SE424760B

SE424760B - METHOD OF AN OIL INJECTED SCREW COMPRESSOR FOR BALANCING AXIAL FORCES OF ATMINSTONE ONE OF THE COMPRESSOR'S ROTORS, FOR SEALING THE SPACES BETWEEN ROTOR HOUSES AND ROTORS 'SHOES, AND FOR COOLING AND LUBRICATION.

Info

Publication number: SE424760B
Application number: SE8008760A
Authority: SE
Inventors: L Schibbye; A Englund
Original assignee: Sullair Tech Ab
Priority date: 1980-12-12
Filing date: 1980-12-12
Publication date: 1982-08-09
Also published as: JPS57122188A; DE3148579A1; SE8008760L; GB2089432A; USRE32055E; GB2089432B

Description

dem .(15 im 25 50 35 fw 8068760-4 smörjning och kylning är möjlig genom att uppfinningen er- hållit.de i patentkraren angivna kännetecknen. lubrication and cooling is possible by the invention obtaining the features set forth in the patent.

Uppfinningen kommer att beskrivas närmare i form av ett utföringsexempel och med hänvisning till ritningen som visar ett horisontalsnitt genom en skruvkompressor försedd dmed ett arrangemang enligt uppfinningen.The invention will be described in more detail in the form of an exemplary embodiment and with reference to the drawing which shows a horizontal section through a screw compressor provided with an arrangement according to the invention.

Skruvkompressorns 10 rotorhus 11 innehåller ett kompres- g'sionsrum i form av tvâ varandra skärande borrningar bildande rotorlopp, med en lágtrycksöppning 12 vid ena änden 13 och med en högtrycksöppning (icke visad) vid andra änden 14. I rotorloppen är två i varandra ingripande rotorer, en skruv- rotor 15 och en slidrotor 16, roterbart monterade.The rotor housing 11 of the screw compressor 10 contains a compression chamber in the form of two intersecting bores forming a rotor bore, with a low-pressure opening 12 at one end 13 and with a high-pressure opening (not shown) at the other end 14. In the rotor bore are two interlocking rotors , a screw rotor 15 and a slide rotor 16, rotatably mounted.

På kompressorns lâgtryckssida är för lagring av skruv- rotorn_15 inbyggt dels ett radíallager 17, företrädesvis av rullagertyp, och dels axíallager 18, företrädesvis av vinkel- ikontaktkullagertyp. Utanför detta lagerpaket är en balanserings- kolv 19 anordnad vid rotorns axelände 20 för utbalansering av huvuddelen av de på skruvrotorns 15 högtrycksände verkande axial- krafterna. Balanserixgskolven 19 är anordnad i ett tryckrum 21, till vilket olja under tryck kan tillföras utifrån genom en oljeínloppsöppníng 22. Vid ytterdiametern på balanserings- kolven finns en mekanisk tätning 23, vilken tillförsäkrar ett konstant bibehållande av trycket hos den tíllförda oljan. För åstadkommande av oljecirkulation för kylning av denna tätning 723 samt för kylning och smörjning av lagerpaketet 17,18 är för- bindelser 24 borrade från tryckrummet 21 utanför balanserings- kolven 19 in till lagerutrymmet vid rotoraxeln. Härifrån kan oljan passera vidare längs spalter 25 mellan rotoraxeln och rotorhuset in i kompressionsrummet för tätning av dessa spalter 25, eliminerande läckage från kompressionsrummet.A radial bearing 17, preferably of the roller bearing type, and partly an axial bearing 18, preferably of the angular contact ball bearing type, are built in for the low-pressure side of the compressor. Outside this bearing package, a balancing piston 19 is arranged at the shaft end 20 of the rotor for balancing the main part of the axial forces acting on the high-pressure end of the screw rotor 15. The balancing piston 19 is arranged in a pressure chamber 21, to which oil under pressure can be supplied from the outside through an oil inlet opening 22. At the outer diameter of the balancing piston there is a mechanical seal 23, which ensures a constant maintenance of the pressure of the supplied oil. To provide oil circulation for cooling this seal 723 and for cooling and lubricating the bearing package 17,18, connections 24 are drilled from the pressure chamber 21 outside the balancing piston 19 into the bearing space at the rotor shaft. From here, the oil can pass further along gaps 25 between the rotor shaft and the rotor housing into the compression chamber to seal these gaps 25, eliminating leakage from the compression chamber.

