WO2014191362A1 - Spindelkompressor mit hoher innerer verdichtung - Google Patents

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WO2014191362A1
WO2014191362A1 PCT/EP2014/060851 EP2014060851W WO2014191362A1 WO 2014191362 A1 WO2014191362 A1 WO 2014191362A1 EP 2014060851 W EP2014060851 W EP 2014060851W WO 2014191362 A1 WO2014191362 A1 WO 2014191362A1
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PCT/EP2014/060851
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Ralf Steffens
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Ralf Steffens
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    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • Drying compressors are gaining in importance in industrial compressor technology, because of increasing obligations in environmental regulations and increasing operating and disposal costs and increased demands on the purity of the pumped 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 meet today's demands
  • the object of the present invention is to significantly increase the efficiency and the compressibility of dry compressing 2-shaft rotary displacement machines for conveying and compressing gaseous media for applications in vacuum and overpressure with pressure ratios between inlet and outlet pressure preferably greater than 3 improve at the same time simplified
  • the two rotor axes are performed intersecting with an axis crossing angle ⁇ ⁇ , which is not equal to zero and between 2 and 40 angular degrees.
  • the axial offset a v is preferably zero, this has an advantage if, in the design implementation of the available space for the pressure-side storage sufficient.
  • the axial offset a v is preferably not equal to zero in an alternative when the two rotor axes crossing (also as to improve the structural space conditions
  • the Wrap angle relative to the 2-toothed spindle rotor at least 2500 angular degrees, but preferably over 3600 degrees, advantageously even more than 4500 degrees, or even better over 5400 degrees and even for very high pressure differences even over 6300 degrees angle.
  • a flattening on the outer tip diameter over a length L.2zyl corresponding at least to the averaged start pitch length is made such that the inlet-side head cone tilt angle ⁇ 2 ⁇ 0 is preferably zero (that is cylindrical), but in any case smaller than the head taper inclination angle Y 2k l , which defines the reduction of the rotor outer diameter toward the outlet side for at least 66% of the rotor profile length L 2z .
  • Each spindle rotor has an internal cooling with the feature that the flow direction of the pumped medium is opposite to the cooling cone flow direction of the cooling fluid, which is supplied in the rotor inlet region in the respective carrier shaft.
  • the cooling fluid is then driven by the centrifugal movement of the spindle rotor rotation to the inlet side.
  • There it is preferably continuously tapped by pitot tube from a gutter.
  • a particularly high cooling fluid flow rate is preferably set such that the temperature increase in the cooling fluid by the heat removal from each spindle rotor during the compression of the
  • Cooled medium is less than 6 degrees, better still below 4 degrees and ideally even kept below 3 degrees.
  • the cooling cone angle is smaller
  • Diameter range is performed by at least 10%, better still 25% or ideally more than 50% steeper than in the subsequent cooled by the cooling fluid cooling cone area.
  • the thermodynamic design can take place via the spindle rotor geometry values in such a way that the specific heat exchanger characteristic value (because ultimately the present spindle compressor is both compressor and simultaneously
  • Working surface area size (ie the compressor working surfaces contacted by the pumping medium in the working area, namely rotor pair conveying threads and enclosing housing inner surfaces) of less than 50 kW per m 2 and for larger machines (ie more than 55 kW) still under 30 kW each m z and with higher efficiency requirements even less than 20 kW per m 2 .
  • the three features of the characterizing part namely a) the number of teeth relation 2 to 3; b) the inclination of the rotor axes and c) the rotor internal cooling interact mutually, it comes to a synergy. Due to the number of teeth ratio high compression is achieved.
  • the dissipation of heat is effected by the cooling fluid introduced into each conical hollow spindle rotor.
  • the supply of Kühtfluids now takes place in the outlet side and thus opposite to the flow direction of the pumped medium.
  • the cooling fluid is discharged again in the inlet section, it is preferably removed via a pitot tube. Due to the inclination of the rotor axes, the conical design of the spindle rotors can be varied within wide limits and adapted to the respective requirements.
  • the coldest cooling fluid first meets and cools that rotor region where the highest temperatures are present.
  • the cooling effect is greatest because of the highest delivery gas temperatures.
