.
Die Lösung der Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß durch einen trockenverdich- tenden Kompressor gemäß Anspruch 1.
Der erfindungsgemäße trockenverdichtende Kompressor weist einen durch ein Gehäuse ausgebildeten Schöpfraum auf. In dem Schöpfraum sind zwei inei- nandergreifende Schraubenrotoren angeordnet. Diese werden zur Förderung des Gases gegenläufig gedreht. Hierzu weist jeder Schraubenrotor mindestens ein Verdrängungselement auf, das eine schraubenlinienförmige Ausnehmung zur Ausbildung der Windungen aufweist. Insbesondere kann je Schraubenrotor auch nur ein Verdrängungselement vorgesehen sein, das gegebenenfalls ein- stückig mit einer Rotorwelle ausgebildet sein kann. Ferner weist das Gehäuse einen Kompressoreinlass auf, an dem vorzugsweise Atmosphärendruck an- liegt. An einem Kompressorauslass liegt vorzugsweise ein Druck von über 2bar (absolut) an, wobei es besonders bevorzugt ist, dass am Kompressorauslass ein Druck von mehr als 5bar (absolut) herrscht.
Mit dem erfindungsgemäßen trockenverdichtenden Kompressor können einstu- fig hohe Drücke erzielt werden, da erfindungsgemäß das mindestens eine Ver- drängungselement je Schraubenrotor eingängig ausgebildet ist und ein asym- metrisches Profil aufweist. In besonders bevorzugter Ausführungsform ist das asymmetrische Profil derart ausgebildet, dass kein oder allenfalls ein geringes Blasloch entsteht. Da kein durchgehendes Blasloch vorhanden ist, ist bei ei- nem erfindungsgemäß bevorzugt ausgebildeten asymmetrischen Profil lediglich nur zwischen zwei benachbarten Kammern ein Kurzschluss vorgesehen. In be- sonders bevorzugter Ausführungsform wird als asymmetrisches Profil das so- genannte Quimby-Profil vorgesehen. Asymmetrische Profile weisen zwei unter- schiedliche Profilflanken auf. Wenngleich diese in der Herstellung aufgrund der erforderlichen zwei gesonderten Arbeitsschritte aufwendig sind, kann hier- durch eine äußerst dichte Arbeitskammer erzielt werden.
Bereits das Vorsehen eingängiger gegebenenfalls auch symmetrischer Rotor- profile hat bereits den Vorteil, dass eine höhere Dichtigkeit erzielt werden kann. Bei Profilen mit zwei oder mehr Gängen der jeweils miteinander käm- menden Verdrängungselemente ergeben sich durch die Spalte Verbindungen über mehrere Kammern hinweg, so dass sich die Leckage nachteilig auf den geförderten Gasstrom und die Energiewandlungsgüte auswirkt.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemäßen tro- ckenverdichtenden Kompressors ist die Anzahl der Windungen des mindestens einen Verdrängungselements oder bei mehreren Verdrängungselementen die Summe der Windungen der Verdrängungselemente eines Schraubenrotors größer als das Verhältnis des am Kompressorauslass herrschenden Drucks zu dem am Kompressoreinlass herrschenden Drucks. Die Windungsanzahl n ergibt sich somit aus
ΐh Paus
Pein wobei paus der Auslassdruck und pein der Einlassdruck des Kompressors ist. Be- sonders bevorzugt ist es, dass die Anzahl der Windungen bzw. Umschlingun- gen sich berechnet nach n > Paus + 4.
Pein Durch eine derartig große Anzahl an Windungen bzw. Umschlingungen je Schraubenrotor erfolgt eine kontinuierliche, jedoch verhältnismäßig langsame Kompression des Gases. Hierdurch ist es möglich die bei der Kompression ent- stehende Wärme gut abzuführen.
Des Weiteren ist es bevorzugt, dass das eingebaute Volumenverhältnis des trockenverdichtenden Schraubenkompressors zwischen dem theoretischen Fördervolumen an der Einlassstufe (Vein) und dem theoretischen Fördervolu- men an der Auslassstufe (Vaus) an die Druckverhältnisse am Einlass (Pein) und am Auslass (paus) angepasst ist. Dabei sind pein und paus als Absolutdrücke de- finiert. Bevorzugt ist ein Volumenverhältnis V von
wobei n einen Wert von k-0,3 bis k+0,3 und vorzugsweise einen Wert zwi- schen k-0,1 und k+0,1 aufweist k ist hierbei der Isotropenexponent des zu fördernden Gasgemisches.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform weisen die Verdrängungs- elemente zumindest einen Bereich bzw. Abschnitt auf, in dem das Kammervo- lumen von einem Volumen Vein auf ein Zwischen-Volumen VVK abnimmt.
Bei einer weiteren bevorzugten bzw. alternativen Ausführungsform erfolgt ein Aufteilen der Verringerung des Fördervolumens der Stufen (Arbeitskammern) von dem großen Einlassvolumen (Vein) zum kleineren Auslassvolumen (Vaus) in zwei Bereiche. Besonders bevorzugt ist es hierbei, dass in einem ersten Be- reich die zur Saugseite hin abgeschlossene Arbeitskammer innerhalb eines kleinen Drehwinkelbereiches auf ein bestimmtes Volumen (Volumen der Vor- kompression VVK) verringert wird. Hierbei ist es bevorzugt, dass
VVK — X Vein ist, wobei x = 0,1 bis 0,5, insbesondere x = 0,2 bis 0,4 und besonders bevor- zugt x = 0,3 ist. Die Vorkompression hebt die Temperatur des Gases durch die zugeführte Verdichtungsarbeit auf einen moderaten Wert von 150 °C - 200 °C an. Im zweiten Bereich der Verdichtung nimmt das Arbeitskammervolumen in Abhängigkeit vom Drehwinkel erheblich weniger stark ab als im ersten Be- reich. Der Drehwinkel und somit die Anzahl der Stufen ist im zweiten Bereich erheblich höher als im ersten Bereich. Durch den moderaten Temperaturan- stieg im ersten Bereich, die große Gehäuseoberfläche im zweiten Bereich und die relativ lange Verweildauer des Gases im zweiten Bereich aufgrund des grö- ßeren Drehwinkels, kann im zweiten Bereich durch Wärmetransport in das Ge- häuse ein weiterer Temperaturanstieg des Gases durch die Kompression weit- gehend vermieden werden.
