WO2013167605A2 - Spindelverdichter - Google Patents

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WO2013167605A2
WO2013167605A2 PCT/EP2013/059512 EP2013059512W WO2013167605A2 WO 2013167605 A2 WO2013167605 A2 WO 2013167605A2 EP 2013059512 W EP2013059512 W EP 2013059512W WO 2013167605 A2 WO2013167605 A2 WO 2013167605A2
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    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • Drying compressors are gaining in importance in industrial compressor technology, because increasing obligations in environmental regulations and rising operating and disposal costs and increased demands on the purity of the medium, the known wet-running compressors, such as liquid ring machines, rotary vane pumps and oil or water-injected screw compressors, increasingly replaced by dry compacting machines. These machines include dry screw compressors, claw pumps, diaphragm pumps, piston pumps, scroll machines and Roots pumps. However, these machines have in common that they still do not meet today's demands in terms of reliability and robustness and size and weight with low price level and satisfactory efficiency.
  • dry-compressing spindle machines can be used for both vacuum and overpressure applications, the power requirement in the overpressure is naturally significantly higher, because in the overpressure range with final pressures well above 2 bar (absolute) up to 15 bar and even higher significantly greater pressure differences to be overcome.
  • the object of the present invention is to significantly improve the efficiency and the compressibility for dry compressing 2-shaft rotary displacement machines for conveying and compressing gaseous media for applications in vacuum and in overpressure.
  • this object is achieved in that for vacuum and overpressure applications in a dry-compressing spindle compressor as a 2-shaft displacement machine in opposite directions from an outer, so located outside of the compressor working space, synchronization rotation angle driven pair of rotors from a 2-toothed spindle rotor and a toothed intermeshing 3-toothed spindle rotor with a wrap angle with respect to the 2-toothed spindle rotor of at least 800 angular degrees, but preferably over 1160 degrees, conveniently even more than 1700 degrees, or even better over 2600 degrees and even for very high pressure differences even over 3500 degrees, because the higher the compressibility is to be, the greater the wrap angle to choose, the Spindeirotore operated at high speed such that the average rotor head peripheral speed is a range of at least 30 m / sec, better 45 m / sec, but desirably more than 60 m / sec or better still more than 80 m / sec is achieved, because the higher the
  • the rotor head circle arc angle on the 2-toothed spindle rotor is preferably carried out in each end cut such that this head circle arc angle is greater than the respective rotor 2-sided Compressor housing opening angle is.
  • each spindle rotor is fixedly mounted on its own carrier shaft, each carrier shaft accommodating inter alia the coolant supply, ie the external synchronization and the bearing.
  • the outer diameter of the gear-side rotor bearing on the 2-toothed spindle rotor is made larger than the outer diameter of the synchronization gear of the 2-toothed spindle rotor, so that the 2-toothed Spindle rotor as a rotation unit completely assembled and ready to be balanced.
  • the manufacture of the profile contour flanks which differ in particular in the rotor longitudinal axis direction, takes place successively by turning individual point sequence helical lines in the rotor longitudinal axis direction, which then finally produce the profile flanks.
  • the flow resistance for the leakage return flow is increased by grooving preferably all top circular arcs on both spindle rotors.
  • the spindle rotor pair of a material with higher heat conductivity, preferably aluminum alloy on steel support shaft, the compressor housing is then preferably also an aluminum alloy.
  • the "wrap angle" on the spindle rotor is the sum of all twist angles along the spindle rotor axis between the individual cross-sectional profile contours, which result overall in the rotor longitudinal axis direction as the z-axis value progresses.
  • both end-cuts are one to another according to the selected z (phi) function for precisely that step of z, after z i + 1 known angle phi, twisted.
  • the number of completed working chambers at the spindle rotor pair between the rotor inlet side and the rotor outlet side is considered as "number of stages".
  • the aim is to achieve an integer number of steps as far as possible.
  • the PHI.2 value is rounded up to at least the next 10th digit, ie z. From 2411 ° to 2420 °
  • a “working chamber” is closed for the pair of rotors tooth space volume, which is limited by the surrounding compressor housing and the spindle rotor profile back flanks between the defined according to toothing profile contour interventions, these engaging rotor pair profile flanks are considered as touching, so close to zero distance , Practically, however, the engaging rotor pair profile flanks have a certain, albeit minimal, distance, resulting in an internal leakage return flow.
  • the "working chamber volume on the inlet side” is the volume of the first working chamber closed on the suction side
  • the “working chamber volume on the outlet side” is the volume of the last closed working chamber in front of the conveying gas outlet. The quotient of these two volumes represents the "internal compression ratio".
  • Values over 3 can be suitably defined as "higher internal compression ratios”.
  • the volume of a working chamber is calculated from the respective working area cross-sectional area multiplied by the stepwise working chamber extent defined by the spindle pitch in the rotor longitudinal axis direction.
  • the spindle rotor pair axes are always parallel with a constant distance, the so-called.
  • “Axle distance” represents an important parameter of the screw compactor machine.
  • the "external synchronization" of the two spindle rotors is required because the rotor pair operates in the compressor working space without operating fluid, ie "dry compressing" is operated, and therefore because of the high speeds rotates without contact with the least possible edge distance to each other in opposite directions.
  • the two spindle rotors are constantly driven with high, accurate in the range less minute minutes rotation angle accuracy, which is known to be carried out via external synchronization.
  • the most common design for external synchronization is via directly meshing spur gears whose rolling circles are just as large as the toothed rolling circles of the respective spindle rotor delivery threads. But there is also, for example, the possibility of electronic rotor pair synchronization by each rotor is driven by his own engine electronically true to the angle of rotation.
  • the "inlet area” can be described by means of the wrap angle area, with the inlet side the first closed working chamber through progressive angle of rotation arises. In the case of this spindle rotor pair according to the invention, this starts from the inlet end-cutting side starting at 720 degrees of angle plus the head arc angle qa. KB2 on the inlet side of the 2-toothed spindle rotor.
  • the term "overpressure” is defined as absolute pressures of at least 2 bar, usually 8 bar to 15 bar, but with a high number of stages, pressure values of more than 25 bar can be achieved. With non-atmospheric aspiration, these values shift accordingly.
  • the term “vacuum” or negative pressure is understood as meaning ultimate pressures as absolute pressure values of less than 50 mbar, better still less than 1 mbar and with a corresponding number of stages even below 0.01 mbar absolute versus outlet pressure, which lies in the atmospheric pressure range.
  • Said "desired minimization of the temperature differences” is based on the fact that the core components active in the compressor working space, ie the pair of rotors in the surrounding compressor housing, should operate with as small a distance as possible in order to limit the internal backflow within reasonable limits hold.
  • the differences in thermal expansion for said core components should be kept as low as possible in order to control the gap backflows to be able to.
  • the thermal expansions in addition to the material properties in the present geometry are essentially determined by the component temperatures, the temperature differences between the core components are consequently to be kept as low as possible.
  • the feature of claim 5 has the advantage that it comes at the beginning of the compression to a rapidly decreasing blow hole. This leads to a high intake volume.
  • the feature of claim 11 leads to a better heat dissipation. It is advantageous in a production and machining of the rotors by turning.
  • the feature of claim 12 leads to an improved reduction of internal leakage, the tightness is improved.
  • the feature of claim 13 leads to the improvement of the assembly as a finished rotor unit. This is especially important for the faster of the two rotors.
  • the feature of claim 14 offers a suitable manufacturing method for the rotors. It has proven to be unrealizable to produce the rotors by form cutters.
  • the feature of claim 16 leads to a good heat dissipation.
  • the feature of claim 17 leads to a resistance to leakage, the course of leakage flows is disturbed.
  • the feature of claim 18 leads to improved heat dissipation.
  • the feature of claim 19 leads to a kind of kink, this allows you to get below the Wälznikline faster. to Explanation is made to Figures 7 and 9.
  • the feature of claim 20 facilitates manufacturing.
  • different bypasses are created. As a result, over-compression or under-compression is effectively counteracted.
  • the diameter of the bypass bore is not greater than the head width, this avoids short circuit between the working chambers.
  • Fig. 1 shows an example of a sectional view of the present invention by the spindle rotor pair with a total of 4 end-sectional views at different z-positions in Rotorlteilsachsutter.
  • the reduction of the working space cross-sectional areas (40) between the inlet (18) and outlet (19) is just as clear as the decreasing spindle pitch m (z) in Rotorlteilsachsplatz by these two measures a higher internal compression ratio, here over 3-fold , to reach.
  • the outer diameters of the spindle rotors change after the cylindrical inlet region (41) such that in this example a constant cone angle qa.2Ke or qa.3Ke per spindle rotor is produced.
  • the rotor internal fluid cooling (8 and 9) and the housing fluid cooling (12) are shown.
  • the external synchronization takes place here via spur gears (14 and 15), wherein the outer diameter of the gear-side bearing (13) on the 2-toothed rotor larger than the outer diameter of the synchro.
  • -Zahnrades (14) is to fully assemble and balance this rotary unit of the 2-toothed spindle rotor (2) and then insert only into the spindle compressor machine.
  • Fig. 2 shows by way of example enlarged a single cross-sectional view of the present invention with the compressor housing (1) and the rotor pair of 2-toothed spindle rotor (2) and the 3-toothed spindle rotor (3) with complete fluid cooling for the rotor pair and for the compressor housing (1) and also the working space cross-sectional areas (40) in this end section whose change in size leads to the next end cut for internal compression by reducing the working chamber volume content.
  • Fig. 3 the designation sizes for profile profile designs are named for a front section illustration.
  • the rolling circle radius (6) on the 2-toothed spindle rotor (2) is always 40% of the center distance a and the rolling circle radius (7) on 3 toothed spindle rotor (3) therefore always 60% of the a value constant for all end cuts.
  • preferential symmetrical (because of better balancing quality) profile contour execution occurs the cycloid-shaped profile contour (38) on
  • Fig. 4 shows by way of example a sectional view of the present invention through the entire screw compressor machine with two unequal cone angles qa.G2.kel and qa.G.2.ke2 on the 2-toothed rotor (2) with the rotor length sections of L.zyl via L.2.kel and L.2.ke2 to the total length L.qes between inlet (18) and outlet (19).
  • Rotor pair synchronization across the spur gear pair (14 and 15) is shown as well as the rotor internal fluid cooling (FIGS. 8 and 9) including the cooling fluid supply (22) and the housing fluid cooling (12).
  • Fig. 5 shows an example of an endcut for the present invention with the spindle rotor pair to explain the heat balance to be created, because in Rotorlteilsachsraum the design parameters such as Rotorkopfprofil- pitch angle (34) and tip radii (30 and 31) per rotor (2 and 3) such that the mean rotor temperature of the 2-toothed rotor (2) is less than 25%, better still less than 10% of the mean rotor temperature of
  • the component temperature differences of the core components ie for rotor 2 and rotor 3 as well as housing, are to be minimized, so that the reliability of the screw compressor is improved, because minimal temperature differences avoid the risk of thermal game consumption.