  • the configuration of the conveyor thread profile flanks on both spindle rotors can be such that in each end section plane within the rotor profile thread length L.3z on the 3-toothed spindle rotor a tip circle radius r.3KK with the respective head end points E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e and E.3f is selected such that for at least 80% of the rotor profile total length L.3z the following condition is satisfied:
  • a tip circle radius r.2KK with the respective head end points E.2a, E.2b, E.2c and E.2d can be selected such that for at least 80th % of the rotor profile total length L2z the following condition is satisfied: 0.25-ä (z) ⁇ r.2KK (z) ⁇ 0.52-ä (z) and at the same time with the additional condition: (r.3KK (z) + r.2KK (z))> 1, 05-ä (z) as interlocking
  • a tapered reference stop surface is preferably formed in the inlet-side end face of the 2-toothed spindle rotor. It is inclined to the correct positioning of the toothing planes in the rotor longitudinal axial direction of both spindle rotors to each other about the axis crossing angle.
  • the axial forces from this synchro-toothing can specifically by compensating for the gas forces by the pressure difference of the particular.
  • Carrier shaft end can be realized.
  • the distance between the axes of rotation of the two spindle rotors per gearing axis in the z-axis direction is considered to be the axial distance between the value a.O at the inlet and a smaller value a.L at the outlet than a.O. This includes the resulting
  • the wrap angle is the decisive measure for the number of stages.
  • the number of completed working chambers at the spindle rotor pair between the rotor inlet side and the rotor outlet side is considered as "number of stages”.
  • About rotor length and selected z (phi) function with total wrap angle PHI.2 is as integer as possible To aim at the number of stages. In this case, preferably the PHI.2 value is rounded up to at least the next 10th digit, ie z. From 241 1 ° to 2420 °.
  • a “working chamber” is closed for the rotor pair tooth space volume, which is limited by the surrounding compressor housing and the spindle rotor profile back flanks between the defined according to gearing law Profi Ikontur interventions, said engaging rotor pair profile edges considered touching, so close to zero distance become. Practically, however, the engaging rotor pair profile flanks have a certain, albeit minimal, distance, which results 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 oil on the outlet side” is the volume of the last completed working chamber in front of the conveying gas outlet. The quotient of these two volumes represents the "internal compression ratio"
  • Compaction ratios values above 3 are expediently determinable.
  • the volume of a working chamber is calculated from the respective working area cross-sectional area multiplied by the stepwise working chamber extent defined in the rotor longitudinal axis direction by" spindle head.
  • spindle head per spindle rotor each cut perpendicular to the spindle rotor axis of rotation, which is preferably defined as a z-axis, so that the frontal section lies in the xy plane of the right-angled Cartesian co-ordinate system
  • 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. So that this non-contact operation of the rotor pair can be constantly ensured, the two spindle rotors constantly with high, in the range of a few minutes of an angle to drive accurate rotation angle accuracy, which is known to be carried out via an external synchronization. By far the most common version for external synchronization is via directly meshing gears. 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 the wrap angle area with which the first closed working chamber on the inlet side is formed by progressive twist angle. This happens in the case of the 2: 3 spindle rotor pair starting from the inlet end-cutting side after 720 degrees of angle plus the head arc angle qa.KB2 on the inlet side of the 2-toothed spindle rotor.
  • 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 suction, these values shift accordingly.
  • vacuum or negative pressure apply to 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 against outlet pressure, which is in the atmospheric pressure range.
  • Fig. 2 is a schematic diagram for explaining the teeth for crossing, so
  • Fig. 3 is a schematic representation in end section to explain the
  • Fig. 4 shows a detail of Fig. 1 for explaining the cooling fluid supply and a
  • Fig. 5 is a plan view of a pitot tube.
  • Fig. 1 shows an example of the present invention, a sectional view through the spindle rotor pair with whomstrebendem axial distance, this representation is simplistic, because the axes of rotation (6) and (7) need not lie in one plane. At the same time, it is clearly seen in this drawing that when intersecting
  • Rotor speeds and the associated critical bending speed is regarded as indispensable.
  • the positioning of the necessary synchro. Wheels (37) is cheaper outlet side, because the size of the gears would otherwise be too large on the inlet side, which would be expensive not only because of the enormous peripheral speeds.