Skruvkompressêrn 10 drivs via skruvrotorns 15 drívaxel 26, sträckande sig ut genom rotorhuset 11 på dettas högtrycks- sida. Axeln 26 är lagrad i ett radiallager 27, vilket befinner sig i eff lagerrum 231. I detta lagerrum är även en mekanisk axeltätning 29 anordnad för drivaxcln 26. Lagerrnmmct 28a vid skruvrotorns 15 högtryckssida står i direkt förbindelse med ett lagerrum 28b vid slídrotcrns 16 högtryckssída. I slidrotorns lagerrum 28b är ett rzdiallager 30 anordnat för lagring av slidrotorns axel 31 på högtryckssidnn. Som framgår är ej nâgra speciella tätningar inbyggda mot kompressíonsrummet. Till lager- 10 15 20 25 30 35 40 lsoosvso-4 3 rummen 28a, 28b tillföres olja under tryck genom en strypning-W Unwvw 33 som är anpassad att ge ett tryck är i storleksordningen av det aritmetiska medelvärdet av skruvkompressorns in- och utlopps- tryck, så att ett oljeflöde tillförsäkras genom lagren 27,30, längs spalterna 32a, 32b, bildade mellan rotoraxlarna 26, 31 och rotorhuset, in i kompressíonsrummet, varigenom kylning och smörjníng av dessa lager 27,30 erhålles samtidigt som gasläckage ut från kompressíonsrummet längs rotoraxlarna 26, 31 förhindras.The screw compressor 10 is driven via the drive shaft 26 of the screw rotor 15, extending through the rotor housing 11 on its high-pressure side. The shaft 26 is mounted in a radial bearing 27, which is located in the bearing space 231. In this bearing space a mechanical shaft seal 29 is also provided for the drive shaft 26. The bearing member 28a at the high pressure side of the screw rotor 15 communicates directly with a bearing space 28b at the high pressure side of the slide rotor 16. In the bearing space 28b of the slide rotor, a radial bearing 30 is arranged for bearing the shaft 31 of the slide rotor on the high-pressure side. As can be seen, no special seals are built into the compression chamber. To the storage spaces 28a, 28b, oil under pressure is supplied through a choke-W Unwvw 33 which is adapted to give a pressure is in the order of the arithmetic mean of the inlet and outlet of the screw compressor. pressure, so that an oil flow is ensured through the bearings 27,30, along the gaps 32a, 32b, formed between the rotor shafts 26, 31 and the rotor housing, into the compression chamber, whereby cooling and lubrication of these bearings 27,30 are obtained while gas leakage out of the compression chamber along the rotor shafts 26, 31 are prevented.

För lagring av slidrotorn 16 på lågtryckssídan är liksom för skruvrotorn 15 inbyggt ett lagerpaket i form av dels ett radiallager 34, företrädesvis av rullagertyp, och dels axial- lager 35, företrädesvis av vínkelkontaktkullagertyp. Utanför detta lagerpaket är en balanseringskolv 36 anordnad fastsatt medelst skruvar (en skruv 43 antydd i figuren) vid slidrotorns axelände 37. (Motsvarande fastsättning gäller för balanserings- kolven 19 vid skruvrotorns axelände). Balanseringskolven 36 är anordnad i ett tryckrum 38 till vilket olja under tryck tillföres. Vid ytterdiametern på balanseringskolven 36 är en mekanisk tätning 39 anordnad för att garantera ett konstant bibehållande av trycket hos den tillförda oljan. För åstad- kommande av oljecirkulation för kylning av denna tätning 39 samt för kylning och Smörjning av lagerpaketet 34,35 är för-" bindelser 40 borrade från tryckrummet 38 in till laﬂerutrymmet vid slidrotorns axelände 37. Härifrån kan oljan passera vidare längs spalter 41 mellan rotoraxeln och rotorhuset in i kompres- sionsrummet för tätning av dessa spalter 41 mot läckage från kompessionsrummet.For storage of the slide rotor 16 on the low-pressure side, as for the screw rotor 15, a bearing package is built in in the form of a radial bearing 34, preferably of roller bearing type, and axial bearing 35, preferably of angular contact ball bearing type. Outside this bearing package, a balancing piston 36 is arranged fastened by means of screws (a screw 43 indicated in the figure) at the shaft end 37 of the slide rotor (Corresponding fastening applies to the balancing piston 19 at the shaft end of the screw rotor). The balancing piston 36 is arranged in a pressure chamber 38 to which oil under pressure is supplied. At the outer diameter of the balancing piston 36, a mechanical seal 39 is provided to ensure a constant maintenance of the pressure of the supplied oil. To provide oil circulation for cooling this seal 39 and for cooling and lubricating the bearing package 34,35, connections 40 are drilled from the pressure chamber 38 into the bearing space at the shaft end 37 of the slide rotor. From here the oil can pass further along slots 41 between the rotor shaft and the rotor housing into the compression chamber for sealing these gaps 41 against leakage from the compression chamber.