  • Fig. 6 shows a detail view of FIG. 4 shows the special design of the spindle rotor head arcs by means of notches (35), which are preferably produced in the rotor production by turning as a helically encircling groove on the head arcs in order to increase the flow resistance of the housing rotor head leakage flow, so that the internal leakage is reduced.
  • the profile lines, with which the working chambers for transporting the conveying medium are formed ie (36.F) and (38) and (37.F) and (39), for the spindle rotor pair in FIG Relation to the Coolant-touched heat dissipation lines (26) and (27) recognizable as length of the section in the end section.
  • This ratio varies per spindle rotor in Rotorlteilsachsraum such that the compression start the working chamber side lines are longer than the coolant side line lengths and the more each working chamber approaches the outlet, the larger the coolant side line lengths, while the working chamber side Decrease line lengths.
  • the spindle rotors are now to be designed, at least for overpressure applications, such that the coolant side line lengths are larger on the outlet side and thus at the end of the compression than the working chamber side line lengths.
  • the working chamber volumes formed by the pair of spindle rotors reduce according to the invention between the inlet and the outlet.
  • the quotient from the largest to the smallest working chamber volume is referred to as the "inner compression ratio" ⁇ , which initially represents a purely geometrically generated quantity.
  • ⁇ the inner compression ratio
  • each compressor now operates at the ideal operating point when the "last" working chamber has just reached the pressure through the internal compression prevailing at the outlet immediately before it is opened to the outlet.
  • the spindle rotor outer diameters are to be increased so that the head radius on the 3-toothed spindle rotor becomes larger than the pitch circle of the 3-toothed spindle rotor and is preferably cylindrical in the inlet region.
  • the outer diameter on the 3-toothed spindle rotor is now designed as a course for the R.3K (z) value (31) in the rotor longitudinal axis direction such that, as shown in FIG. 7, the intersection point K 3 .
  • E of the 3z rotor cork line (43.a) with the 3z circle (7) defines a length Ldicht.Knick (50.a) which is greater than half of the total rotor profile length (66).
  • the two head lines (42) and (43) are constantly monotonically decreasing perform, conveniently the inclination angles are selected for the respective head lines. Fig.
  • the spindle rotor pairing with constant center distance is followed, as is known, directly and unambiguously by mirroring on the axes of rotation from the 2z-head line (42), the complete 3z-foot line (45), just as the 2z-foot line (44) from the 3z-head line (43 ). Therefore, it suffices according to FIG. 8 and FIG. 9 to consider only the head history for each of the two spindle rotors to fully and uniquely describe all rotor radius lines.
  • Fig. 8 shows the provisional 2z-head line (42 a) of FIG. 7 makes with the cylindrical inlet part of the length between the points K and L.2K.zyl 2 .c and K 2 on the 2-dentate spindle rotor. E with the monotone steadily decreasing course to the outlet.
  • For the actual 2z-head line (42. b) takes place between the points K 2 . B and K 2 . D according to the invention a smooth transition curvature, wherein the length L.2b defining the tool movement in the spindle rotor manufacturing in accordance with the permissible load values of the processing machine.
  • the actual 3z foot line (45.b) is also clearly and completely defined.
  • Fig. 9 shows the provisional 3z-head line (43 a) of FIG. 7 makes with the cylindrical inlet part of the length between the points K and L.3K.zyl 3 at the 3-dentate spindle rotor. c and K 3 . F and K 3 . H with the monotonously steadily decreasing 3z-Kopflinien curve to the outlet, wherein the 3z-pitch circle line (7) is cut so that the sealing length L. tight.
  • Kink (50.a) is at least half as long as the total rotor profile length as L.ges (66).
  • G a curvature continuous transition preferably with inflection point, wherein the length L.3b defines the tool movement in the spindle rotor production according to the allowable load values of the processing machine.
  • the length L.3b defines the tool movement in the spindle rotor production according to the allowable load values of the processing machine.
  • About the intersection K 3 . D with the 3z pitch circle line (7) clearly gives the actual sealing length L. tight. IS (50. b), which is at least half as long as the total rotor profile length as L.ges value (66). With this actual 3z-head line (43. b) the actual 2z-foot-line (44. b) is clearly and completely defined.
  • FIG. 10 shows the actual courses of the 2z-head line (42.b) and the 3z-head line (43.b), which over the total length L.ges (66) show the actual courses of the engaging 2z-foot line (44. b ) and the 3z-foot line (45. b) unambiguously define by axial distance, wherein on the 2-tooth spindle rotor whose conveying thread (46) as a vertical cross-hatching area and the 3-toothed spindle rotor whose conveying thread (47) as a triangular hatching Region and the interlocking conveyor thread (48) are shown.
  • the inner rotor cooling (8) and (9) for each spindle rotor is shown, as well as the respective Wälzniklinien (6) and (7).
  • Fig. 11 an embodiment is shown by way of example to avoid the energy-damaging "over” / "under” compression.
  • the working chambers approach the discharge space (19) during compaction by the rotation of the spindle rotors, and by reducing the working chamber volumes, the pressure in the working chamber increases.
  • each working chamber passes through the holes (60) and (61), it is immediately determined to what extent the Working chamber pressure differs from Radiod jerk, so that either the over-compression conveying gas flow (55) by the control element (56) or the sub-compression delivery gas flow (57) by the control element (58) is triggered, the bores (54, 55 and 60, 61)
  • the scope can be advantageously distributed.
  • the holes (54) and (59) and (60) and (61) can of course be used in both flow directions, so that the two control elements (56) and (58) are summarized in a control element, which depends on the pressure in the Working chamber, the conveying gas partial flow either as Matterverdichtung- conveying gas flow (55) to spellgas- aftercooler (53) passes or as Unterverdichtung- conveying gas flow (57) after the conveying gas aftercooler (53) can flow into the working chamber.
  • control members (56) and (58) are also executable as simple check valves.
  • each compensating conveying gas partial flow (55 or 57) advantageously at least 2 feed -Bohrept (60 or 61) provided to avoid unpleasant gas pulsations of the compensating conveying gas partial streams (55 and 57).
  • the diameter is 0V. Pi of each feed hole (60 or 61) smaller than the head width .DELTA. ⁇ . ⁇ in this frontal section.
  • the distance as Ou .2i value for 2 feed holes (60 or 61) is smaller than the length of the head sheet KB. i (z) and should preferably be about half the size of the known KB. i (z) value.
  • the .3i distance value is between the KB. i (z) header value and the FB. i (z) -Lückenbogenwert.
  • the wrap angle relative to the 2-toothed spindle rotor is preferably over 1160 angular degrees, favorably even more than 1700 angular degrees or even better over 2600 degrees and for particularly high compression requirements even over 3500 degrees.
  • As the average rotor head peripheral speed is advantageously a range of at least 45 m / sec better, but advantageously over 60 m / sec or even better efficiency more than 80 m / sec.
  • Both spindle rotors have in the cross-section circular arc sections (36. K and 36. F, and 37. K and 37. F) and cycloid-shaped profile contour flanks (38 and 39).
  • tread depth is the distance between the tip circle and comparativ Vietnamese the 2-toothed spindle rotor (2) and 3-toothed spindle rotor (3).
  • a blowhole pitch is introduced between the housing intersection edge and the rotor pair engagement line.
  • the value for this blow hole pitch is advantageously about 5 to 10% of the center distance value, behaving as follows in the longitudinal axis direction: In the inlet region, this blow hole pitch is advantageously more than 5% of the center distance value. Thus, with only moderate pressure differences, the intake volume is increased. In the outlet area, this blow hole pitch is advantageously less than 5% of the center distance value. Thus, the necessary compressibility is achieved with correspondingly minimized internal leakage. Better than 5% is 3% and even cheaper 2%.
  • the blow hole distance dimension is less than 5% of the axial distance value at least 50% of the compression length (viewed in the direction of delivery to the outlet).
  • the profile contour flanks lie completely above its pitch circle on the 2-toothed spindle rotor and the profile contour flanks on the 3-toothed rotor are completely below its pitch circle.
  • the compression length is considered to be the extent in the rotor longitudinal axis direction (usually Cartesian as the z-axis), in which the size of the working chamber volume decreases, ie the so-called “internal compression” takes place, and the discharge of the heat of compression via the rotor-cone internal cooling also takes place here.
  • the compression length makes up the majority of the total rotor length, only the suction side there is still the inlet length, where form the working chambers and the intake volumes arise.
  • the engagement line is the frame-fixed location of all engagement points of the two spindle rotors.
  • the enclosure intersection edge is the line of all intersections of the two rotor head circuits in the compressor housing. There are always two casing cutting edges facing each other. References:. Compressor housing with outer cooling ribs (preferably spirally wrapping the compressor housing). 2-toothed spindle rotor, referred to for short as “Rotor-2", with the total wrap angle PHI.2. 3-tooth spindle rotor, referred to for short as "Rotor-3". Carrier shaft for the rotor-2. Carrier shaft for the rotor-3. Gear pitch circle with radius r.2 for the rotor-2. Gear pitch circle with radius r.3 for the rotor-3. Rotor internal fluid cooling for the rotor-2 according to PCT publication WO 00/12899.
  • Rotor internal fluid cooling for the rotor-3 according to PCT publication WO 00/12899. optional thread-like recesses for rotor internal fluid cooling for rotor-2. optional thread-like recesses for rotor internal fluid cooling for rotor-3. Fluid cooling for the compressor housing in accordance with property rights PCT / EP2008 / 068364. Storage for each spindle rotor. Synchronization gear for the rotor-2. Synchronization gear for the rotor-3. Coolant supply hole in each carrier shaft. Connection pad positions each spindle rotor on its carrier shaft preferably as:
  • Rotor tip circle radius referred to as R.2K (z) for short
  • Rotor head line on the 2-toothed spindle rotor executed as:
  • FIG. 9 and FIG. 10 Rotor foot line on the 2-toothed spindle rotor executed as:

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

Abstract

Das Spindelrotorpaar des Spindelverdichters hat einen 2-zähnigen Spindelrotor (2) und einen verzahnungsmäßig berührungsfrei eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor (3). Der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor ist mindestens 800 Winkelgrad. Als mittlere Umfangsgeschwindigkeit des Rotorkopfes wird ein Bereich von mindestens 30 m/sec erreicht. Beide Spindeiro Rotorkopftore weisen im Stirnschnitt Kreisbogen-Abschnitte (36.K und 36.F, sowie 37.K und 37.F) und zykloidenförmige Profilkonturflanken (38 und 39) auf, die bei dem 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (6) und konvex gestaltet sind und beim 3-zähnigen Spindelrotor (3) vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (7) und konkav, also hohl, ausgeführt sind. Die Stirnschnitte jedes Spindelrotors sind vorzugsweise symmetrisch gestaltet, so dass in jedem Stirnschnitt der Profil-Flächenschwerpunkt auf den jeweiligen Rotor-Drehpunkt (M.2 bzw. M.3) zu liegen kommt.