  • This is because of the outlet-side constructive space conditions in this representation, a crossing position of the axes of rotation cheaper, with their axial displacement in the vicinity of the two spindle rotor outlet end faces (36) shows to be advantageous.
  • the rotor outer diameter and thus also the conveying thread profile height from h0 to hL follow the variable center distance a (z), which is above the invention mentioned above Conditions when choosing the head-radius values is directly traceable.
  • the desired high internal compression ratio is achieved particularly advantageously at the same time higher number of stages and associated larger working chamber surfaces for heat dissipation during compression, according to the laws of thermodynamics, the efficiency of
  • the flattening (21) according to the invention on the outer diameter of the 2-toothed spindle rotor improves the suction capacity of the spindle compressor and no longer has to be achieved by changing the conveying thread pitch. This enhances the efficiency improvement.
  • Thedefiuid supply (31) takes place at each inlet-side end of the support shafts (4 and 5) in the central feed bore, so that an operation-dependent pressure difference load in the oil reservoir and thus also for the drive shaft implementation is advantageously avoided ,
  • Fig. 2 shows by way of example the two rotor axes of rotation (6, 7) in crossing (also
  • outlet-side center distance aL (1.b) and the axial offset aV (12) are the same and at the same time the starting point on the respective axis of rotation for each run parameter z.2 and z.3 to
  • Fig. 3 shows an example of the present invention, a representation of
  • Rotational axes (6, 7) according to FIG. 2 by axis crossing angle ⁇ ⁇ (1 1) and (if so selected) Achsverage aV (12) are defined to each other in space.
  • Rotational speeds ⁇ .2 and ⁇ , 3 are of course according to Transmission ratio defined by the rotor teeth numbers.
  • the head circle radius r.3KK (z) is selected via the head profile end points E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e and E.3f pointwise, the counter profile flank (38) in the second tooth-shaped spindle rotor, wherein the blow hole freedom, in particular in the range of large working chamber volume changes is achieved in that the course of the central angle in polar coordinate representation to the thus determined baingewinde- profile edge (38) undergoes no sign inversion. If this condition of the monotonous central angle curve is violated, the selected value for the tip circle radius r.3KK (z) must be reduced at this z position until the central angle profile is monotone.
  • the inlet-side cooling fluid supply (13) can be seen via the housing-fixed supply tube (40), from which the cooling fluid (usually oil) enters the central bore of each carrier shaft, where it is pressed because of the centrifugal forces during rotation of the bore wall and because of the overflow bushing (41) passes compulsorily via the transfer holes (42) shown in FIG. 1 to the inner cone of the respective spindle rotor. There, due to centrifugal conditions, it will reach the inlet-soapy end of the rotor in accordance with the direction of flow (14) and will be there in a rotor-fixed and sealed one
  • Fig. 5 shows in a section perpendicular to the axis of rotation in a plan view of the operation of the cut-open pitot tube (29), whose openings protrude into the rotating cooling fluid collecting ring (27). It drives the kinetic energy of the rotating
  • Cooling fluid ring (27) the cooling fluid through the pitot tubes (29) in the fixed plenum (30).
  • the pitot tubes (29) also only have to point in one direction.
  • the size of the pitot tube opening cross-sections should be designed so that always a safe discharge of Cooling fluid is guaranteed, so oversize as a precaution.
  • the number of Pitot tubes to be increased which for the purpose of safe skimming are advantageously also arranged offset from each other axially.
  • this Pitot tube solution can also be replaced by simple cooling fluid collecting cushions as simple (steel) wool packages (accumulations).