Die hier erfolgende Verdichtung des Gases ist derart gewählt, dass die entste- hende Verdichtungswärme über die Seitenwände des Gehäuses gut abgeführt werden kann, so dass sich die Temperatur des Gases nicht oder nur geringfü- gig erhöht. Die maximale Temperaturänderung ist hierbei vorzugsweise gerin- ger als 50 °C und besonders bevorzugt geringer als 30 °C.
Ein besonderer Vorteil der gewählten Aufteilung der Volumenverringerung be- steht darin, dass eine weitgehend homogene Temperaturverteilung im Bauteil erzielt wird. Hierdurch können thermische Spitzenbelastungen und die damit verbundenen starken Bauteildehnungen verhindert werden.
Das Verhältnis zwischen Einlassvolumen (Vein) und dem Volumen der Vorkom- pression (Übergang vom ersten zum zweiten Bereich, VVK) lässt sich beziehen auf das innere Volumenverhältnis v, des Kompressors wobei j = 2 bis 5, insbesondere j = 2,5 bis 3.5 und besonders bevorzugt j = 3 ist. In einer besonders bevorzugten Ausführungsform erfolgt die Vorkompression im beschriebenen ersten Bereich innerhalb von 1,5 bis 3 Rotorumdrehungen (Windungen).
Die erfindungsgemäß hohe Anzahl der Windungen im zweiten Bereich kann hierbei in bevorzugter Ausführungsform durch ein einziges Verdrängungsele- ment je Rotor erzielt werden. Möglich ist es jedoch auch, eine entsprechende Anzahl an Windungen in diesem druckseitigen Bereich, beispielsweise durch zwei Verdrängungselemente vorzusehen. Durch Vorsehen einer erfindungsge- mäß hohen Windungszahl in diesem Bereich, in dem erfindungsgemäß vor- zugsweise nur eine relativ geringe Kompression des zu fördernden Mediums je Windung erfolgt, ist es möglich auf eine Rotorinnenkühlung zu verzichten. Dies liegt insbesondere darin begründet, dass aufgrund der relativ geringen Kom- pression in diesem Bereich die durch die Kompression hervorgerufene Tempe- raturerhöhung des Verdrängungselementes geringer ist. Des Weiteren erfolgt in diesem Bereich aufgrund der hohen Dichte des geförderten Mediums durch das Medium selbst eine gute Wärmeabfuhr vom Verdrängungselement in das Kompressorgehäuse.
Vorzugsweise sind die Schraubenrotoren und das mindestens eine vorgesehe- ne Verdrängungselement derart ausgebildet, dass zwischen einem Bereich, in dem 5% - 20 % des Auslassdrucks herrschen, und dem druckseitigen Rotor- ende mindestens 6, insbesondere mindestens 8 und besonders bevorzugt mindestens 10 Windungen vorgesehen sind. Das druckseitige Rotorende ist hierbei der Bereich des Kompressorauslasses. Die erfindungsgemäß hohe An- zahl an Windungen in diesem Bereich kann hierbei in bevorzugter Ausfüh- rungsform bei einem einzigen je Rotor vorgesehenen druckseitigen Verdrän- gungselement vorgesehen sein. Möglich ist es jedoch auch, eine entsprechen- de Anzahl an Windungen in diesem druckseitigen Bereich, beispielsweise an zwei Verdrängungselementen vorzusehen. Durch Vorsehen einer erfindungs- gemäß hohen Windungsanzahl in einem Bereich, in dem erfindungsgemäß so- dann nur noch eine relativ geringe Kompression des zu fördernden Mediums je Windung erfolgt, ist es möglich, auf eine Rotorinnenkühlung zu verzichten. Dies liegt insbesondere darin begründet, dass aufgrund der verhältnismäßig geringen Kompression in diesem Bereich die durch die Kompression hervorge- rufene Temperaturerhöhung des Verdrängungselements geringer ist. Des Wei- teren erfolgt ebenfalls aufgrund der relativ hohen Dichte des Mediums in die- sem Bereich durch das geförderte Medium selbst eine gute Wärmeabfuhr von dem Verdrängungselement in das Kompressorgehäuse.
Außerdem steht durch die vorzugsweise hohe Zahl an Windungen eine große Oberfläche für den Wärmetausch zum Gehäuse zur Verfügung.
Besonders bevorzugt ist es, dass die vorzugsweise mindestens 6, insbesonde- re mindestens 8 und besonders bevorzugt mindestens 10 Windungen in einem druckseitigen Verdrängungselement vorgesehen sind.
Des Weiteren ist es zur erfindungsgemäßen Ausgestaltung von Schraubenroto- ren ohne Innenkühlung bevorzugt, dass das druckseitige Verdrängungsele- ment an mindestens 6, insbesondere mindestens 8 und besonders bevorzugt mindestens 10 Windungen einen mittleren Arbeitsdruck von mehr als 2bar (absolut) aufweist. Ziel ist insbesondere ein flacher Druckgradient innerhalb des Kompressors. Daher sollte der Druck über viele Windungen von insbeson- dere 6 bis 10 Windungen langsam ansteigen.