Description

Spindelverdichter
Sta nd der Tech n ik :
Trockenverdichtende Kompressoren gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutzvorschriften und steigende Betriebs- und Entsorgungskosten sowie erhöhte Ansprüche an die Reinheit des Fördermediums werden die bekannten nasslaufenden Verdichter, wie Flüssigkeitsringmaschinen, Drehschieberpumpen und Öl- oder Wasser-eingespritzte Schraubenkompressoren, immer häufiger durch trockenverdichtende Maschinen ersetzt. Zu diesen Maschinen gehören trockene Schraubenverdichter, Klauenpumpen, Membranpumpen, Kolbenpumpen, Scroll- Maschinen sowie Wälzkolbenpumpen. Diesen Maschinen ist jedoch gemeinsam, dass sie die heutigen Ansprüche hinsichtlich Zuverlässigkeit und Robustheit sowie Baugröße und Gewicht bei gleichzeitig niedrigem Preisniveau und befriedigendem Wirkungsgrad immer noch nicht erreichen.
Zur Verbesserung dieser Situation bieten sich die bekannten trockenverdichtenden Spindelkompressoren an, weil sie als typische 2-Wellenverdrängermaschinen ein hohes Kompressionsvermögen einfach dadurch realisieren, dass sie die nötige Mehrstufigkeit als sogen. "Fördergewinde" durch Hintereinanderschaltung mehrerer abgeschlossener Arbeitskammern über die Anzahl der Umschlingungen je Verdrängerrotor äußerst unkompliziert erreichen, ohne jedoch ein Betriebsfluid im Arbeitsraum zu benötigen . Außerdem wird durch die berührungslose Abwälzung der beiden gegensinnig drehenden Spindelrotore eine erhöhte Rotordrehzahl ermöglicht, so dass bezogen auf die Baugröße gleichzeitig Nennsaugvermögen sowie Liefergrad ansteigen. Dabei können trockenverdichtende Spindelmaschinen sowohl für Anwendungen im Vakuum als auch für Überdruck eingesetzt werden, wobei der Leistungsbedarf im Überdruck naturgemäß signifikant höher ist, weil im Überdruck- Bereich mit Enddrücken deutlich über 2 bar (absolut) bis auf 15 bar und noch höher deutlich größere Druckdifferenzen zu überwinden sind .
In der PCT-Schrift WO 00/12899 wird für eine trockenverdichtende Spindel- Verdrängermaschine eine einfache Rotorkühlung beschrieben, indem in eine konisch Rotorbohrung bei jedem Rotor ein Kühlmittel, vorzugsweise Öl, eingebracht wird, um einen Teil der während des Verdichtungsvorgangs entstehenden Kompressionswärme ständig abzuführen. In dem Schutzrecht PCT/EP2008/068364 wird in Fortsetzung dieses Ansatzes das Kühlmittel mit einer internen Kühlmittel-(ÖI-)Pumpe des weiteren noch zur Kühlung des Pumpengehäuses verwendet, um in einem vorzugsweise gemeinsamen Kühlmittel- Kreislauf über einen separaten Wärmetauscher die aufgenommenen Wärmemengen aus der Verdichtung des Fördermediums sowie der Verlustleistungen derart abzuführen, dass die Abstands-Spielwerte zwischen dem Rotorpaar und dem umgebenden Pumpengehäuse für alle Betriebszustände erhalten bleiben . Mit diesen Schutzrechten werden über den Wärmehaushalt der maßgeblichen Arbeitsraum- Kern-Bauteile beim Gastransport die Wärmeabführung während der Verdichtung und damit wesentlich der Wirkungsgrad sowie die Zuverlässigkeit vorteilhaft beeinflusst. Gleichwohl sind nicht nur für anspruchsvollere Anwendungen bei den Trockenläufer- Verdrängermaschinen sowohl das Kompressionsvermögen als auch die Leistungsumsetzung noch zu verbessern, denn durch innere Leckagen zwischen den einzelnen hintereinandergeschalteten Arbeitskammern zwischen Fördergas-Einlass und Fördergas-Auslass gibt es zur Zeit immer noch zu hohe Verluste. Diese Situation gilt es zu verbessern.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien für Anwendungen im Vakuum und im Überdruck den Wirkungsgrad und das Kompressionsvermögen signifikant zu verbessern.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass für Vakuum- und für Überdruck-Einsatzfälle bei einem trockenverdichtenden Spindelkompressor als 2- Wellenverdrängermaschine das gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen, Synchronisation drehwinkeltreu angetriebene Rotorpaar aus einem 2-zähnigen Spindelrotor und einem verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor besteht mit einem Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor von mindestens 800 Winkelgrad, vorzugsweise jedoch über 1160 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 1700 Winkelgrad oder noch besser über 2600 Winkelgrad und für besonders hohe Druckdifferenzen sogar über 3500 Winkelgrad, denn je höher das Kompressionsvermögen sein soll, desto größer ist der Umschlingungswinkel zu wählen, wobei die Spindeirotore mit hoher Drehzahl derart betrieben werden, dass als mittlere Rotorkopf-Umfangsgeschwindigkeit ein Bereich von mindestens 30 m/sec, besser 45 m/sec, günstigerweise jedoch über 60 m/sec oder noch besser mehr als 80 m/sec erreicht wird, denn je höher die Umfangsgeschwindigkeiten sind, desto besser wird der Wirkungsgrad der Spindelverdichtermaschine, wobei beide Spindeirotore zykloidenförmige Profilkonturflanken aufweisen, die bei dem 2-zähnigen Rotor vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises und konvex, also bauchig erhaben, gestaltet sind und beim 3-zähnigen Rotor vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises und konkav, also hohl, ausgeführt sind, wobei die Stirnschnitte jedes Spindelrotors vorzugsweise symmetrisch gestaltet sind, so dass in jedem Stirnschnitt der Flächenschwerpunkt auf den Rotor-Drehpunkt zu liegen kommt, wobei als sogenanntes inneres Verdichtungsverhältnis das Arbeitskammer-Volumen auf der Einlass-Seite größer als das Arbeitskammer- Volumen auf der Auslass-Seite ist, was erreicht wird, indem am Spindelrotorpaar entweder der Einlass-seitige Stirnschnitt eine größere Arbeitsraum- Querschnittsfläche aufweist als der Auslass-seitige Stirnschnitt-Querschnitt, was an mindestens einem, vorzugsweise jedoch an beiden Spindelrotoren in Rotorlängsachsrichtung durch gezielte Verkürzung der Kopfkreis-Radien mit entsprechender Erhöhung der jeweils eingreifenden Fußkreis-Radien erreicht wird, oder die Spindelsteigung am Rotorpaar nimmt in Rotorlängsachsrichtung derart ab, dass die Steigung am Einlass größer als am Auslass ist, wobei für höhere innere Verdichtungsverhältnisse, also etwa über 3-fach, die Minderung der Stirnschnitt- Querschnittsflächen mit der Steigungs-Reduzierung kombiniert wird, wobei die Querschnitts-Änderungen in Rotorlängsachsrichtung vorzugsweise derart ausgeführt werden, dass die Rotor-Außen-Durchmesser eine kegelige Form ergeben mit mindestens einem konstanten Winkelkegelwert je Spindelrotor, wobei im Einlass- Bereich vorzugsweise ein zylindrischer Bereich mit konstantem Durchmesser-Wert je Spindelrotor vorzusehen ist, wobei im Einlass-Bereich die Profilkonturflanken vorzugsweise derart ausgeführt werden, dass am 3-zähnigen Spindelrotor die Profilkonturflanken auch oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises vorzugsweise zykloidenförmig verlängert werden, wodurch die Profilkonturflanken am 2-zähnigen Rotor gemäß Verzahnungsgesetz auch unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises zu verlängern sind, und außerdem vorzugsweise die Spindelrotore mit einer Rotorinnen- Fluidkühlung ausgeführt werden und das Verdichtergehäuse ebenfalls eine Fluid- Kühlung zur Wärmeabführung aufweist, wobei das Kühlmittel sowohl für das Rotorpaar als auch für das Verdichtergehäuse vorzugsweise in einem gemeinsamen Kühlkreislauf verwendet wird, wobei in Rotorlängsachsrichtung die Spindelrotor- Auslegungs-Parameter wie Kopfprofil-Teilungswinkel und Kopfkreis-Radien je Rotor derart ausgeführt werden, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Spindelrotor um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor- Temperatur vom 3-zähnigen Spindelrotor abweicht, was bei der Rotor-Parameter- Auslegung erreicht wird, indem thermodynamisch je Rotor die Wärmebilanz über die Wärme-aufnehmenden Gas-seitigen Oberflächen, die Wärme-Leitung im Material und die Wärme-abführenden Kühlmittel-berührten Rotorinnen-Kühlkonus-Oberflächen erstellt wird, woraus sich je Rotor eine mittlere Rotor-Temperatur ergibt, die zudem von der mittleren Temperatur des umgebenden Verdichtergehäuses ebenfalls um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der höchsten mittleren Spindelrotor- Temperatur abweicht, wobei sich diese mittlere Gehäuse-Temperatur über die Größe der Kühlmittel-berührten Oberflächen des Verdichtergehäuses sowie über die Kühlmittelstrom-Parameter, insbesondere hinsichtlich Kühlmittel-Mengenstrom sowie Kühlmittel-Temperaturniveau, ergibt, und zur wunschgemäß besseren Minimierung der Temperatur-Differenzen per Angleichung der mittleren Spindelrotor- Temperaturen besteht dabei zusätzlich noch die Möglichkeit durch gezielte Beeinflussung der Wärmeabführung an jedem Spindelrotor neben dem Verlauf zum jeweiligen Kühlkonus-Durchmesser und der Kühlmittel-Mengenstrom-Regulierung optional noch Gewinde-ähnliche Vertiefungen profilsymmetrisch in der jeweiligen Rotorinnen- Kühlkonus-Bohrung derart vorzusehen, dass diese Vertiefungen sich unter den betreffenden Spindelrotorzähnen befinden, was fertigungstechnisch durch Ausdrehen verlässlich herstellbar ist. Erfindungsgemäß wird zudem noch vorgeschlagen, dass bei gewählten Kopfkreis-Radien über den Kopfprofil- Teilungswinkel der Rotor-Kopfkreis-Bogenwinkel am 2-zähnigen Spindelrotor vorzugsweise in jedem Stirnschnitt derart ausgeführt wird, dass dieser Kopfkreis- Bogenwinkel größer als der jeweilige Rotor-2-seitige Verdichtergehäuse- Öffnungswinkel ist. Des weiteren wird erfindungsgemäß jeder Spindelrotor fest auf einer eigenen Trägerwelle montiert, wobei jede Trägerwelle unter anderem die Kühlmittel-Zuführung, d ie äußere Synchronisation sowie die Lagerung aufnimmt. Bei Synchronisation über Stirnzahnräder wird erfindungsgemäß weiter vorgeschlagen, dass der Außen-Durchmesser der Getriebe-seitigen Rotor-Lagerung am 2-zähnigen Spindelrotor größer als der Außen-Durchmesser des Synchronisations-Zahnrades des 2-zähnigen Spindelrotors ausgeführt wird , so dass der 2-zähnige Spindelrotor als Rotationseinheit vollständig montiert und fertig ausgewuchtet werden kann . Die Fertigung der insbesondere in Rotorlängsachsrichtung unterschiedlichen Profilkonturflanken erfolgt sukzessiv durch Drehen einzelner Punktfolge-Helixlinien in Rotorlängsachsrichtung, die zusammengesetzt abschließend dann die Profilflanken ergeben . Zudem wird durch Nutung vorzugsweise aller Kopfkreisbögen an beiden Spindelrotore der Strömungswiderstand für die Leckage-Rückströmung erhöht. Erfindungsgemäß wird zur Gewichtsminderung und zur besseren Wärmeabführung während der Verdichtung vorgeschlagen das Spindelrotorpaar aus einem Werkstoff mit höherer Wärmeleitung, vorzugsweise Aluminium-Legierung, auf Stahl- Trägerwelle, wobei das Verdichtergehäuse dann vorzugsweise ebenfalls eine Alu- Legierung ist.