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  • Mechanical Engineering (AREA)
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Abstract

Der Spindelkompressor ist eine ohne Betriebsfluid arbeitende Zwei-Wellen-Rotations-Verdrängermaschine. Er hat ein Verdichtergehäuse, das einen Einlass (34) und einen Auslass (35) für ein gasförmiges Fördermedium und einen von diesem Verdichtergehäuse definierten Arbeitsraum aufweist. Er hat weiterhin ein Spindelrotorpaar bestehend aus zwei Spindelrotoren, die im Verdichtergehäuse drehbar gelagert sind, die jeweils eine Trägerwelle (4, 5) aufweisen und gegensinnig von einer Synchronisation (37) drehwinkelgetreu angetrieben sind. Das Rotorpaar weist einen 2-zähnigen Spindelrotor (2) und einen verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor (3) auf. Der 2-zähnige Spindelrotor (2) hat eine 2z-Rotationsachse (6), der 3-zähnige Spindelrotor (2) hat eine 3z-Rotationsachse (7). Die beiden Rotationsachsen (6, 7) sind nicht parallel zueinander in einem Winkel von mindestens 2° angeordnet. Jeder Spindelrotor weist eine Rotorinnen-Fluidkühlung (8, 9) auf. Die Strömungsrichtung (15) des Fördermediums ist entgegengesetzt zur Kühlkonus-Strömungsrichtung (14) des Kühlfluids. Das Kühlfluid wird im Rotoreinlass-Bereich in eine jeweilige zentrale Kühlfluid-Zuführ-Bohrung in jeder Trägerwelle (4, 5) eingeleitet und bei jedem aus seiner eigenen Trägerwelle drehfest sitzenden Spindelrotor (2, 3) durch die Zentrifugal-Bewegung der Rotordrehung zur Einlass-Seite im hohlen Rotorkörper getrieben.

Description

Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung
Trockenverdichtende Kompressoren gewinnen in der industriellen Verdichtertechnik verstärkt an Bedeutung, denn durch zunehmende Verpflichtungen bei Umweltschutz- Vorschriften 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 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. In der Patentanmeldung DE 10 2012 009 103 wird eine hinsichtlich Minimierung der inneren Leckage und Gestaltung der Arbeitskammern verbesserte Rotorpaarung per 2-zähnigem und 3-zähnigem Spindelrotor beschrieben. Gleichwohl sind insbesondere für anspruchsvollere Anwendungen im Überdruck mit höheren Druckverhältnissen sowohl das Kompressionsvermögen als auch die
Leistungseffizienz noch zu verbessern, denn durch innere Leckagen zwischen den einzelnen Arbeitskammern gibt es immer noch zu hohe Verluste bei gleichzeitig oftmals noch unzureichender Wärmeabführung während der Verdichtung. 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 mit Druckverhältnissen zwischen Einlass- und Auslass-Druck vorzugsweise größer als 3 den Wirkungsgrad und das Kompressionsvermögen signifikant zu verbessern bei zugleich vereinfachter
Spindelrotor-Fertigung.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch die Merkmale des Anspruchs 1. Für Vakuum- und für Überdruck-Einsatzfälle weist bei einem trockenverdichtenden
Spindelkompressor als 2-Wellenverdrängermaschine das gegensinnig von einer äußeren, also außerhalb vom Verdichter-Arbeitsraum gelegenen, Synchronisation drehwinkeltreu angetriebene Rotorpaar bestehend aus einem 2-zähnigen Spindelrotor und einem verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor einen nicht-parallelen, also auseinanderstrebenden Achsabstand derart aufweist, dass auf der Fördergas-Einlass-
Seite der Achsabstand zwischen beiden Spindelrotoren mindestens 20%, besser 50% und für höhere Druckverhältnisse sogar mehr als doppelt so groß ist wie der Auslass-seitige Achsabstand, wobei die beiden Rotorachsen schneidend mit einem Achskreuzungswinkel γΣ ausgeführt werden, der ungleich Null ist und zwischen 2 und 40 Winkelgrad liegt. Die Achsversetzung av ist vorzugsweise null, dies hat einen Vorteil, wenn bei der konstruktiven Umsetzung der verfügbare Platz für die druckseitige Lagerung ausreicht. Die Achsversetzung av ist in einer Alternative vorzugsweise ungleich null wenn zur Verbesserung der konstruktiven Platzverhältnisse die beiden Rotorachsen kreuzend (auch als