För tillförsel av olja till tryckrummet 38 på slidrotorns 16 högtryckssída är en förbindelse 42 borrad axiellt längs slidrotorns centrumlinje så att ett gemensamt tryck erhålles i slidrotorns lagerrum 28b och tryckrum 58.To supply oil to the pressure chamber 38 on the high pressure side of the slide rotor 16, a connection 42 is drilled axially along the center line of the slide rotor so that a common pressure is obtained in the bearing space 28b and pressure chamber 58 of the slide rotor.

Tryckrummet 21 för skruvrotorns 15 balanseríngskolv 19 tíllföres olja med ett tryck motsvarande skruvkompressorns ut- loppstryck reducerat med tryckfall i oljekylare och oljefilter.The pressure chamber 21 for the balancing piston 19 of the screw rotor 15 is supplied with oil at a pressure corresponding to the outlet pressure of the screw compressor reduced by a pressure drop in the oil cooler and oil filter.

Oljetrycket i detta tryckrum 21 är således väsentligt högre än i motsvarande tryckrum 38 på slidrotorsidan, vilket är önskvärt beroende på de avsevärt högre axialkrafter som verkar på skruvrotorn 15 i jämförelse med på slidrotorn 1b. Tack vare att skruvkompressorn drivs från skruvrotorns högtryckssida föreligger där ingen fri axeltappsaren och således erhålles oÄz' uns 10 15 20' 25 30 35 w~ -8008760-4 'paket.r' 4 inga tilläggsaxialkrafter från högtryckssidanš Iagerrum Z8a:¿'“'w varigenom arean på skruvrotorns balanseringskolv kunnat begränsas och göras av samma storlek som på slidrotorsidan, varigenom det blivit möjligt att göra såväl lagerpaketet som balanserings- kolvsystemet inklusive de mekaniska tätningarna likadana på skruv- och slidrotorsidornas lågtrycksändar.The oil pressure in this pressure chamber 21 is thus substantially higher than in the corresponding pressure chamber 38 on the slide rotor side, which is desirable due to the considerably higher axial forces acting on the screw rotor 15 in comparison with on the slide rotor 1b. Due to the fact that the screw compressor is driven from the high-pressure side of the screw rotor, there is no free shaft jumper and thus no additional axial forces are obtained from the high-pressure side of the bearing shaft Z8a: ¿'“' w w8 'un 10 15 20' 25 30 35 w ~ -8008760-4 'package. whereby the area on the balancing piston of the screw rotor could be limited and made of the same size as on the slide rotor side, whereby it became possible to make both the bearing package and the balancing piston system including the mechanical seals the same on the low pressure ends of the screw and slide rotor sides.

Vad beträffar dimensioneringen av förbindelserna 24 och p40g borrade från tryckrummen 21 resp. 38, beräknas hålarean som erhålles genom en eller flera borrningar utifrån tillgänglig oljetrycksskillnad och oljeviskositet, så att en lämplig olje- mängd för kylning och smörjning av lagerpaketet erhålles. Denna oljemängd är vanligen i storleksordningen 5 liter/min per lager- När det gäller strypníngen 33 skall denna beräknas så att g oljetillförseln genom densamma är något större än den oljemängd som har beräknats för genomströmningen i de ovannämnda förbindel- serna. Härigenom erhålls alltid en oljetillförsel längs spalterna 32a, 3Zb på högtryckssidan in mot kompressionsrummet. Väsentligt ioch utmärkande för uppfinningen är emellertid att det inte krävs någon noggrannare diemensionering av denna strypning, eftersom en oljetillförsel utöver ovannämnda minimimängd endast medför att trycket i lagernmmæn 28a, 28b och i slid- rotorns tryckrum 38 ökar jämförelsevis obetydligt eftersom samtidigt; på grund av det ökade trycket, oljegenomströmningen längs framför allt spalterna 32a, 32b på högtryckssidan ökar.As for the dimensioning of the connections 24 and p40g drilled from the pressure chambers 21 resp. 38, the hole area obtained by one or more bores is calculated from the available oil pressure difference and oil viscosity, so that a suitable amount of oil for cooling and lubrication of the bearing package is obtained. This amount of oil is usually in the order of 5 liters / min per stock. In the case of the throttle 33, it must be calculated so that the oil supply through it is slightly greater than the amount of oil calculated for the flow in the above-mentioned connections. As a result, an oil supply is always obtained along the slots 32a, 3Zb on the high-pressure side towards the compression chamber. It is essential and characteristic of the invention, however, that no more accurate dimensioning of this throttle is required, since an oil supply in addition to the above-mentioned minimum amount only means that the pressure in the bearing blanks 28a, 28b and in the slider rotor pressure chamber 38 increases comparatively insignificantly; due to the increased pressure, the oil flow along above all the gaps 32a, 32b on the high pressure side increases.