Einige Fachausdrücke seien kurz erläutert:
Als "Umschlingungswinkel" am Spindelrotor gilt die Summe aller Verdrehwinkel längs der Spindelrotorachse zwischen den einzelnen Stirnschnitt-Profilkonturen, die sich bei fortschreitendem z-Achs-Wert in Rotorlängsachsrichtung insgesamt ergeben . Wenn also der Profil-Stirnschnitt an einer z- Position z, mit dem Profil-Stirnschnitt an der benachbarten Position zi+ 1 verglichen wird, sind beide Stirnschnitte zueinander um einen gemäß der gewählten z(phi)- Funktion für genau diesen Schritt von z, nach zi+ 1 bekannten Winkel phi, verdreht. Die Summe aller Verdrehwinkel für die Stirnschnitte längs der Spindelrotorachse ergibt den Umschlingungswinkel, der hier auf den 2-zähnigen Rotor bezogen ist, und kurz als PHI.2 bezeichnet wird . Für den 3- zähnigen Rotor ist dieser Verdrehwinkel um das Übersetzungsverhältnis als Faktor gemäß Verzahnungsgesetz anzupassen und ist bei gleicher Spindelrotorlänge somit zwangsläufig festgelegt. Der Umschlingungswinkel ist das ausschlaggebende Maß für die Stufenzahl .
Als "Stufenzahl" gilt die Anzahl der abgeschlossenen Arbeitskammern am Spindelrotorpaar zwischen der Rotor-Einlass-Seite und Rotor-Auslass-Seite. Über Rotorlänge und gewählter z(phi)-Funktion mit Gesamt-Umschlingungswinkel PHI.2 ist eine möglichst ganzzahlige Stufenzahl anzustreben. Dabei wird vorzugsweise der PHI.2-Wert mindestens auf die nächste 10er-Stelle aufgerundet, also z. B. von 2411° auf 2420°
Eine "Arbeitskammer" ist das für das Rotorpaar geschlossene Zahnlückenvolumen, das begrenzt wird von dem umgebenden Verdichtergehäuse sowie den Spindelrotor- Profillückenflanken zwischen den gemäß Verzahnungsgesetz definierten Profilkontur- Eingriffen, wobei diese eingreifenden Rotorpaar-Profilflanken als berührend, also dicht mit Abstand Null, betrachtet werden . Praktisch jedoch haben die eingreifenden Rotorpaar-Profilflanken einen gewissen, wenn auch möglichst minimalen Abstand, wodurch sich eine innere Leckage-Rückströmung ergibt. Als "Arbeitskammer- Volumen auf der Einlass-Seite" gilt der Rauminhalt der saugseitig ersten abgeschlossenen Arbeitskammer, und das "Arbeitskammer-Volumen auf der Auslass- Seite" ist entsprechend der Rauminhalt der letzten abgeschlossenen Arbeitskammer vor dem Fördergas-Auslass. Der Quotient dieser beiden Volumina stellt das "innere Verdichtungsverhältnis" dar. Als "höhere innere Verdichtungsverhältnisse" sind Werte über 3 zweckmäßig festlegbar. Das Volumen einer Arbeitskammer berechnet sich aus der betreffenden Arbeitsraum-Querschnittsfläche multipliziert mit der per Spindelsteigung definierten schrittweisen Arbeitskammer-Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung .
Als "Stirnschnitt" gilt insbesondere für das Spindelrotorpaar jeder Schnitt durch das Spindelrotorpaar senkrecht zur Spindelrotorachse, die vorzugsweise als z-Achse festgelegt wird, so dass der Stirnschnitt in der x-y-Ebene des rechtwinkligen kartesischen Koordinatensystems liegt. Die Spindelrotorpaar-Achsen sind stets parallel mit einem konstanten Abstand, der als sogen. "Achsabstand" eine wichtige Kenngröße der Spindelverdichtermaschine darstellt.
Die "äußere Synchronisation" der beiden Spindelrotore ist erforderlich, weil das Rotorpaar im Verdichter-Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitet, also "trockenverdichtend" betrieben wird, und wegen der hohen Drehzahlen folglich berührungsfrei mit möglichst geringem Flankenabstand zueinander gegensinnig dreht. Damit diese berührungsfreie Arbeitsweise des Rotorpaares ständig gewährleistet werden kann, sind die beiden Spindelrotoren ständig mit hoher, im Bereich weniger Winkelminuten genauer Drehwinkelgenauigkeit anzutreiben, was bekanntermaßen über eine äußere Synchronisation durchgeführt wird . Die weitaus häufigste Ausführung zur äußeren Synchronisation erfolgt über direkt eingreifende Stirnzahnräder, deren Wälzkreise ebenso groß sind die Verzahnungs-Wälzkreise der jeweiligen Spindelrotor-Fördergewinde. Es gibt aber durchaus auch beispielsweise die Möglichkeit zur elektronischen Rotorpaar-Synchronisation, indem jeder Rotor von seinem eigenen Motor elektronisch drehwinkeltreu angetrieben wird .
Der "Einlass-Bereich" lässt sich über das Umschlingungswinkel-Gebiet beschreiben, mit dem Einlass-seitig die erste abgeschlossene Arbeitskammer durch fortschreitenden Verdrehwinkel entsteht. Dies geschieht bei diesem erfindungsgemäßen Spindelrotorpaar von der Einlass-Stirnschnitt-Seite beginnend nach 720 Winkelgrad zuzüglich dem Kopfkreisbogen-Zentriwinkel qa. KB2 auf der Einlass-Seite des 2-zähnigen Spindelrotors.
Als "Überdruck" gelten bei atmosphärischer Ansaugung Enddrücke im Betrieb als Absolut-Druckwerte von mindestens 2 bar, üblich sind meistens 8 bar bis 15 bar, aber bei hoher Stufenzahl sind auch Druckwerte von mehr als 25 bar erreichbar. Bei nicht-atmosphärischer Ansaugung verschieben sich diese Werte entsprechend . Als "Vakuum" bzw. Unterdruck gelten Enddrücke als Absolut-Druckwerte von unter 50 mbar, besser noch unter 1 mbar und bei entsprechender Stufenzahl sogar unterhalb von 0,01 mbar absolut gegen Auslassdruck, der im atmosphärischen Druckbereich liegt.
Die genannte "wunschqemäße Minimierunq der Temperatur- Differenzen" beruht auf dem Umstand, dass die im Verdichter-Arbeitsraum aktiven Kern-Bauteile, also das Rotorpaar in dem umgebenden Verdichtergehäuse, mit möglichst geringem Abstand zueinander arbeiten sollen, um die innere Rückströmung in vernünftigen Grenzen zu halten. Indem die trockenverdichtende Verdrängermaschine nun verschiedene Betriebszustände durchfährt, beispielsweise vom thermisch meist kalten Zustand beim Einschalten bis zum heißeren Betrieb bei einem Arbeitspunkt, sollten die Unterschiede bei der Wärmeausdehnung für die genannten Kern-Bauteile möglichst gering gehalten werden, um die Spalt-Rückströmungen unter Kontrolle halten zu können. Indem die Wärmeausdehnungen neben den Material-Eigenschaften bei vorliegender Geometrie jedoch wesentlich von den Bauteil-Temperaturen bestimmt werden, sind folglich die Temperatur-Differenzen zwischen den Kern-Bauteilen möglichst gering zu halten.
Das Merkmal des Anspruchs 5 bringt den Vorteil, dass es beim Beginn des Verdichtens zu einem rasch kleiner werdenden Blasloch kommt. Dies führt zu einem hohen Ansaugvolumen. Das Merkmal des Anspruchs 11 führt zu einer besseren Wärmeabfuhr. Es ist vorteilhaft, bei einer Fertigung und Bearbeitung der Rotoren per Drehen. Das Merkmal des Anspruchs 12 führt zu einer verbesserten Verringerung innerer Leckagen, die Dichtigkeit wird verbessert. Das Merkmal des Anspruchs 13 führt zur Verbesserung der Montage als fertige Rotoreinheit. Dies ist insbesondere wichtig für den schnelleren der beiden Rotoren.
Das Merkmal des Anspruchs 14 bietet ein geeignetes Herstellungsverfahren für die Rotoren an . Es hat sich als nicht realisierbar erwiesen, die Rotoren durch Formfräser herzustellen. Das Merkmal des Anspruchs 16 führt zu einer guten Wärmeabfuhr. Das Merkmal des Anspruchs 17 führt zu einem Widerstand für Leckagen, der Verlauf von Leckageströmungen wird gestört. Das Merkmal des Anspruchs 18 führt zu einer verbesserten Wärmeabführung . Das Merkmal des Anspruchs 19 führt zu einer Art Knick, dieser ermöglicht, dass man schneller unter die Wälzkreislinie kommt. Zur Erläuterung wird auf die Figuren 7 und 9 verwiesen. Das Merkmal des Anspruchs 20 erleichtert die Fertigung . Durch die Merkmale der Ansprüche 21 und 22 werden unterschiedliche Bypässe geschaffen . Dadurch wird einer Überverdichtung bzw. einer Unterverdichtung wirksam entgegengearbeitet. Gemäß dem Merkmal des Anspruchs 23 ist der Durchmesser der Bypassbohrung nicht größer als die Kopfbreite, dies vermeidet Kurzschluss zwischen den Arbeitskammern .