"windschief" bezeichnet) mit einem Achskreuzungswinkel γΣ ungleich Null von 2 bis 40 Winkelgrad und mit einer Achsversetzung av ausgeführt werden. Vorzugsweise beträgt der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor mindestens 2500 Winkelgrad, vorzugsweise jedoch über 3600 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 4500 Winkelgrad oder noch besser über 5400 Winkelgrad und für besonders hohe Druckdifferenzen sogar über 6300 Winkelgrad. Je höher das Kompressionsvermögen sein soll, desto größer ist der Umschlingungswinkel zu wählen. Vorzugsweise ist am
Spindeirotorpaar die Einlass-seitige Steigung um weniger als 20%, für einige Einsatzfälle noch 60% aber höchstens 120% größer ist als die Auslass-seitige Steigung. Vorzugsweise ist Einlass-seitig am 2-zähnigen Spindelrotor zur Verbesserung des Ansaugvermögens eine Abflachung am äußeren Kopfkreis-Durchmesser über eine Länge L.2zyl, die mindestens der gemittelten Start-Profilsteigungs-Länge entspricht, derart ausgebildet, dass der Einlass-seitige Kopfkegel-Neigungswinkel γ2Κ 0 vorzugsweise Null (also zylindrisch) ist, aber auf jeden Fall kleiner als der Kopfkegel-Neigungswinkel Y2k l ist, der für mindestens 66% der Rotorprofillänge L2z die Reduzierung der Rotoraußen-Durchmesser in Richtung zur Auslass-Seite definiert. Jeder Spindelrotor besitzt eine Innenkühlung mit dem Merkmal, dass die Strömungsrichtung des Fördermediums entgegengesetzt ist zur Kühlkonus- Strömungsrichtung des Kühlfluids, welches im Rotor-Einlass-Bereich in die jeweilige Trägerwelle zugeführt wird. Bei jedem auf seiner eigenen Trägerwelle drehfest sitzenden Spindelrotor wird dann das Kühlfluid durch die Zentrifugal-Bewegung der Spindelrotordrehung zur Einlass-Seite getrieben. Es wird dort vorzugsweise per Staurohr aus einer Auffang rinne kontinuierlich abgezapft. Dabei wird vorzugsweise ein besonders hoher Kühlfluid-Mengenstrom derart eingestellt, dass die Temperatur-Erhöhung im Kühlfluid durch die Wärmeabführung aus jedem Spindelrotor während der Verdichtung des
Fördermediums kleiner ist als 6 Grad, besser noch unter 4 Grad und idealerweise sogar unter 3 Grad gehalten wird. Vorzugsweise ist der Kühlkonus-Winkel im kleineren
Durchmesser-Bereich um mindestens 10%, besser noch 25% oder idealerweise mehr als 50% steiler ausgeführt wird als im nachfolgend vom Kühlfluid durchströmten Kühlkonus- Bereich. Dabei kann über die Spindelrotorpaar-Geomet e-Werte die thermodynamische Auslegung derart erfolgt, dass der spezifische Wärmetauscher-Kennwert (denn letztendlich ist der vorliegende Spindelkompressor sowohl Verdichter als auch zugleich
Wärmetauscher) eine Wärmetransfer-Flächen-Belastung als Kompressor-Leistung je
Arbeitsraum-Oberflächen-Größe (also die vom Fördermedium im Arbeitsraum berührten Verdichter-Arbeitsoberflächen, nämlich Rotorpaar-Fördergewinde und umhüllende Gehäuse-Innenflächen) von weniger als 50 kW je m2 und für größere Maschinen (also über 55 kW) noch unter 30 kW je mz und bei höheren Wirkungsgrad-Anforderungen sogar weniger als 20 kW je m2 aufweisen. Die drei Merkmale des Kennzeichenteils, nämlich a) die Zähnezahl Relation 2 zu 3; b) die Schrägstellung der Rotorachsen und c) die Rotorinnenkühlung wirken wechselseitig zusammen, es kommt zu einer Synergie. Durch die Zähnezahl-Relation wird eine hohe Kompression erreicht. Die Abführung der Wärme, insbesondere Kompressionswärme, wird durch das Kühlfluid bewirkt, das in jeden konisch hohlen Spindelrotor eingeführt wird. Die Zufuhr des Kühtfluids erfolgt nun im auslassseitigen Bereich und damit entgegengesetzt zur Strömungsrichtung des Fördermediums. Das Kühlfluid wird im einlassseiligen Bereich wieder abgeführt, es wird vorzugsweise über ein Staurohr abgeführt. Aufgrund der Schrägstellung der Rotorachsen kann die konische Ausbildung der Spindelrotoren in weiten Grenzen variiert und den jeweiligen Erfordernissen angepasst werden. Mit dieser Lösung wird nun
vorteilhafterweise erreicht, dass das jeweils kälteste Kühlfluid zuerst denjenigen Rotor- Bereich trifft und kühlt, wo die höchsten Temperaturen vorliegen. Am auslassseitigen Bereich ist wegen der dort höchsten Fördergastemperaturen die Kühlwirkung am größten. Vorzugsweise steht sowohl die Kühlfluid-Zuführung, als auch die Kühlfluid-Abführung sowie außerdem gegebenenfalls auch noch der umhüllende Ölvorratsraum unter atmosphärischem Druck, vorzugsweise Außendruck ± 10%. Dieses Merkmal wird in der Praxis sehr geschätzt, weil der Aufwand zur Ausführung und Genehmigung druckfester Ausführungen entfällt.