Erfindungsgemäß bevorzugt ist es somit möglich, auch bei Rotoren ohne Roto- rinnenkühlung und bei einem Gehäuse aus Aluminium oder aus einer Alumini- umlegierung zwischen der Oberfläche des mindestens einen Verdrängungs- elements und der Innenseite des Schöpfraums insbesondere im druckseitigen Bereich einen Kalt-Spalt mit einer Höhe von 0,03 mm - 0,2 mm und insbe- sondere 0,05 mm - 0,1 mm vorzusehen. Eine derart verhältnismäßig große Spalthöhe kann aufgrund der erfindungsgemäßen, vorstehend beschriebenen Ausgestaltung der insbesondere 6, vorzugsweise 8 und besonders bevorzugt 10 letzten Windungen, vorgesehen werden.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist ein vergli- chen mit dem Durchmesser verhältnismäßig langer Schraubenrotor gewählt. Insbesondere weisen das mindestens eine Verdrängungselement je Schrau- benrotor bzw. bei mehreren Verdrängungselementen je Schraubenrotor diese zusammen ein Verhältnis von Länge L zu Durchmesser D auf, für das gilt: und insbesondere
Durch Vorsehen eines langen Rotors mit insbesondere vielen Kammern wird die für die Wärmeabfuhr nutzbare Fläche vergrößert. Aufgrund des hierdurch entstehenden guten Wärmeaustausches sind die Gastemperaturen des kom- primierten Gases relativ gering. Das Vorsehen vieler Kammern hat ferner den Vorteil, dass die Druckunterschiede zwischen benachbarten Kammern gering sind und hierdurch eine hohe Dichtigkeit erzielt werden kann. Durch eine der- artige Verringerung des Fördervolumens je Stufe von der Einlass- zu Auslass- seite wird der Verdichtungsprozess thermodynamisch besonders effektiv und die Gastemperaturen bleiben verhältnismäßig niedrig. Besonders bevorzugt ist es hierbei, dass das innere Volumenverhältnis so an das Verhältnis von Aus- lass- zu Einlassdruck angepasst ist, dass weder Überkompression noch Ver- dichtung durch Rückbelüftung auftritt.
Das innere Volumenverhältnis kann dadurch erzielt werden, dass die Steigung der Windungen variiert. Vorzugsweise erfolgt eine Veränderung der Steigung der Windungen, insbesondere derart, dass diese vom Kompressoreinlass zum Kompressorauslass abnimmt bzw. steiler wird. Die Veränderung der Steigung kann kontinuierlich und/oder in Stufen erfolgen.
Zusätzlich oder anstelle der Variation der Steigung kann auch eine Verände- rung des Kopf- und Fußdurchmessers des Profils in Stufen oder kontinuierlich erfolgen. Bevorzugt ist hierbei wiederum eine kontinuierliche Veränderung des Kopf- und Fußdurchmessers, so dass der Rotor konisch ausgebildet ist, insbe- sondere in Kombination mit einer kontinuierlichen Veränderung der Steigung.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsform beträgt das Druckverhältnis zwischen dem Auslassdruck und dem Einlassdruck mindestens 5. Der Auslass- druck beträgt in einer besonders bevorzugten Ausführungsform mindestens 2 bar (absolut), insbesondere mindestens 5 bar.
Bei einer weiteren besonders bevorzugten Ausführungsform weist der trocken- verdichtende Kompressor am Kompressoreinlass und/oder am Kompresso- rauslass jeweils vorzugsweise innerhalb des Kompressorgehäuses einen Gas- sammelraum auf.
Im Übrigen ist es bevorzugt, dass es sich bei dem trockenverdichtenden Schraubenkompressor um einen Kompressor mit zwei Wellen handelt. Diese sind vorzugsweise beidseitig gelagert, so dass enge Spalte sowohl zwischen den Verdrängungselementen als auch zwischen den Verdrängungselementen und der Innenwand des Schöpfraums realisiert werden können. Vorzugsweise erfolgt eine Synchronisation der beiden Rotorwellen durch ein vorzugsweise außerhalb des Schöpfraums angeordnetes Synchronisationsgetriebe. Die La- gerschmierung kann über Fett und/oder Öl erfolgen. Ebenso kann die Getrie- beschmierung über Fett und/oder Öl erfolgen. Dieses ist insofern möglich, da sowohl die Lager als auch das Synchronisationsgetriebe vorzugsweise außer- halb des Schöpfraums angeordnet sind und somit weiterhin vermieden ist, dass das zu fördernde Gas mit Öl kontaminiert wird. Vorzugsweise ist das Gehäuse aus Aluminium oder einer Aluminiumlegierung hergestellt. Besonders bevorzugt ist hierbei als Aluminiumlegierung für das Gehäuse AISi7Mg oder AIMgO,75Si. Insbesondere ist der Wärmeausdehnungs- koeffizient (Ausdehnungskoeffizient)des Materials der Schraubenrotoren gerin- ger als der Ausdehnungskoeffizient des Materials des Gehäuses. Besonders bevorzugt ist es, dass der Ausdehnungskoeffizient der Schraubenrotoren klei- ner ist als 12*10 61/K. Dies kann durch Rotoren aus Eisen- oder Stahlwerk- stoffen erreicht werden.
Die beiden in dem Schöpfraum angeordneten Schraubenrotoren weisen min- destens ein Verdrängungselement auf, das eine schraubenlinienförmige Aus- nehmung aufweist. Die schraubenlinienförmigen Ausnehmungen bilden mehre- re Windungen aus. Erfindungsgemäß ist das mindestens eine Verdrängungs- element aus einer Stahl- oder einer Eisenlegierung hergestellt. Besonders be- vorzugt ist es somit, dass die Schraubenrotoren einschließlich der Verdrän- gungselemente aus einer Stahl- oder Eisenlegierung hergestellt sind. Das Ge- häuse ist ebenfalls aus einer Stahl- oder Eisenlegierung oder aus Aluminium bzw. einer Aluminiumlegierung hergestellt.