Über die nachfolgenden Darstellungen wird die vorliegende Erfindung noch weiter erläutert:
Fig. 1 zeigt beispielhaft eine Schnittdarstellung für die vorliegende Erfindung durch das Spindelrotorpaar mit insgesamt 4 Stirnschnitt-Darstellungen an unterschiedlichen z-Positionen in Rotorlängsachsrichtung . Dabei wird die Reduzierung der Arbeitsraum-Querschnittsflächen (40) zwischen Einlass (18) und Auslass (19) ebenso deutlich, wie der abnehmende Spindelsteigung m(z) in Rotorlängsachsrichtung, um durch diese beiden Maßnahmen ein höheres inneres Verdichtungsverhältnis, hier über 3-fach, zu erreichen. Die Bezeichnung SE.z = 0 kennzeichnet an der Längsachs-Position z = 0 die betreffende Stirnschnitt-Ebene. Die Außendurchmesser der Spindelrotore ändern sich nach dem zylindrischen Einlass-Bereich (41) derart, dass in diesem Beispiel ein konstanter Kegelwinkel qa.2Ke bzw. qa.3Ke je Spindelrotor entsteht. Zudem ist der ungekühlte zylindrische Einlass-Bereich (41) mit Profilverlängerungen jenseits der jew. Wälzkreise sowie mit der festen Verbindung (17. a) zwischen Spindelrotor und der jeweiligen Trägerwelle gezeigt, wobei die zweite feste Verbindung (17. b) zwischen Spindelrotor und Trägerwelle am Auslass-seitigen Stirnschnitt bei SE.z = L.qes mit den gleichzeitigen Kühlfluid-Durchtritten zu sehen ist. In den weiteren Stirnschnitt-Darstellungen sind die Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) sowie die Gehäuse-Fluidkühlung (12) gezeigt. Die äußere Synchronisation erfolgt hier über Stirnzahnräder (14 und 15), wobei am 2-zähnigen Rotor der Außendurchmesser der Getriebe-seitige Lagerung (13) größer als der Außendurchmesser des Synchro. -Zahnrades (14) ist, um diese Rotations- Einheit des 2-zähnigen Spindelrotors (2) vollständig montieren sowie wuchten zu können und anschließend erst in die Spindelverdichtermaschine einzusetzen.
Fig. 2 zeigt beispielhaft vergrößert eine einzelne Stirnschnitt-Darstellung für die vorliegenden Erfindung mit dem Verdichtergehäuse (1) sowie dem Rotorpaar aus 2-zähnigem Spindelrotor (2) und dem 3-zähnigen Spindelrotor (3) mit vollständiger Fluid-Kühlung für das Rotorpaar sowie für das Verdichtergehäuse (1) und außerdem die Arbeitsraum-Querschnittsflächen (40) in diesem Stirnschnitt, deren Größen- Änderung zum nächsten Stirnschnitt zur inneren Verdichtung durch Minderung des Arbeitskammer-Volumeninhalts führt.
In Fig. 3 sind für eine Stirnschnitt-Darstellung die Bezeichnungsgrößen zur Profilkontur-Auslegungen benannt. So ist der Wälzkreis-Radius (6) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) stets 40% vom Achsabstand a und der Wälzkreis-Radius (7) am 3-zähnigen Spindelrotor (3) dementsprechend stets 60% vom a-Wert für alle Stirnschnitte konstant. Bei vorzugsweiser symmetrischer (wegen besserer Wuchtgüte) Profilkontur-Ausführung tritt die zykloidenförmige Profilkontur (38) am
2- zähnigen Spindelrotor insgesamt 4-fach auf, während die Profilkontur (39) am
3- zähnigen Spindelrotor insgesamt 6-fach auftritt. Durch Änderung der Kopfkreis- Radien R.2(z) und R.3(z) sowie dem Kopfprofil-Teilungswinkel qa. K2(z) verändern sich diese Profilkonturen . Die Arbeitskammer-Bildung wird gesteuert vom Durchlaufen der vier Kopfprofil-Endpunkte E.2a, E.2.b, E.2.c und E.2.d des
2- zähnigen Spindelrotors (2) durch die M .2- M .3- Mitten- Verbindungslinie.
Fig. 4 zeigt beispielhaft eine Schnittdarstellung für die vorliegende Erfindung durch die gesamte Spindelverdichtermaschine mit zwei ungleichen Kegelwinkeln qa.G2.kel und qa.G.2.ke2 am 2-zähnigen Rotor (2) mit den Rotorlängen-Abschnitten von L.zyl über L.2.kel und L.2.ke2 zur Gesamtlänge L.qes zwischen Einlass (18) und Auslass (19). Die Rotorpaar-Synchronisation über das Stirnzahnradpaar (14 und 15) ist ebenso dargestellt wie die Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) einschließlich der Kühlfluid-Zuführung (22) und die Gehäuse-Fluidkühlung (12).
Fig. 5 zeigt beispielhaft einen Stirnschnitt für die vorliegende Erfindung mit dem Spindelrotorpaar zur Erläuterung der zu erstellenden Wärmebilanz, denn in Rotorlängsachsrichtung sind die Auslegungs-Parameter wie Rotorkopfprofil- Teilungswinkel (34) und Kopfkreis-Radien (30 und 31) je Rotor (2 und 3) derart auszuführen, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Rotor (2) um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor-Temperatur vom
3- zähnigen Rotor (3) abweicht. Dazu wird bei jedem Bauteil jeweils für die Arbeitskammer-Bereiche AK.ij, AK.ji, AK.ii und AK.jj gemäß den gezeigten Wärmestrom-Pfeilen über die Fördergas-seitige Wärme-Aufnahme (24, 25 sowie 28), die Wärme-Leitung im Material und die Wärme-Abführung (26, 27 sowie 29) per Kühlfluid in einer thermodynamischen Wärmebilanz-Berechnung die jeweilige Bauteil- Temperatur ermittelt und miteinander verglichen. Durch iterative Parameter- Anpassung, insbes. auch bzgl. der Kühlfluid-Parameter wie Kühlmittel-Mengenstrom und Kühlmittel-Temperaturniveau sind die Bauteil-Temperatur-Differenzen der Kern- Bauteile, also für Rotor-2 und Rotor-3 sowie Gehäuse, zu minimieren, so dass die Zuverlässigkeit des Spindelverdichters verbessert wird, denn minimale Temperatur- Differenzen vermeiden die Gefahr der thermischen Spiel-Aufzehrung .
Fig. 6 zeigt als Detail-Darstellung zur Fig . 4 die spezielle Gestaltung der Spindelrotor-Kopfkreisbögen per Nutungen (35), die vorzugsweise bei der Rotorfertigung per Drehen als helix-förmig umlaufende Nut an den Kopfkreisbögen hergestellt werden, um den Strömungswiderstand des Gehäuse-Rotorkopf- Leckagestroms zu erhöhen, so dass die innere Leckage vermindert wird .
In Fig. 3 und Fig. 5 sind im Stirnschnitt die Profillinien, mit denen die Arbeitskammern zum Transport des Fördermediums gebildet werden, also (36. F) und (38) sowie (37. F) und (39), für das Spindelrotorpaar in Relation zu den Kühlmittel-berührten Wärmeabführ-Linien (26) und (27) als Streckenlänge im Stirnschnitt erkennbar. Dieses Verhältnis verändert sich je Spindelrotor in Rotorlängsachsrichtung derart, dass zum Verdichtungsbeginn die Arbeitskammer- seitigen Linien länger sind als die Kühlmittel-seitigen Linienlängen und je mehr sich jede Arbeitskammer dem Auslass nähert, desto größer werden die Kühlmittel- seitigen Linienlängen, während die Arbeitskammer-seitigen Linienlängen abnehmen . Erfindungsgemäß sind nun die Spindelrotore zumindest für Überdruck-Anwendungen derart auszuführen, dass Auslass-seitig und somit zum Verdichtungsende die Kühlmittel-seitigen Linienlängen größer sind als die Arbeitskammer-seitigen Linienlängen.
Die vom Spindelrotorpaar gebildeten Arbeitskammer-Volumina verringern sich erfindungsgemäß zwischen dem Ein- und dem Auslass. Dabei wird der Quotient vom größten zum kleinsten Arbeitskammer-Volumen als das "innere Verdichtungsverhältnis" Π bezeichnet, das zunächst eine rein geometrisch erzeugte Größe darstellt. Bekanntlich arbeitet nun jeder Verdichter dann im idealen Betriebspunkt, wenn die "letzte" Arbeitskammer unmittelbar vor ihrem Öffnen zum Auslass genau den Druck durch die innere Verdichtung erreicht hat, der am Auslass herrscht.
Bei den meisten Vakuum-Applikationen ändert sich jedoch der Ansaugdruck durch den Evakuierungsvorgang, so dass ein Kompromiss für das innere Verdichtungsverhältnis Π festzulegen ist. Indem dieser Wert für die Mehrheit der Vakuum-Applikationen relativ gering ist (der Wert liegt oftmals unter 3), ist es für die meisten Vakuum-Spindelverdichter ausreichend, wenn das innere Verdichtungsverhältnis erfindungsgemäß nur durch Änderung der Steigung bei konstanten Radius-Werten umgesetzt wird, so dass für viele Vakuum-Anwendungen mindestens ein Spindelrotor mit einfach zylindrischem Durchmesser ausgeführt ist.
Bei den meisten Überdruck- Applikationen sind jedoch höhere Werte für das innere Verdichtungsverhältnis anzustreben, was erfindungsgemäß sowohl durch Änderung der Steigung als auch durch Minderung der Querschnittsflächen per Änderung der Radius-Werte in Rotorlängsachsrichtung geometrisch umgesetzt wird . Zugleich ist beim Transport der Arbeitskammern vom Einlass zum Auslass in Rotorlängsachsrichtung die innere Rückströmung als sogenannte "innere Leckage" zwischen den einzelnen Arbeitskammern zu minimieren, wobei gleichzeitig auf der Einlass-Seite ein möglichst großes Ansaugvolumen der dortigen Arbeitskammern anzustreben ist. Für große Ansaugvolumina sind die Spindelrotor-Außen- Durchmesser zu erhöhen, so dass der Kopfradius am 3-zähnigen Spindelrotor größer als der Wälzkreis des 3-zähnigen Spindelrotors wird und im Einlass-Bereich vorzugsweise zylindrisch konstant ausgeführt ist. Erfindungsgemäß wird nun der Außendurchmesser am 3-zähnigen Spindelrotor als Verlauf für den R.3K(z)-Wert (31) in Rotorlängsachsrichtung derart ausgeführt, dass gemäß Fig. 7 der Schnittpunkt K3.E der 3z-Rotorkopflinie (43. a) mit dem 3z-Wäzkreis (7) eine Länge Ldicht.Knick (50. a) definiert, die größer als die Hälfte der Gesamt-Rotor-Profillänge (66) ist. Dabei hat die 3z-Rotorkopflinie (43. a) am Einlass den abschnittsweise vorzugsweise zylindrisch-konstanten Wert: R.3K(z = 0) = R.3K.ein = 0,5- D.3K.ein und nach monoton fallendem Verlauf am Auslass den Wert: R.3K(z = L.ges) = R.3K.aus = 0,5- D.3K.aus mit R als Radius und D als Durchmesser. Die beiden Kopflinien (42) und (43) sind stetig monoton fallend auszuführen, wobei praktischerweise die Neigungswinkel für die jeweiligen Kopflinien gewählt werden. Fig. 7 stellt jeweils nur den "provisorischen" Kopf- / Fuß-Linienverlauf zu Beginn der Auslegung dar, denn fertigungstechnisch sind für die optimale Werkzeug-Bewegung noch spezielle Anpassungen vorgesehen, um abschließend den "tatsächlichen" Kopf- / Fuß-Linienverlauf gemäß Fig. 10 für das Spindelrotorpaar zu erhalten.