Dabei kann die Ausgestaltung der Fördergewinde-Profilflanken an beiden Spindelrotoren derart erfolgen, dass in jeder Stirnschnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L.3z am 3-zähnigen Spindelrotor ein Kopfkreis-Radius r.3KK mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f derart gewählt wird, dass für mindestens 80% der Rotorprofil-Gesamtlänge L.3z folgende Bedingung erfüllt ist:
0,42-ä(z) < r.3KK(z) < 0,72-ä(z) mit ä(z) als jeweiliger Achsabstand zur entsprechenden Paarung der Stirnschnitt-Ebenen beider Rotore. Weiterhin kann in jeder Stirnschnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L2z am 2-zähnigen Spindelrotor ein Kopfkreis- Radius r.2KK mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.2a, E.2b, E.2c und E.2d derart gewählt werden, dass für mindestens 80% der Rotorprofil-Gesamtlänge L2z folgende Bedingung erfüllt ist: 0,25-ä(z) < r.2KK(z) < 0,52-ä(z) und zugleich mit der zusätzlichen Bedingung: (r.3KK(z) + r.2KK(z)) > 1 ,05-ä(z) als ineinandergreifende
Rotorpaarung.
Bei der Einlass-seitigen Stirnseite des 2-zähnigen Spindelrotors ist vorzugsweise eine angeschrägte Referenz-Anschlagfläche ausgebildet. Sie ist zur korrekten Positionierung der Verzahnungsebenen in Rotorlängs-Achsrichtung beider Spindelrotore zueinander um den Achskreuzungswinkel geneigt. Eine Minimierung des Verdrehflankenspiels in dem zur Synchronisation beider Rotore notwendigen Konuszahnradpaar kann durch axiale
Verschiebung dieser Zahnräder zueinander mit anschließender Fixierung erfolgen.
Die Axialkräfte aus dieser Synchro, -Verzahnung können insbesondere durch Wahl der Schrägungswinkel sowie der Positionierung zum Schraubungswinkei bei kreuzender Achslage gezielt zur Kompensation der Gaskräfte durch die Druckdifferenz des
Fördermediums zwischen Aus- und Einlass genutzt werden. Dies kann in Verbindung mit der bekannten Vorgelege-Getriebestufe zur Drehzahl-Erhöhung erfolgen. Für sehr hohe Enddruckwerte (abhängig von den Maschinen-Abmessungen beispielsweise für mehr als 12 bar) kann zur Reduzierung der axialen Lagerbetastung durch die hohen
Druckdifferenzen eine Druckdifferenz-Ausgleichsstufe an jedem Auslass-seitigen
Trägerwellenende realisiert werden.
Einige Fachausdrücke seien kurz erläutert:
Als Achsabstand gilt gemäß Verzahnungsgesetz je Fördergewinde- Verzahnungsebene in z- Achsrichtung der Abstand zwischen den Rotationsachsen der beiden Spindelrotore, wobei dieser Achsabstand als a(z) erfindungsgemäß zwischen dem Wert a.O am Einlass und einem gegenüber a.O kleineren Wert a.L am Auslass liegt. Dabei gehört die entstehende
Verzahnung bei kreuzenden, also "windschiefen" Drehachsen bekanntlich nicht mehr zu den Wälz- sondern zu den Schraubgetrieben. Als "Umschlingunqswinkei" 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+i 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 f 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-Umschlingungswinkei 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 241 1 ° 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 Profi Ikontur- 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- olumen 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 je Spindelrotor jeder Schnitt senkrecht zur Spindelrotor- Drehachse, die vorzugsweise als z-Achse festgelegt wird, so dass der Stirnschnitt in der x-y-Ebene des rechtwinkligen kartesischen Koordinatensystems liegt. Bei kreuzender Achslage haben die Stirnschnittebenen der beiden Spindelrotore den Achskreuzungswinkel zueinander. Als "Steigung" im Spindelrotor-Fördergewinde gilt der Längenfortschritt in
Rotorlängsachsrichtung nach genau einer Umdrehung (also 360 Winkelgrad) des
Umschlingungswinkels. Dank moderner Fertigungsmaschinen sind heute bei jedem Rotor unterschiedliche Steigungen in Rotorlängsachsrichtung realisierbar, um die Volumenkurve als Verlauf der Arbeitskammer- Volumina thermodynamisch gezielt einzustellen.