Jedes Verdrängungselement weist vorzugsweise mindestens eine schraubenli- nienförmige Ausnehmung auf, die über ihre gesamte Länge dieselbe Kontur aufweist. Die Konturen sind vorzugsweise je Verdrängungselement unter- schiedlich. Das einzelne Verdrängungselement weist somit vorzugsweise eine konstante Steigung und eine gleichbleibende Kontur auf. Dies vereinfacht die Herstellung erheblich, so dass die Herstellungskosten stark gesenkt werden können.
Zur weiteren Verbesserung der Saugleistung ist die Kontur des saugseitigen Verdrängungselements, das heißt insbesondere des in Pumprichtung ersten Verdrängungselements vorzugsweise asymmetrisch ausgebildet. Durch die asymmetrische Ausbildung der Kontur bzw. des Profils können die Flanken derart ausgestaltet werden, dass die Leckageflächen, die sogenannten Blaslö- eher insbesondere vollständig verschwinden oder zumindest einen geringen Querschnitt aufweisen. Ein besonders geeignetes asymmetrisches Profil ist das sogenannte "Quimby-ProfM". Ein derartiges Profil ist zwar relativ schwierig her- zustellen, weist jedoch den Vorteil auf, dass kein durchgehendes Blasloch vor- handen ist. Ein Kurzschluss ist nur zwischen zwei benachbarten Kammern ge- geben. Da es sich um ein asymmetrisches Profil mit unterschiedlichen Profil- flanken handelt, sind für die Herstellung zumindest zwei Arbeitsschritte erfor- derlich, da die beiden Flanken aufgrund ihrer Asymmetrie in unterschiedlichen Arbeitsschritten hergestellt werden müssen.
Das druckseitige Verdrängungselement, insbesondere das in Pumprichtung letzte Verdrängungselement, ist vorzugsweise mit einer symmetrischen Kontur versehen. Die symmetrische Kontur hat insbesondere den Vorteil, dass die Herstellung einfacher ist. Insbesondere können beide Flanken mit symmetri- scher Kontur durch einen rotierenden Fingerfräser oder durch einen rotieren- den Scheibenfräser in einem Arbeitsschritt hergestellt werden. Derartige symmetrische Profile weisen zwar Blaslöcher auf, diese sind jedoch durchge- hend, d.h. nicht nur zwischen zwei benachbarten Kammern vorgesehen. Die Größe des Blaslochs verringert sich bei Verringerung der Steigung. Insofern können derartige symmetrische Profile insbesondere bei dem druckseitigen Verdrängungselement vorgesehen werden, da diese in bevorzugter Ausfüh- rungsform eine kleinere Steigung als das saugseitige Verdrängungselement und vorzugsweise auch als das zwischen dem saugseitigen und dem drucksei- tigen Verdrängungselement angeordnete Verdrängungselemente aufweist. Wenngleich die Dichtigkeit derartiger symmetrischer Profile etwas geringer ist, weisen diese den Vorteil auf, dass die Herstellung deutlich einfacher ist. Insbe- sondere ist es möglich, das symmetrische Profil in einem einzigen Arbeits- schritt und vorzugsweise mit einem einfachen Fingerfräser oder Scheibenfräser herzustellen. Dies reduziert die Kosten erheblich. Ein besonders geeignetes symmetrisches Profil ist das sogenannte "Zykloiden-Profil". Das Vorsehen mindestens zweier derartiger Verdrängungselemente führt dazu, dass der entsprechende Schraubenkompressor bei geringer Leistungsaufnah- me hohe Auslassdrücke erzeugen kann. Auch ist die thermische Belastung ge- ring. Das Anordnen von mindestens zwei erfindungsgemäß ausgestalteten Verdrängungselementen mit konstanter Steigung und gleichbleibender Kontur in einem Kompressor führt zu im Wesentlichen gleichen Ergebnissen, wie bei einem Kompressor mit einem Verdrängungselement mit sich ändernder Stei- gung. Bei hohen eingebauten Volumenverhältnissen können je Rotor drei oder vier Verdrängungselemente vorgesehen werden.
Zur Erhöhung des erzielbaren Auslassdrucks und/oder zur Verringerung der Leistungsaufnahme und/oder der thermischen Belastung weist bei einer be- sonders bevorzugten Ausführungsform ein druckseitiges, das heißt insbeson- dere in Pumprichtung letztes Verdrängungselement eine große Anzahl an Win- dungen auf. Durch eine hohe Anzahl an Windungen kann ein größerer Spalt zwischen dem Schraubenrotor und dem Gehäuse akzeptiert werden bei gleich- bleibender Performance. Der Spalt kann hierbei eine Kalt-Spaltweite von 0,05 - 0,3 mm aufweisen. Eine große Anzahl an Auslasswindungen bzw. Anzahl an Windungen bei dem druckseitigen Verdrängungselement ist kostengünstig herstellbar, da erfindungsgemäß dieses Verdrängungselement eine konstante Steigung und vorzugsweise auch eine symmetrische Kontur aufweisen kann. Auslassseitig kann auch ein asymmetrisches Profil verwendet werden. Hier- durch ist eine einfache und kostengünstige Herstellung möglich, so dass das Vorsehen einer größeren Anzahl an Windungen akzeptabel ist. Vorzugsweise weist dieses druckseitige bzw. letzte Verdrängungselement mehr als 6, insbe- sondere mehr als 8 und besonders bevorzugt mehr als 10 Windungen auf. Das Verwenden symmetrischer Profile hat in besonders bevorzugter Ausführungs- form den Vorteil, dass beide Flanken des Profils mit einem Fräser gleichzeitig geschnitten werden können. Hierbei erfolgt zusätzlich ein Abstützen des Frä- sers durch die jeweils gegenüberliegende Flanke, so dass ein Verformen bzw. Verbiegen des Fräsers während des Fräsvorgangs und hierdurch hervorgerufe- ne Ungenauigkeiten vermieden sind. Zur weiteren Reduzierung der Herstellungskosten ist es besonders bevorzugt, die Verdrängungselemente und die Rotorwelle einstückig auszubilden.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist der Steigungswechsel zwischen benachbarten Verdrängungselementen unstetig bzw. sprunghaft ausgebildet. Gegebenenfalls sind die beiden Verdrängungselemente in Längs- richtung in einem Abstand zueinander angeordnet, so dass zwischen zwei Ver- drängungselementen eine umlaufende zylinderringförmige Kammer ausgebil- det ist, die als Werkzeugauslauf dient. Dies ist insbesondere für die Fertigung von einstückig ausgebildeten Rotoren vorteilhaft, da das die Schraubenlinie herstellende Werkzeug in diesem Bereich auf einfache Weise herausgeführt werden kann. Sofern die Verdrängungselemente unabhängig voneinander her- gestellt und sodann auf einer Welle montiert werden, ist das Vorsehen eines Werkzeugauslaufs, insbesondere eines derartigen ringzylindrischen Bereichs nicht erforderlich.