Durch die Spindelrotorpaarung mit konstantem Achsabstand folgt bekanntlich über Spiegelung an den Rotationsachsen aus der 2z-Kopflinie (42) unmittelbar und eindeutig die vollständige 3z-Fußlinie (45), ebenso wie sich die 2z-Fußlinie (44) aus der 3z-Kopflinie (43) eindeutig ergibt. Daher genügt es gemäß Fig . 8 und Fig . 9 nur den Kopf-Verlauf für jeden der beiden Spindelrotore zu betrachten, um sämtliche Rotor-Radius-Linien vollständig und eindeutig zu beschreiben.
Fig. 8 zeigt am 2-zähnigen Spindelrotor die provisorische 2z-Kopflinie (42. a) aus Fig. 7 vereinfacht mit dem zylindrischen Einlass-Teil der Länge L.2K.zyl sowie zwischen den Punkten K2.c und K2.E mit dem monoton stetig fallenden Verlauf zum Auslass. Für die tatsächliche 2z-Kopflinie (42. b) erfolgt zwischen den Punkten K2.B und K2.D erfindungsgemäß ein krümmungsstetiger Übergang, wobei dessen Länge L.2b die Werkzeug -Bewegung bei der Spindelrotorfertigung entsprechend den zulässigen Belastungswerten der Bearbeitungsmaschine definiert. Mit dieser tatsächlichen 2z-Kopflinie (42. b) ist auch die tatsächliche 3z-Fußlinie (45. b) eindeutig und vollständig definiert.
Fig. 9 zeigt am 3-zähnigen Spindelrotor die provisorische 3z-Kopflinie (43. a) aus Fig. 7 vereinfacht mit dem zylindrischen Einlass-Teil der Länge L.3K.zyl sowie zwischen den Punkten K3.c und K3.F und K3.H mit dem monoton stetig fallenden 3z- Kopflinien-Verlauf zum Auslass, wobei die 3z-Wälzkreislinie (7) derart geschnitten wird, dass die Dichtlänge L. dicht. Knick (50. a) mindestens halb so lang ist wie die Gesamt-Rotor-Profillänge als L.ges (66) . Für die tatsächliche 3z-Kopflinie (43. b) erfolgt zwischen den Punkten K3.B und K3.G erfindungsgemäß ein krümmungsstetiger Übergang vorzugsweise mit Wendepunkt, wobei dessen Länge L.3b die Werkzeug- Bewegung bei der Spindelrotorfertigung entsprechend den zulässigen Belastungswerten der Bearbeitungsmaschine definiert. Über den Schnittpunkt K3.D mit der 3z-Wälzkreislinie (7) ergibt sich eindeutig die tatsächliche Dichtlänge L. dicht. IST (50. b), die mindestens halb so lang ist wie die Gesamt-Rotor-Profillänge als L.ges-Wert (66). Mit dieser tatsächlichen 3z-Kopflinie (43. b) ist auch die tatsächliche 2z-Fußlinie (44. b) eindeutig und vollständig definiert.
Fig. 10 zeigt abschließend die tatsächlichen Verläufe der 2z-Kopflinie (42. b) und der 3z-Kopflinie (43. b), die über die Gesamtlänge L.ges (66) die tatsächlichen Verläufe der eingreifenden 2z-Fußlinie (44. b) und der 3z-Fußlinie (45. b) per Achsabstand eindeutig definieren, wobei am 2-zähnigen Spindelrotor dessen Fördergewinde (46) als senkrechter Kreuz-Schraffur-Bereich und am 3-zähnigen Spindelrotor dessen Fördergewinde (47) als Triangel-Schraffur-Bereich sowie dem ineinander greifenden Fördergewinde (48) dargestellt sind . Außerdem ist die innere Rotorkühlung (8) und (9) für jeden Spindelrotor dargestellt, ebenso die jeweiligen Wälzkreislinien (6) und (7).
Für den praktischen Verdichterbetrieb ist bekanntlich zwischen dem geometrischen inneren Verdichtungsverhältnis nGeo und dem tatsächlichen inneren Verdichtungsverhältnis ΠΙ5τ zu unterscheiden, denn nur bei einer isothermen Verdichtung (also ohne Temperatur-Änderung während der Verdichtung) sind beide Werte identisch. Indem sich beim Spindelverdichter jedoch die Temperatur des Fördermediums während der Verdichtung innerhalb der Maschine erhöht, wird das tatsächliche innere Verdichtungsverhältnis ΠΙ5τ größer sein als das geometrische innere Verdichtungsverhältnis nGeo abhängig von der Temperatur-Änderung, was bekanntlich per Polytropenexponent zu berechnen ist. Wie zuvor schon ausgeführt, ist jedoch für den idealen Betrieb eines Verdichters anzustreben, dass jede "letzte" Arbeitskammer unmittelbar vor ihrem Öffnen zum Auslass genau den Druck durch die innere Verdichtung erreicht hat, der am Auslass herrscht, so dass dann die Energie-schädliche "Über"- bzw. "Unter"-Verdichtung vermieden wird . Indem bei der fertigen Maschine jedoch das geometrische innere Verdichtungsverhältnis nGeo durch die faktische Teile-Ausführung bereits festgelegt ist und der Polytropenexponent durch die applikationsspezifisch unterschiedliche Wärmeabführung (beispielsweise schon bei heißer / kalter Umgebung) Schwankungen unterworfen ist und auch der Betriebs-Enddruck unterschiedlich sein wird, wäre es vorteilhaft, wenn das tatsächliche innere Verdichtungsverhältnis ΠΙ5τ anpassungsfähig ausgeführt werden kann.
Damit das tatsächliche innere Verdichtungsverhältnis ΠΙ5τ sich an die jeweils speziellen Einsatzbedingungen ideal anpassen kann, wird erfindungsgemäß ferner vorgeschlagen, dass im Falle einer "Uber-Verdichtung" (wenn der Druck in der Spindelrotor-Arbeitskammer den Betriebsdruck bereits vor dem Auslass überschreitet) ein Überverdichtung-Fördergasstrom (55) kontrolliert von einem Regelorgan (56) über zusätzliche Zuführbohrungen (54) und Arbeitskammer-Bohrungen (60) als Teilgas-Förderstrom neben dem Haupt-Fördergasstrom (52) zum Fördergas- Nachkühler (53) geführt wird, und dass im Falle einer "Unter-Verdichtung" (wenn der Druck in der Spindelrotor-Arbeitskammer vor dem Auslass den Betriebsdruck nicht erreicht) ein Unterverdichtung-Fördergasstrom (57) kontrolliert von einem Regelorgan (58) über zusätzliche Zuführbohrungen (59) und Arbeitskammer- Bohrungen (61) als Teilgas-Förderstrom von dem Haupt-Fördergasstrom (62) nach Verlassen des Fördergas-Nachkühlers (53) geführt wird, so dass bei "UnterVerdichtung" gekühltes(! ) Fördergas unter Betriebsdruck stehend in die Arbeitskammern mit zu geringem Druck strömt, wobei der Druck im Auslassraum (19) gleichsam etwa dem Betriebsdruck entspricht.
Erläuternd sei noch erwähnt, dass "Unter-Verdichtung" bekanntlich zu isochorer Mehrverdichtung führt, indem das letzte Arbeitskammer-Volumen gegen den höheren Auslassdruck ohne Volumen-Änderung ausgeschoben werden muss, was energetisch natürlich ungünstig ist.
Indem sich jede Arbeitskammer sowohl über den 2-zähnigen als auch über den 3-zähnigen Spindelrotor erstreckt, erfolgt die Zu- bzw. Abführung des Fördergas- Ausgleichs-Teilstroms bei Unter- bzw. Über-Verdichtung lediglich abhängig von der z. Pi-Position als Stirnschnitt-Ebene, wie dies in Fig. 12 zusätzlich dargestellt ist.
In Fig. 11 ist beispielhaft eine Ausführungsform dargestellt, um die Energieschädliche "Über"- / "Unter"-Verdichtung zu vermeiden. Die Arbeitskammern nähern sich während der Verdichtung durch die Drehung der Spindelrotore dem Auslassraum (19) und durch Verringerung der Arbeitskammer-Volumina steigt der Druck in der Arbeitskammer. Indem dabei nun jede Arbeitskammer die Bohrungen (60) und (61) passiert, erfolgt unmittelbar die Feststellung, inwieweit der Arbeitskammerdruck vom Betriebsd ruck abweicht, so dass entweder der Überverdichtung- Fördergasstrom (55) vom Regelorgan (56) oder der Unterverdichtung- Fördergasstrom (57) vom Regelorgan (58) ausgelöst wird, wobei die Bohrungen (54, 55 und 60, 61 ) auf dem Umfang natürlich vorteilhaft verteilbar sind . Zudem können die Bohrungen (54) und (59) sowie (60) und (61 ) selbstverständlich in beiden Strömungsrichtungen genutzt werden, so dass die beiden Regelorgane (56) und (58) zusammenfassbar sind in ein Regelorgan, welches abhängig vom Druck in der Arbeitskammer den Fördergas-Teilstrom entweder als Überverdichtung- Fördergasstrom (55) zum Fördergas- Nachkühler (53) leitet oder als Unterverdichtung- Fördergasstrom (57) nach dem Fördergas-Nachkühler (53) in die Arbeitskammer strömen lässt.
Die Regelorgane (56) und (58) sind auch als einfache Rückschlagventile ausführbar.
In Fig. 12 sind für einen Spindelrotor die Arbeitskammer-Bohrungen (60 bzw. 61 ) dargestellt. Indem die Spindelrotorköpfe (63) bei Rotation der Spindel n dicht an den Arbeitskammer-Bohrungen (60 bzw. 61 ) vorbeiziehen und somit deren permanentes Öffnen und Schließen bewirken, sind je Ausgleichs- Fördergas-Teilstrom (55 bzw. 57) vorteilhafterweise mindestens 2 Zuführ-Bohrungen (60 bzw. 61 ) vorzusehen, um unangenehme Gas-Pulsationen der Ausgleichs- Fördergas-Teilströme (55 bzw. 57) zu vermeiden . Dabei ist der Durchmesser 0V. Pi jeder Zuführ-Bohrung (60 bzw. 61 ) kleiner als die Kopfbreite ΔΓΠ . ΚΪ in diesem Stirnschnitt. Der Abstand als Äu .2i-Wert bei 2 Zuführ-Bohrungen (60 bzw. 61 ) ist kleiner als die Kopfbogenlänge KB. i(z) auszuführen und sollte vorzugsweise etwa halb so groß sein wie der bekannte KB. i(z)-Wert. Bei 3 Zuführ-Bohrungen liegt der Äu .3i-Abstandswert zwischen dem KB. i(z)-Kopfbogenwert und dem FB. i(z)-Lückenbogenwert.