En annan väsentlig och karakteristisk fördel med uppfin- ningen är att om trycket enligt vad som nyss beskrivits ökar i lagernmmæn 28a} 28b så inverkar inte detta på vare sig skruvrotorns eller slidrotorns axialkrafter. På skruvrotorn 15 gernämligen, på grund av att den ingående axeln 26 utgör driv- axel och att den mekaniska tätningens 29 tätningsarea är placerad i nivå med den till kompressionsrummet ingående rotor- axelns diameter, trycket i lagerrummet 28a inte någon axial- kraft, utan axialkrafterna på rotoraxeln 26 balanserar i detta utrymme Z8a ut varandra praktiskt taget fullständigt. Vad avser slidrotorn 16 gäller här principiellt samma sak som beskrivits --för skruvrotorn 15; nämligen att axialkrafterna är praktiskt taget oberoende av trycket i lagerrummet 28b eftersom den axíalkraft, som erhålles på rotoraxeln 31 i detta utrymme 28b, balanseras praktiskt taget fullständigt av den axialkraft som im 15 20 8008760-4 5 erhålles på balanseringskolven 36 på slidrötorns motsatta sidaw på grund av att dels, såsom ovan beskrivits samma tryck råder på båda sidor och dels att i det närmaste samma tryckarea före- ligger på båda sidor, det senare genom att rotoraxelns 31 diameter på högtryckssidan är huvudsakligen densamma som diametern på balanseríngskolven 36 på lågtryckssidan.Another significant and characteristic advantage of the invention is that if the pressure, as just described, increases in the bearing positions 28a} 28b, this does not affect the axial forces of either the screw rotor or the slide rotor. On the screw rotor 15, namely, because the input shaft 26 constitutes the drive shaft and the sealing area of the mechanical seal 29 is located flush with the diameter of the rotor shaft included in the compression chamber, the pressure in the bearing space 28a is not an axial force, but the axial forces on the rotor shaft 26, in this space Z8a balances each other out almost completely. With regard to the slide rotor 16, the same thing as described here applies - for the screw rotor 15; namely that the axial forces are practically independent of the pressure in the bearing space 28b since the axial force obtained on the rotor shaft 31 in this space 28b is practically completely balanced by the axial force obtained on the balancing piston 36 on the opposite side of the slide rotor on due to the fact that, as described above, the same pressure prevails on both sides and partly that almost the same pressure area is present on both sides, the latter in that the diameter of the rotor shaft 31 on the high pressure side is substantially the same as the diameter of the balancing piston 36 on the low pressure side.

Genom de ovan beskrivna arrangemangen har på ett mycket driftssäkert sätt erhållits dels ett oljecirkulationssystem för kylning och Smörjning av lager och mekaniska tätningar och dels ett axíalbalanseringssystem för båda rotorerna, vilket möjliggör användning av enkla och billiga lager med goda livs- längder. Arrangemanget ger på skruvrotorn, där axíalkrafterna är höga, via balanseringskolven en balanseringskraft, vilken ökar med ökande mottryck i kompressorn, vilket medför att lagerkrafterna och därmed lagerlivslängden i stort sett för- blir konstanta. Ändring av inloppstrycket till kompressorn inverkar inte på de axialkrafter som påverkar skruvrotorn från balanseríngskolv eller lagerrum. För slídrotorns del påverkas axialkrafterna från balanseringskolv och lagerrum ej heller av ändringar vare sig i in- eller utloppstrycken hos kompressorn.Through the arrangements described above, an oil circulation system for cooling and lubrication of bearings and mechanical seals and an axial balancing system for both rotors have been obtained in a very reliable manner, which enables the use of simple and inexpensive bearings with good service lives. The arrangement provides a balancing force on the screw rotor, where the axial forces are high, via the balancing piston, which increases with increasing back pressure in the compressor, which means that the bearing forces and thus the bearing life remain largely constant. Changing the inlet pressure to the compressor does not affect the axial forces acting on the screw rotor from the balancing piston or bearing compartment. For the slide rotor part, the axial forces from the balancing piston and bearing space are also not affected by changes in either the inlet or outlet pressures of the compressor.