Bei einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist zwischen zwei benach- barten Verdrängungselementen am Steigungswechsel kein Werkzeugauslauf vorgesehen. In dem Bereich des Steigungswechsels weisen vorzugsweise bei- de Flanken eine Fehlstelle bzw. Ausnehmung auf, um das Werkzeug heraus- führen zu können. Eine derartige Fehlstelle hat keinen nennenswerten Einfluss auf die Verdichtungsleistung des Kompressors, da es sich um eine örtlich stark begrenzte Fehlstelle bzw. Ausnehmung handelt.
Der erfindungsgemäße Kompressor-Schraubenrotor weist insbesondere meh- rere Verdrängungselemente auf. Diese können jeweils den gleichen oder un- terschiedliche Durchmesser aufweisen. Bevorzugt ist es hierbei, dass das druckseitige Verdrängungselement einen kleineren Durchmesser als das saug- seitige Verdrängungselement aufweist. Bei unabhängig von der Rotorwelle hergestellten Verdrängungselementen werden diese beispielsweise durch Presspassungen auf der Welle montiert. Hierbei ist es bevorzugt, Elemente wie Passstifte zur Festlegung der Winkelpo- sition der Verdrängungselemente zueinander vorzusehen.
Besonders bevorzugt ist es, dass der Schraubenrotor einstückig, insbesondere einer aus Stahl- oder einer Eisenlegierung hergestellt ist. Der Schraubenrotor kann auch eine Rotorwelle aufweisen, die das mindestens eine Verdrängungs- element trägt. Dies hat insbesondere beim Vorsehen mehrerer Verdrängungs- elemente den Vorteil, dass diese unabhängig voneinander hergestellt werden können und anschließend insbesondere durch Aufpressen oder Aufschrumpfen mit der Rotorwelle verbunden werden. Hierbei ist es möglich, zur Definition der Winkellage der einzelnen Verdrängungselemente Passfedern oder derglei- chen vorzusehen.
Bei dem bevorzugten Vorsehen von mehreren Verdrängungselementen je Schraubenrotor ist es möglich, die Verdrängungselemente einstückig auszubil- den.
Erfindungsgemäß bevorzugt ist es, dass die Schraubenrotoren keine Rotorin- nenkühlung aufweisen. Insofern ist es besonders bevorzugt, dass die Schrau- benrotoren keine von insbesondere flüssigem Kühlmittel durchströmten Kanäle aufweisen. Die Schraubenrotoren können jedoch Bohrungen oder Kanäle, bei- spielsweise zur Gewichtsreduzierung, zum Wuchten oder dgl. aufweisen. Be- vorzugt ist es insbesondere, dass die Schraubenrotoren massiv ausgebildet sind.
Des Weiteren ist es bevorzugt, dass das Gehäuse im Bereich der Verdrän- gungselemente eine mittlere Wärmestromdichte aufweist, die kleiner als 80.000 W/m2, vorzugsweise kleiner als 60.000 W/m2 und insbesondere kleiner als 40.000 W/m2 ist. Die mittlere Wärmestromdichte ist das Verhältnis aus Verdichtungsleistung zur Wandfläche des Verdichtungsbereichs. Bei dem erfindungsgemäßen trockenverdichtenden Schraubenkompressor können gegebenenfalls zusätzlich am Kompressorauslass ein Gasnachkühler und/oder ein Kondensatabscheider zur Abscheidung des durch die Kompressi- on entstehenden Kondensats und/oder ein Schalldämpfer vorgesehen sein. Ebenso ist es möglich am Kompressoreinlass einen Einlassluftfilter oder einen Einlassschalldämpfer vorzusehen.
Besonders bevorzugt kann mit dem erfindungsgemäßen Kompressor ein Lie- fergrad von mindestens 70 Prozent, vorzugsweise mindestens 85 Prozent für mindestens einen Betriebspunkt des Kompressors erzielt werden. Ausschlag- gebend ist das Verhältnis aus theoretisch möglichem und praktisch erreichtem Volumenstrom. Der durch den erfindungsgemäßen Kompressor erzielbare ho- he Liefergrad ist ein Maß für die gute Dichtigkeit des Kompressors.
Ferner weist der erfindungsgemäße Kompressor vorzugsweise einen hohen isothermischen Gütegrad von mindestens 45 Prozent, vorzugsweise mindes- tens 60 Prozent auf. Der isothermische Gütegrad ist das Verhältnis aus idealer isothermischer Verdichtungsleistung und der reellen Verdichtungsleistung. Der isothermische Gütegrad stellt wiederum ein Maß für eine gute Dichtigkeit und eine gute Kühlung des Kompressors dar.