Der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor beträgt vorzugsweise über 1160 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 1700 Winkelg rad oder noch besser über 2600 Winkelgrad und für besonders hohe Kompressions- Anforderungen sogar über 3500 Winkelgrad . Als mittlere Rotorkopf- Umfangsgeschwindigkeit wird vorteilhafterweise ein Bereich von mindestens besser 45 m/sec, günstigerweise jedoch über 60 m/sec oder für noch besseren Wirkungsgrad mehr als 80 m/sec. Beide Spindelrotore weisen im Stirnschnitt Kreisbogen-Abschnitte (36. K und 36. F, sowie 37. K und 37. F) und zykloidenförmige Profilkonturflanken (38 und 39) auf. Diese sind bei dem 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (6) und konvex, also bauchig erhaben, gestaltet. Beim 3-zähnigen Spindelrotor (3) sind sie vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (7) und konkav, also hohl, ausgeführt. Unter vorwiegend wird in beiden Fällen mindestens 80% der Profiltiefe verstanden, wobei Profiltiefe der Abstand zwischen Kopfkreis und Fußkreis des 2-zähnigen Spindelrotors (2) bzw. 3-zähnigen Spindelrotors (3) ist.
Im Einlass-Bereich herrschen nur geringe Fördergas- Druckdifferenzen und es soll ein möglichst großes Volumen je Umdrehung angesaugt werden . Dadurch sind im Einlassbereich höhere hKRö-Werte zulässig, denn für große Querschnitte und damit auch viel Ansaug-Vermögen sind höhere hKRö-Werte vorteilhaft.
Im Auslass-Bereich sind die Arbeitskammer-Volumina um das sogenannte "innere Verdichtungsverhältnis" kleiner und es herrschen hohe Druckdifferenzen, so dass die Rotorpaarung möglichst dicht sein sollte, also minimale (ideal = Null) hKRö-Werte aufweisend, um die innere Leckage-Rückströmung zu minimieren.
Es wird ein Blasloch-Abstandsmaß zwischen Gehäuse-Verschneidungskante und Rotorpaar-Eingriffslinie eingeführt. Der Wert für dieses Blasloch-Abstandsmaß liegt vorteilhafterweise etwa bei 5 bis 10% vom Achsabstandswert, wobei er sich in Längsachsrichtung folgendermaßen verhält: Im Einlass-Bereich beträgt dieses Blasloch-Abstandsmaß vorteilhafterweise mehr als 5% vom Achsabstandswert. So wird bei nur mäßigen Druckdifferenzen das Ansaugvolumen erhöht. Im Auslass- Bereich beträgt vorteilhafterweise dieses Blasloch-Abstandsmaß unter 5% vom Achsabstandswert. So wird das nötige Kompressionsvermögen mit entsprechend minimierter innerer Leckage erreicht. Besser anstatt 5% ist 3% und noch günstiger 2%.
Vorteilhafterweise liegt auf mindestens 50% der Verdichtungslänge (in Förderrichtung zum Auslass gerichtet gesehen) das Blasloch-Abstandmaß unter 5% vom Achsabstandswert.
Vorteilhafterweise liegen am 2-zähnigen Spindelrotor die Profilkonturflanken vollständig oberhalb seines Wälzkreises und am 3-zähnigen Rotor die Profilkonturflanken vollständig unterhalb seines Wälzkreises.
Als Verdichtungslänge gilt die Erstreckung in Rotorlängsachsrichtung (üblicherweise kartesisch als z-Achse), bei der sich die Größe der Arbeitskammer-Volumen verkleinern, also die sogenannte "innere Verdichtung" erfolgt, und hier auch die Abführung der Verdichtungswärme über die Rotorkonus-Innenkühlung erfolgt. Die Verdichtungslänge macht den überwiegenden Teil der Gesamt-Rotorlänge aus, lediglich saugseitig gibt es noch die Einlasslänge, wo sich die Arbeitskammern bilden und die Ansaug-Volumina entstehen.
Die Eingriffslinie ist der gestellfeste Ort aller Eingriffspunkte der beiden Spindelrotore.
Die Gehäuseverschneidungskante ist die Linie aller Schnittpunkte der beiden Rotorkopfkreise im Verdichtergehäuse. Es gibt stets zwei Gehäuseverschneidungskanten, die einander gegenüberliegen. Bez uq szeich en l iste : . Verdichtergehäuse mit äußeren Kühlrippen (vorzugsweise das Verdichtergehäuse spiralförmig umschlingend) . 2-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-2" bezeichnet, mit dem Gesamt- Umschlingungswinkel PHI.2 . 3-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-3" bezeichnet . Trägerwelle für den Rotor-2 . Trägerwelle für den Rotor-3 . Verzahnungs-Wälzkreis mit Radius r.2 für den Rotor-2 . Verzahnungs-Wälzkreis mit Radius r.3 für den Rotor-3 . Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-2 gemäß PCT-Schrift WO 00/ 12899 . Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-3 gemäß PCT-Schrift WO 00/ 12899 . optionale Gewinde-ähnliche Vertiefungen zur Rotorinnen-Fluidkühlung für Rotor-2 . optionale Gewinde-ähnliche Vertiefungen zur Rotorinnen-Fluidkühlung für Rotor-3 . Fluid-Kühlung für das Verdichtergehäuse gemäß Schutzrecht PCT/EP2008/068364 . Lagerung für jeden Spindelrotor . Synchronisations-Zahnrad für den Rotor-2 . Synchronisations-Zahnrad für den Rotor-3 . Kühlmittel-Zuführbohrung in jeder Trägerwelle . Verbindungs-Auflage-Stellen jedes Spindelrotors auf seiner Trägerwelle vorzugsweise als:
17. a Einlass-seitig durchgehende Auflage
17. b Auslass-seitige Auflage mit Kühlfluid-Durchtritts-Öffnungen, vorzugsweise als Längsnutungen Einlassraum für das Fördermedium Auslassraum für das Fördermedium Einlass-Lagerträger mit Spindelrotor-Lager-Aufnahme Auslass-Lagerträger mit Spindelrotor-Lager-Aufnahme Kühlmittel-Zuführung zu jeder Kühlmittel-Zuführbohrung je Trägerwelle Kühl-Fluid als Kühlmittel
Wärme-aufnehmende Fördergas-seitige Oberfläche für den Rotor-2 Wärme-aufnehmende Fördergas-seitige Oberfläche für den Rotor-3 Wärme-abführende Kühlmittel-berührte Oberfläche für den Rotor-2 Wärme-abführende Kühlmittel-berührte Oberfläche für den Rotor-3 Wärme-Bilanz in der Spaltströmung Wärmeabführung über das Verdichtergehäuse Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.2(z) bezeichnet
am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.3(z) bezeichnet
am 3-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung Rotor-Kopfkreisbogen-Zentriwinkel, kurz als ga. KB2(z) bezeichnet
am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung Rotor-2-seitiger Öffnungswinkel der Verdichtergehäuse-Verschneidungskanten, kurz ga.G2(z)
für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung Rotor-Kopfprofil-Teilungswinkel, kurz als ga. K2(z) bezeichnet
am 2-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung Nutung am Kopfkreisbogen für den 2-zähnigen und/oder für den 3-zähnigen Spindelrotor Kreisbogen-Abschnitte der Stirnschnitt-seitigen Rotorprofilkonturen mit:
36. K Kopf-Kreisbogen-Abschnitt, 2-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor
36. F Fuß-Kreisbogen-Abschnitt, 2-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor Kreisbogen-Abschnitte der Stirnschnitt-seitigen Rotorprofilkonturen mit:
37. K Kopf-Kreisbogen-Abschnitt, 3-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor
37. F Fuß-Kreisbogen-Abschnitt, 3-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor zykloidenförmige Profilkonturflanke, 4-fach auftretend am 2-zähnigen Spindelrotor zykloidenförmige Profilkonturflanke, 6-fach auftretend am 3-zähnigen Spindelrotor Arbeitsraum-Querschnittsfläche für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung
Einlass-Bereich mit zylindrischen Außendurchmesser-Werten
Spindelrotorpaar
Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.2K(z) bezeichnet
am 2-zähniqen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung, insbes. : R.2K(z = 0) = R.2K.ein
0,5■ D.2K.ein (also für z-Start beim Gas-Einlass)
R.2K(z = Lges) = R.2K.aus = 0,5 - D.2K.aus (also für z-Ende beim Gas-Auslass)
Rotor-Kopfkreis-Radius, kurz als R.3K(z) bezeichnet am 3-zähnigen Spindelrotor für den Stirnschnitt an der Stelle z in Rotorlängsachsrichtung, insbes. : R.3K(z = 0) = R.3K.ein = 0,5 - D.3K.ein (also für z-Start beim Gas-Einlass) R.3K(z = Lges) = R.3K.aus
0,5■ D.3K.aus (also für z-Ende beim Gas-Auslass) Rotor-Kopflinie am 2-zähnigen Spindelrotor ausgeführt als:
42. a provisorische 2z-Kopflinie
über die Punkte K2A und K2C bis K2E laufend gemäß Fig . 7 und Fig .
8 42. b tatsächliche 2z-Kopflinie über die Punkte K2A und K2B und K2D bis K2E laufend gemäß Fig . 8 und Fig . 10 Rotor-Kopflinie am 3-zähnigen Spindelrotor ausgeführt als:
43. a provisorische 3z-Kopflinie
über die Punkte K3A und K3C und K3E und K3F bis K3H laufend : Fig . 7 und Fig . 9
43. b tatsächliche 3z-Kopflinie
über die Punkte K3A und K3B und K3D und K3G bis K3H laufend : Fig . 9 und Fig . 10 Rotor-Fußlinie am 2-zähnigen Spindelrotor ausgeführt als:
44. a provisorische 2z-Fußlinie
über die Punkte F2A und F2C und F2E und F2F bis F2H laufend gemäß Fig. 7
44. b tatsächliche 2z-Fußlinie Rotor-Fußlinie am 3-zähnigen Spindelrotor ausgeführt als:
45. a provisorische 3z-Fußlinie
über die Punkte K3A und K3C und K3E und K3F bis K3H laufend gemäß Fig. 7
45. b tatsächliche 3z-Fußlinie Fördergewinde am 2-zähnigen Spindelrotor, vereinfacht als senkrechte Zick- Zack-Schraffur dargestellt Fördergewinde am 3-zähnigen Spindelrotor, vereinfacht als Triangel-Schraffur dargestellt ineinandergreifendes Fördergewinde, vereinfacht als Überlagerung beider zuvor genannten Schraffuren dargestellt Zwischenbereich mit verstärkter Reduzierung der Kopfradius-Werte am 3-zähnigen Spindelrotor ausgeführt als:
49. a provisorischer Zwischenbereich L.3K.zw
zwischen den Punkten K3C und K3F laufend gemäß Fig . 7 und Fig . 9
49. b tatsächlicher Zwischenbereich L.3b
zwischen den Punkten K3B und K3G laufend gemäß Fig . 9 und Fig .