Claims

1. 't e c k n a t 8003160-4 ¿Patent claim g1. Method of an oil-injected screw compressor (10), for balancing axial forces in at least one of the rotors of the compressor; for sealing the gaps between the rotor housings and the shafts of the rotors, and for cooling and lubricating the bearings of the rotor-7 shafts, where a rotor housing (11) contains a compression chamber in the form of two rotor bores bounded by two intersecting bores with a low-pressure opening (12) at one end (13) and a high-pressure opening at the other end (14) and two interlocking rotors, a screw rotor (15 ) and a slide rotor (16), rotatably mounted in the rotor races and the drive of the compressor taking place on the shaft (26) of the screw rotor (15) on the high pressure side, characterized in that at the high pressure end of the compressor it is supplied to storage spaces (28a, 28b) at both the ends of the rotors are oiled with a pressure of such magnitude that an oil flow is obtained towards the compression chamber along the gaps (3Za, 32b) between the rotor shafts and the rotor housing for sealing against leakage from the compressor that oil with this pressure is supplied via a connection from the sliding rotor bearing space (Z8b) to a pressure chamber (38) at the low pressure end of the sliding rotor to balance the axial force arising * on the shaft end (31) of the sliding rotor on the high pressure side due to the the oil supplied to the slide rotor bearing space (28b). Z. Method according to claim H, characterized in that the oil is supplied to the storage spaces (28a, 28b) through a common inlet line and that the two storage spaces (28a, 28b) are in direct communication with each other. Method according to Claim 1 or 2, in that the supply of oil from the bearing space (28b) of the slide rotor to the pressure chamber (38) takes place via a bore (42) passing centrally through the shaft of the slide rotor. 'g' 4. A method according to any one of the preceding claims, characterized in that roller bearings (27a, 28b) arranged for storage of the rotor shafts in the bearing chambers (28a, 28b) are cooled and lubricated by it to the bearing chambers (28a, 28b) added oil. Method according to one of the preceding claims, characterized in that in order that no axial forces are applied to the shaft of the screw rotor due to the oil supplied to the bearing space (28a) of the screw rotor, the oil acts on a mechanical seal (29) arranged around the drive shaft ( 26) in such a way that the sealed surface has approximately the same diameter as the rotary axis of the rotor shaft - 8008760-4 meters where the shaft passes through the rotor housing. Method according to one of the preceding claims, characterized in that the pressure on the oil supplied to the bearing chambers (Z8a, 28b) and the pressure chamber (38) of the slide rotor is in the order of the arithmetic mean value of the inlet and outlet pressure of the screw compressor. Method according to one of the preceding claims, characterized in that for axial balancing of the screw rotor (15) oil is supplied under pressure from the outside to a pressure chamber (21) adjacent to the shaft end (20) of the screw rotor on the low pressure side. 8. A method according to claim 7, characterized in that for bearing the rotor shafts on the low-pressure side, the shaft ends (20 and 37, respectively) of the screw and slide rotors are supported by roller bearings (17 and 34, respectively) and angular contact ball bearings (18 and 35, respectively). 9. A method according to claim 7 or 8, characterized in that for the balancing of the screw rotor resp. the shaft ends of the slide rotor are pressed into the pressure chambers (21 and 38, respectively) arranged balancing pistons (19 and 36, respectively) against the shaft ends (20 and 37, respectively) and that the outer diameters of the balancing pistons (19, 36) are sealed by mechanical seals (23, 39) the oil pressures applied to the pressure chambers are maintained. 10. A method according to claim 8 or 9, characterized in that oil is supplied from the pressure chambers (21,38) via connections (24,40) provided with throttles to the bearings (17,18 and 34,35) for lubrication. and cooling of these. Method according to one of Claims 7 to 10, characterized in that the pressure of the oil supplied to the pressure chamber of the screw rotor is approximately the same as the outlet pressure of the screw compressor. Method according to one of the preceding claims, characterized in that the oil is part of the same oil circulation system as the oil injection into the compression chamber and that the pressure on the oil supplied to the bearing chambers (28a, 28b) and to the pressure chamber (38) of the slide rotor is reduced by a choke (35).