Des Weiteren bevorzugt ist es, dass der erfindungsgemäße trockenverdichten- de Kompressor mit einem Motor mittelhoher Drehzahl betrieben wird. Insbe-
1
sondere beträgt die Drehzahl mehr als 3000 «*> und besonders bevorzugt
1
mehr als 4.000 »i«. Andererseits ist die Drehzahl vorzugsweise geringer als
1
10.000 min B
Bei relativ niedrigen Drehzahlen von beispielsweise herkömmlichen asynchro-
1
nen Motoren im Bereich von 3000 »i« müssen große Rotordurchmesser ver- wendet werden. Dies führt zu ungünstigen Verhältnissen von gefördertem Gasvolumen und Leckageflächen. Diese ist näherungsweise proportional zum
Rotordurchmesser. Andererseits führen sehr hohe Drehzahlen von mehr als
1
10.000 ™ zu sehr hohen Anforderungen an die Auswuchtung der Rotoren bzw. der Verdrängungselemente. Dies ist bei eingängigen Gewinden sehr schwer erreichbar. Des Weiteren wird mit zunehmender Leistungsdichte auf- grund hoher Drehzahlen die Kühlung des Kompressors schwierig. Ein weiterer Nachteil sehr hoher Drehzahlen mit sehr schmalen Zahnlücken besteht in der hohen Gasreibung in den Gasgängen. Hierdurch sinkt die Energieeffizienz. Bei erfindungsgemäßen mittleren Drehzahlen kann ein guter Kompromiss aus Dichtigkeit, Wuchtgute, Gasreibung und Wärmeübertragung bzw. Tempera- turniveau erzielt werden.
Vorzugweise erfolgt eine intensive Kühlung des Gehäuses um das Gas und die Bauteile kalt zu halten. Dies kann bei der erfindungsgemäßen Ausführung des Kompressors gegebenenfalls auch ohne Rotorinnenkühlung erfolgen. Niedrige Gastemperaturen bewirken eine Verringerung der Kompressionsarbeit und wirken sich damit positiv auf die Leistungsaufnahme des Kompressors aus.
In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung können die Rotoren bzw. die Verdrängungselemente mit Einlaufschichten beispielsweise auf Basis von PTFE oder Molybdänsulfid beschichtet sein, um die Spalthöhen zu verringern, ohne die Betriebssicherheit zu verschlechtern.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand einer bevorzugten Ausführungsform unter Bezugnahme auf die anliegenden Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen :
Fig. 1 eine schematische Draufsicht einer bevorzugten Ausführungsform eines Schraubenrotors des erfindungsgemäßen Schraubenkom- pressors, Fig. 2 eine schematische Schnittansicht von Verdrängungselementen mit asymmetrischem Profil,
Fig. 3 eine schematische Schnittansicht von Verdrängungselementen mit symmetrischem Profil, und
Fig. 4 eine schematische Schnittansicht eines Schraubenkompressors.
Die in den Fig. 1 bis 3 dargestellten Schraubenrotoren können in einem erfin- dungsgemäßen Schraubenkompressor, wie in Fig. 4 dargestellt, eingesetzt werden.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform des Schraubenkompressors weist der Rotor eine sich in Kompressionsrichtung, d. h. in Figur 1 von links nach rechts, verändernde bzw. variable Steigung auf. In einem ersten saugseitigen Bereich 10, der ein erstes Verdrängungselement ausbildet, ist eine große Steigung von ca. 50 - 150 mm/Umdrehung vorgesehen. Die Steigung ändert sich hierbei im Bereich 10, d. h. im Bereich der Vorkompression, auf 55 - 65 % der Einlass- steigung, d.h. ca. 30 - 100 mm / Umdrehung. In einem zweiten druckseitigen Bereich 12, der einem zweiten Verdrängungselement 12 entspricht, ist die Steigung deutlich geringer. In diesem Bereich liegt die Steigung im Bereich von 10 - 30 mm/Umdrehung. In der dargestellten Ausführungsform sind das mindestens eine Verdrängungselement je Schraubenrotor somit durch einen Schraubenrotor mit variabler sich vorzugsweise kontinuierlich ändernder Stei- gung ausgebildet. Dies entspricht einer Vielzahl in Förderrichtung hintereinan- der angeordneter Verdrängungselemente.
Sowohl im Einlassbereich als auch im Auslassbereich ist in der dargestellten bevorzugten Ausführungsform jeweils ein Gassammelraum 14 vorgesehen. Ferner weist der einstückig ausgebildete Schraubenrotor zwei Lagersitze 16 und ein Wellenende 18 auf. Mit dem Wellenende 18 wird beispielsweise ein Zahnrad zum Antrieb verbunden.
Ebenso ist es möglich, dass die einzelnen Verdrängungselemente 10, 12 ge- sondert hergestellt sind und ggf. auch gesondert auf der Rotorwelle beispiels- weise durch Aufpressen fixiert werden. Die Lagersitze 16 und die Wellenenden
18 können hierbei integraler Bestandteil der Welle 20 sein. Die durchgehende Welle 20 kann auch aus einem anderen sich von den Verdrängungselementen 10, 12 unterscheidenden Werkstoff hergestellt sein.
Des Weiteren können auch konische Rotoren vorgesehen sein. Diese weisen wiederum erfindungsgemäß mehrere Verdrängungselemente auf. Auch hier ist es besonders bevorzugt, dass die mehreren Verdrängungselemente durch eine variable Steigung realisiert sind. Auch konische Rotoren werden eingängig ausgebildet.
Fig. 2 zeigt eine schematische Schnittansicht eines asymmetrischen Profils (z.B. ein Quimby-Profil). Bei dem dargestellten asymmetrischen Profil handelt es sich um ein sogenanntes "Quimby-Profil". Die Schnittansicht zeigt zwei Schraubenrotoren, die miteinander kämmen und deren Längsrichtung senk- recht zur Zeichenebene ist. Die gegenläufige Drehung der Rotoren ist durch die beiden Pfeile 15 angedeutet. Bezogen auf eine senkrecht zur Längsachse der Verdrängungselemente verlaufenden Ebene 17 sind die Profile der Flanken
19 und 21 je Rotor unterschiedlich ausgestaltet. Die einander gegenüberlie- genden Flanken 19, 21 müssen somit unabhängig voneinander hergestellt werden. Die daher zwar etwas aufwändigere und schwierigere Herstellung hat jedoch den Vorteil, dass kein durchgehendes Blasloch vorhanden ist, sondern lediglich zwischen zwei benachbarten Kammern ein Kurzschluss besteht.