10
Blasloch-freie Spindelrotorpaar-Dichtlänge, dargestellt als:
50. a beim provisorischen Verlauf als Ldicht Knick bezeichnet
50. b beim tatsächlichen Verlauf als Ldicht IST bezeichnet Zahnhöhe, in Rotorlängsachsrichtung von h.ein über h(z) bis h .aus Haupt-Fördergasstrom mit Verdichtungs-End-Temperatur noch vor dem Fördergas- Nach kühler Fördergas-Nachkühler, Wärmetauscher (mit Kondensat-Abscheidung) Zuführbohrungen zum Überverdichtung-Fördergasstrom Überverdichtung-Fördergasstrom als Ausgleichs-Fördergas-Teilstrom Regelorgan zum Überverdichtung-Fördergasstrom Unterverdichtung-Fördergasstrom als Ausgleichs-Fördergas-Teilstrom Regelorgan zum Unterverdichtung-Fördergasstrom Zuführbohrungen zum Unterverdichtung-Fördergasstrom Arbeitskammer-Bohrungen zum Überverdichtung-Fördergasstrom Arbeitskammer-Bohrungen zum Unterverdichtung-Fördergasstrom gekühlter Haupt-Fördergasstrom nach Verlassen des Fördergas-Nachkühlers Spindelrotor-Zahnkopf Spindelrotor-Zahnlücke zur Bildung einer Arbeitskammer Stirnschnitt-Ebene an der Rotorlängsachs-Position z. Pi Spindelrotor-Fördergewinde-Gesamtlänge L.ges

Claims

PAT E N TA N S P RÜ C H E
1. Spindelverdichter als im Arbeitsraum ohne Betriebsfluid arbeitende 2-Wellen- Rotations-Verdrängermaschine zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien für Anwendungen im Vakuum und für Anwendungen im Überdruck mit einem gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen Synchronisation drehwinkeltreu angetriebenen Spindelrotorpaar in einem umgebenden Verdichtergehäuse (1) mit einem Einlass (18) und einem Auslass (19) für das Fördermedium dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Spindelrotore mit unterschiedlicher Zähnezahl ausgeführt werden, wobei dieses Spindelrotorpaar aus einem 2-zähnigen Spindelrotor (2) und einem verzahnungsmäßig berührungsfrei eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor (3) besteht mit einem Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor von mindestens 800 Winkelgrad, wobei die Spindelrotore mit hoher Drehzahl derart betrieben werden, dass als mittlere Rotorkopf- Umfangsgeschwindigkeit ein Bereich von mindestens 30 m/sec erreicht wird, dass beide Spindelrotore im Stirnschnitt Kreisbogen-Abschnitte (36. K und 36. F, sowie 37. K und 37. F) und zykloidenförmige Profilkonturflanken (38 und 39) aufweisen, die bei dem 2-zähnigen Spindelrotor (2) vorwiegend oberhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (6) und konvex gestaltet sind und beim 3-zähnigen Spindelrotor (3) vorwiegend unterhalb seines Verzahnungs-Wälzkreises (7) und konkav, also hohl, ausgeführt sind, und dass die Stirnschnitte jedes Spindelrotors vorzugsweise symmetrisch gestaltet sind, so dass in jedem Stirnschnitt der Profil-Flächenschwerpunkt auf den jeweiligen Rotor-Drehpunkt (M.2 bzw. M.3) zu liegen kommt.
2. Spindelverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Arbeitskammer-Volumen auf der Einlass-Seite größer als das Arbeitskammer-Volumen auf der Auslass-Seite ist.
3. Spindelverdichter nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Einlass-seitige Stirnschnitt eine größere Arbeitsraum-Querschnittsfläche (40) aufweist als der Auslass-seitige Stirnschnitt-Querschnitt, was an mindestens einem, vorzugsweise jedoch an beiden Spindelrotoren in Rotorlängsachsrichtung durch gezielte, vorzugsweise monoton stetig verlaufende Kürzung der Kopf kreis- Radien (30 bzw. 31) um mehr als 3% und maximal 20% mit entsprechender Erhöhung der jeweils eingreifenden Fußkreis- Radien erreicht wird.
4. Spindelverdichter nach Anspruch 2 oder 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Spindelsteigung m(z) am Rotorpaar in Rotorlängsachsrichtung derart abnimmt, dass die Spindelsteigung am Einlass (18) mindestens 1,5 mal und maximal 4 mal größer als die Spindelsteigung am Auslass (19) ist.
5. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
mit der Änderung der Rotor-Außen-Durchmesser (30 und 31) sich für jeden Spindelrotor (2 und 3) eine kegelige Außenform ergibt mit mindestens einem konstanten Winkelkegelwert je Spindelrotor und im Einlass-Bereich vorzugsweise ein zylindrischer Bereich (41) mit konstantem Rotorkopf- Außendurchmesser-Wert je Spindelrotor vorgesehen ist.
6. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
im Einlass-Bereich die Profilflanken (38 und 39) derart ausgeführt sind, dass am 3-zähnigen Spindelrotor (3) die Profilkonturflanken (39) auch oberhalb seines Wälzkreises (7) verlängert werden, vorzugsweise zykloidenförmig verlängert werden, wodurch gemäß Verzahnungsgesetz die Profilflanken (38) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) auch unterhalb dessen Wälzkreises (6) zu verlängern sind.
7. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Spindelrotore (2 und 3) jeweils mit einer konischen Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) über ein Kühlfluidmittel (23) ausgeführt und auch betrieben werden.
8. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verdichtergehäuse (1) ebenfalls eine Fluid-Kühlung (12) zur Wärmeabführung aufweist, die mit der Rotorinnen-Fluidkühlung (8 und 9) für die Spindelrotore (2 und 3) vorzugsweise gemeinsam über ein Kühlfluidmittel (23) in einem Kreislauf betrieben wird.
9. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
in Rotorlängsachsrichtung die Rotor-Auslegungs-Parameter, wie Rotorkopfprofil- Teilungswinkel (34) und Kopfkreis-Radien (30 und 31) je Spindelrotor (2 und 3), derart ausgeführt werden, dass die mittlere Rotor-Temperatur vom 2-zähnigen Spindelrotor (2) um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der mittleren Rotor-Temperatur vom 3-zähnigen Spindelrotor (3) abweicht.
10. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die mittlere Temperatur des umgebenden Verdichtergehäuses (1) über die Größe der Kühlmittel-berührten Oberflächen des Verdichtergehäuses (1) sowie über die Kühlmittelstrom-Parameter, insbesondere hinsichtlich Kühlmittel- Mengenstrom sowie Kühlmittel-Temperaturniveau um weniger als 25%, besser noch unter 10% von der höchsten mittleren Spindelrotor-Temperatur abweicht.
11. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
Gewinde-ähnliche Vertiefungen (10 und 11) profilsymmetrisch in der jeweiligen Rotorinnen-Kühlkonus-Bohrung (8 und 9) derart vorgesehen werden, dass sich diese Vertiefungen unter den betreffenden Spindelrotorzähnen befinden.
12. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Rotor-Kopfkreisbogen-Zentriwinkel (32) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) in vorzugsweise jedem Stirnschnitt größer als der jeweilige Rotor-2-seitige Verdichtergehäuse-Öffnungswinkel (33) ist.
13. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Außen-Durchmesser der Getriebe-seitigen Rotor-Lagerung (13) am 2-zähnigen Spindelrotor (2) größer als der Außen-Durchmesser des Synchronisations-Zahnrades (14) des 2-zähnigen Spindelrotors ausgeführt wird.
14. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Fertigung der insbesondere in Rotorlängsachsrichtung unterschiedlichen Profilkonturen (36, 37, 38 und 39) sukzessiv erfolgt durch das Fertigungsverfahren Drehen der einzelnen Punktfolge-Helixlinien in Rotorlängsachsrichtung, die zusammengesetzt dann die äußeren Profilkonturflanken ergeben.
15. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
jeder Spindelrotor (2 und 3) über Verbindungs-Auflage-Stellen (17, vorzugsweise als 17. a und 17. b) auf einer eigenen Trägerwelle (4 und 5) fest, vorzugsweise aufgepresst, montiert ist und anschließend erst die Fertigung bzw. Bearbeitung der Spindelrotor-Profilkonturen (36, 37, 38 und 39) erfolgt.
16. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Spindelrotorpaar (2 und 3) aus einem Werkstoff mit hoher Wärmeleitfähigkeit besteht, vorzugsweise als Aluminium-Legierungs-Werkstoff, und das Verdichtergehäuse (1) vorzugsweise dann ebenfalls als Aluminium- Legierungs-Werkstoff ausgeführt wird.
17. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
vorzugsweise alle Kopfkreisbögen (36. K und 37. K) an beiden Spindelrotoren (2 und 3) mindestens eine Nutung (35) aufweisen.
18. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
vorzugsweise für Überdruck-Anwendungen die Kühlmittel-berührten Linienlängen (26 und 27) im Auslass-seitigen Stirnschnitt für das Spindelrotorpaar mindestens 5% und maximal 100% größer sind als die Fördermedium-seitigen Arbeitskammer-Linienlängen (36. F und 38 und 37. F und 39).
19. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
es insbes. für Überdruck-Anwendungen am 3-zähnigen Spindelrotor für die Kopfradius-Werte (31), die als Rotor-Kopflinie (43) vom Einlassraum (18) mit Werten größer als der Wälzkreis-Radius (7) des 3-zähnigen Spindelrotors bei vorzugsweise zylindrischem Beginn am Einlass (18) in Richtung zum Auslassraum (19) monoton und stetig abnehmen, innerhalb der ersten Hälfte der Spindelrotor-Fördergewinde-Gesamtlänge L.ges (66) einen Zwischenbereich (49) mit verstärkter Abnahme der Kopfradius-Werte (31) gibt.
20. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die tatsächlichen Rotor-Kopflinien (42. b) und (43. b) mit einem krümmungsstetig geglätteten Verlauf ausgeführt sind.
21. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Regelorgan (56) und zusätzliche Bohrungen (54) und (60) vorgesehen sind, und bei "Überverdichtung", wenn also der Druck in den Arbeitskammern vor dem Öffnen am Auslass größer ist als der Druck im Auslassraum (19), über das Regelorgan (56) und die mindestens eine zusätzliche Bohrung (54) und (60) ein Überverdichtung-Fördergasstrom (55) zum Fördergas-Nachkühler (53) geleitet wird.
22. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
ein Regelorgan (58) und zusätzliche Bohrungen (59) und (61) vorgesehen sind, und bei "Unterverdichtung", wenn also der Druck in den Arbeitskammern vor dem Öffnen am Auslass kleiner ist als der Druck im Auslassraum (19), über das Regelorgan (58) und die mindestens eine zusätzliche Bohrung (59) und (61) ein Unterverdichtung-Fördergasstrom (57), der vorzugsweise vom Fördergas-Nachkühler (53) bereits gekühlt wurde, geführt wird.
23. Spindelverdichter nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Durchmesser 0V.Pi der Arbeitskammer-Bohrungen (60) und (61) kleiner sind als die Spindelrotor-Kopfbreite ΔΓΠ.ΚΪ in dem betreffenden Stirnschnitt.
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