Ein derartiges asymmetrisches Profil ist vorzugsweise bei dem saugseitigen Verdrängungselement 10 vorgesehen. Die schematische Schnittansicht in Fig. 3 zeigt wiederum einen Querschnitt zweier Verdrängungselemente bzw. zweier Schraubenrotoren, die wiederum gegenläufig rotieren (Pfeile 15). Bezogen auf die Symmetrieachse 17 sind die Flanken 23 je Verdrängungselement symmetrisch ausgebildet. Bei dem in Fig. 4 dargestellten bevorzugten Ausführungsbeispiel, einer symmetrisch ausge- stalteten Kontur, handelt es sich um ein Zykloiden-Profil.
Ein symmetrisches Profil, wie in Fig. 3 dargestellt, ist vorzugsweise bei den druckseitigen Verdrängungselementen 12 vorgesehen.
Ferner ist es möglich, dass mehr als zwei Verdrängungselemente vorgesehen sind. Diese können ggf. auch unterschiedliche Kopfdurchmesser und entspre- chende Fußdurchmesser aufweisen. Hierbei ist es bevorzugt, dass ein Ver- drängungselement mit größerem Kopfdurchmesser am Einlass, d.h. saugseitig angeordnet ist, um in diesem Bereich ein größeres Saugvermögen zu realisie- ren und/ oder das eingebaute Volumenverhältnis zu vergrößern. Ferner sind Kombinationen der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen möglich. Beispielsweise können ein oder mehrere Verdrängungselemente einstückig mit der Welle oder ein zusätzliches Verdrängungselement unabhängig von der Welle hergestellt und sodann auf der Welle montiert werden.
In der in Fig. 4 dargestellten schematischen Ansicht einer erfindungsgemäßen bevorzugten Ausführungsform eines Schraubenkompressors sind zwei Schrau- benrotoren, wie in Fig. 1 dargestellt, in einem Gehäuse 26 angeordnet. Das Kompressor-Gehäuse 26 weist einen Einlass 28 auf, durch den Gas in Richtung eines Pfeils 30 eingesaugt wird. Ferner weist das Kompressorgehäuse 26 einen druckseitigen Auslass 32 auf, durch den das Gas in Richtung eines Pfeils 38 ausgestoßen wird. Vorzugsweise komprimiert der erfindungsgemäße Schrau- benkompressor Luft in einen Druckluftraum. Zwischen den Oberflächen 42 der beiden Verdrängungselemente 12 und einer Innenfläche 44 eines durch das Kompressorgehäuse 26 ausgebildeten Schöpfraums 46 ist ein Spalt ausgebildet, dessen Höhe vorzugsweise im Be- reich von 0,03 mm - 0,2 mm und insbesondere im Bereich von 0,05 mm - 0,1 mm liegt.
Der Spalt zwischen den Flanken der Verdrängungselemente weist vorzugswei- se eine Spalthöhe von 0,1 - 0,3 mm auf.
Das Kompressorgehäuse 26 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel mit zwei Gehäusedeckeln 47 verschlossen. Der in Fig. 4 linke Gehäusedeckel 47 weist zwei Lageraufnahmen auf, in denen jeweils ein Kugellager 48 zur Lagerung der beiden Rotorwellen angeordnet ist. Auf der in Fig. 4 rechten Seite ragen die Zapfen 50 der beiden Schraubenrotorwellen durch die Deckel 47 hindurch. Auf der Außenseite ist auf den beiden Wellenzapfen 50 jeweils ein Zahnrad 52 an- geordnet. Die beiden Zahnräder 52 kämmen im dargestellten Ausführungsbei- spiel miteinander, um die beiden Schraubenrotoren miteinander zu synchroni- sieren. Ferner sind auch in dem in Fig. 4 rechten Deckel 47 zwei Lager 48 zur Lagerung der Schraubenrotoren angeordnet. In den Gehäusewänden 47 ist zusätzlich zu den Lagern 48 auch eine nicht dargestellte Dichtung vorgesehen.
Bei der in Fig. 4 unteren Welle handelt es sich um die Antriebswelle, die mit einem nicht dargestellten Antriebsmotor verbunden ist.

Claims

Ansprüche
1. Trockenverdichtender Kompressor mit einem einen Schöpfraum ausbildenden Gehäuse (26) mit einem Kom- pressoreinlass (28) an dem vorzugsweise Atmosphärendruck anliegt und einem Kompressorauslass (32), an dem vorzugsweise ein Druck von mindestens 2 bar (absolut), vorzugsweise mindestens 5 bar (absolut) herrscht, zwei in dem Schöpfraum angeordneten Schraubenrotoren mit jeweils mindestens einem, eine schraubenlinienförmige Ausnehmung zur Aus- bildung mehrerer Windungen aufweisenden Verdrängungselement (10, 12), wobei mindestens ein Verdrängungselement (10, 12) je Schraubenrotor ein eingängiges asymmetrisches Profil aufweist, die Schraubenrotoren keine Rotorinnenkühlung aufweisen und das Gehäuse (26) im Bereich der Verdrängungselemente (10, 12) eine mittlere Wärmestromdichte kleiner als 80000 W/m2, vorzugsweise klei- ner als 60000 W/m2 und insbesondere kleiner als 40000 W/m2 aufweist.
2. Trockenverdichtender Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekenn- zeichnet, dass die Profile derart ausgebildet sind, dass kein Blasloch ausgebildet ist.
3. Trockenverdichtender Kompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge- kennzeichnet, dass die Profile des mindestens einen Verdrängungsele- ments (10, 12) je Schraubenrotor als Quimby-Profil ausbildet sind.
4. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein nahe dem Auslass der Vakuumpumpe angeordnetes Verdrängungselement ein symmetrisches Profil aufweist.
5. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens ein Verdrängungselement (10, 12) je Schraubenrotor bzw. bei mehreren Verdrängungselementen (10, 12) je Schraubenrotor diese zusammen mindestens eine Anzahl (n) an Windungen aufweist, die größer als das Verhältnis von Auslassdruck ( Paus) zu Einlassdruck ( pem) ist, so dass ΐh Paus
Pein ’ vorzugsweise n > Paus + 4.
Pein gilt.
6. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das eingebaute Volumenverhältnis zwi- schen der Fördermenge der Einlassstufe (Vein) und der Auslassstufe (Vaus) an das Druckverhältnis zwischen Einlassdruck (pein) und Auslass- druck ( paus) angepasst ist, so dass gilt
wobei n einen Wert von k-0,3 bis k+0,3 und vorzugsweise zwischen k- 0,1 bis k+0,1 aufweist und k der Isotropenexponent des zu fördernden Gasgemisches ist.
7. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrängerelemente zumindest einen Bereich aufweisen, in dem das Volumen der Einlassstufe (Vein) innerhalb eines kleinen Drehwinkelbereiches auf ein Vorkompressions-Volumen (VVK) abnimmt, wobei das Verhältnis zwischen Einlassvolumen (Vein) und dem Volumen der Vorkompression (VVK) in Beziehung zum inneren Vo- lumenverhältnis (v,) des Kompressors steht wobei j = 2 bis 5, insbesondere j = 2,5 bis 3,5 und besonders bevorzugt j = 3 ist.
8. Trockenverdichtender Kompressor nach Anspruch 7, dadurch gekenn- zeichnet, dass die Verdichtung vom Einlassvolumen (Vein) auf das Vor- kompressions-Volumen (VVK) innerhalb von eineinhalb bis drei Rotorum- drehungen (Windungen) erfolgt.
9. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens ein Verdrängungselement (10, 12) je Schraubenrotor bzw. bei mehreren Verdrängungselementen (10, 12) je Schraubenrotor diese zusammen ein Verhältnis vom Länge (L) zu Durchmesser (D) aufweisen, für das gilt
L Paus 2
D 2 Pe
und insbesondere
10. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Steigung der Windungen der Ver- drängungselemente (10, 12) variiert, vorzugsweise sich verändert und besonders bevorzugt vom Kompressoreinlass (28) zum Kompressoraus- lass (32) abnimmt.
11. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Kopf- und Fußdurchmesser des Rotors vorzugsweise kontinuierlich ändert, wobei der Rotor insbesonde- re konisch ausgebildet ist.
12. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, dass das Druckverhältnis pen zwischen Aus- lass- und Einlassdruck mindestens 5 beträgt.
13. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Schraubenrotoren mit parallelen Achsen vorgesehen sind.
14. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass am Kompressoreinlass (28) insbesondere innerhalb des Gehäuses (26) ein Gassammelraum (14) vorgesehen ist.
15. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass am Kompressorauslass (32) ein insbe- sondere innerhalb des Gehäuses (26) angeordneter Gassammelraum (14) vorgesehen ist.
16. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass im Gehäuse (26) Wälzlager (48) und vor- zugsweise Dichtungen auf beiden Seiten der beiden Schraubenrotoren angeordnet sind.
17. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass zur Synchronisation der beiden Schrau- benrotoren ein Synchronisationsgetriebe (52) vorgesehen ist.
18. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahl der Schraubenrotoren grö-
1 1
ßer 3000 ^ und insbesondere größer 4.000 ^ ist, wobei die Drehzahl
1
vorzugsweise geringer als 10.000 «*> ist.
19. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das eine Verdrängungselement als druck- seitiges Verdrängungselement (12) ausgebildet ist und je Schraubenro- tor mindestens ein weiteres Verdrängungselement (10) vorgesehen ist.
20. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen einer Oberfläche (42) des Ver- drängungselements (12) und einer Innenfläche (44) des Schöpfraums (46) ein Spalt mit einer Höhe von 0,03 mm bis 0,2 mm, insbesondere 0,05 mm bis 0,1 mm ausgebildet ist.
21. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die druckseitigen Verdrängungselemente (12) über ihre gesamte Länge eine konstante Steigung aufweisen.
22. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Schraubenrotor eine das mindes- tens eine Verdrängungselement (10, 12) tragende Rotorwelle aufweist.
23. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrängungselemente (10, 12) eines Schraubenrotors einstückig ausgebildet sind.
24. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubenrotoren und insbesondere das mindestens eine Verdrängungselement (10, 12) je Schraubenrotor einen geringeren Ausdehnungskoeffizienten als das Gehäuse (26) auf- weist, wobei der Ausdehnungskoeffizient des Gehäuses (26) insbeson- dere mindestens größer ist als derjenige der Schraubenrotoren bzw. des mindestens einen Verdrängungselements (10, 12).
25. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubenrotoren keine von insbe- sondere flüssigem Kühlmittel durchströmten Kanäle aufweisen.
26. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubenrotoren massiv ausgebildet sind.
27. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass ein Temperaturunterschied im Bereich der druckseitigen Verdrängungselemente (12) zwischen diesen und dem Gehäuse (26) im Normalbetrieb kleiner als 50K, insbesondere weniger als 20K beträgt.
28. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand zwischen dem Bereich, in dem 5 % bis 20 % des Auslassdrucks herrschen, bis zur letzten Win- dung des druckseitigen Verdrängungselements (12) mindestens 20 % bis 30 % der Rotorlänge beträgt.
29. Trockenverdichtender Kompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass ein Spalt zwischen den Flanken mindes- tens eines der Verdrängungselemente, vorzugsweise eine Spalthöhe von 0,1 bis 0,3 mm aufweist.
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