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 Zahnräder. 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 dem 2:3-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 Druck bereich liegt.
Über die nachfolgenden Darstellungen wird die vorliegende Erfindung noch weiter erläutert. In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1 : einen Längsschnitt durch ein nicht-paralleles Spindelrotorpaar, es handelt sich um eine vereinfachte Darstellung, die Spindelachsen, also Rotationsachsen, müssen nicht in einer gemeinsamen Ebene liegen,
Fig. 2 eine Prinzipskizze zur Erläuterung der Verzahnung für kreuzende, also
windschiefe Achsen,
Fig. 3 eine prinzipielle Darstellung in Stirnschnitt zur Erläuterung der
Profilentstehung, es handelt sich um eine vereinfachte Darstellung durch Umklappung in eine gemeinsame Ebene, Fig. 4 ein Detail aus Fig. 1 zur Erläuterung der Kühlfluid-Zuführung und einer
Staurohr-Auffangrinne, und
Fig. 5 eine Draufsicht auf ein Staurohr. Fig. 1 zeigt beispielhaft für die vorliegende Erfindung eine Schnittdarstellung durch das Spindelrotorpaar mit auseinanderstrebendem Achsabstand, wobei diese Darstellung vereinfachend ist, weil die Drehachsen (6) und (7) nicht in einer Ebene liegen müssen. Zugleich wird in dieser Zeichnung deutlich erkennbar, dass bei sich schneidender
Ausrichtung der Drehachsen der Platz bei der konstruktiven Umsetzung für die Auslass- seitige Lagerung (24) knapp wird, weil diese Auslass-Lager von Rotor und Gegenrotor einander zu nahe kommen, wobei für die Trägerwellen eine beidseitige Lagerung bei zugleich möglichst geringem Lagerabstand je Rotor wegen der erforderlich hohen
Rotordrehzahlen und der damit verbundenen biegekritischen Drehzahl als unabdingbar anzusehen ist. Die Positionierung der nötigen Synchro. -Räder (37) ist Auslass-seitig günstiger, weil die Baugröße der Zahnräder andernfalls Einlass-seitig zu groß wäre, was nicht nur wegen der enormen Umfangsgeschwindigkeiten aufwändig wäre. Damit ist wegen der Auslass-seitigen konstruktiven Platz-Bedingungen bei dieser Darstellung eine kreuzende Lage der Drehachsen günstiger, wobei deren Achsversetzung in die Nähe der beiden Spindelrotor-Auslass-Stirnseiten (36) sich als vorteilhaft zeigt. Des weiteren wird in dieser Darstellung deutlich, dass im Fördergewinde-Bereich (16 und 17) die Rotor-Außen-Durchmesser und damit auch die Fördergewinde-Profilhöhe von h.O auf h.L dem veränderlichen Achsabstand a(z) folgen, was über die erfindungsgemäß oben genannten Bedingungen bei Wahl der Kopf-Radien-Werte direkt nachvollziehbar ist. Auf diese Weise wird gegenüber dem Stand der Technik besonders vorteilhaft das gewünscht hohe innere Verdichtungsverhältnis erreicht bei zugleich höherer Stufenzahl und damit verbunden größeren Arbeitskammer-Oberflächen zur Wärmeabführung während der Verdichtung, um gemäß den Gesetzen der Thermodynamik den Wirkungsgrad der
Verdichtung über einen geringeren Polytropenexponenten zu verbessern. Durch die genannten Bedingungen bei Festlegung der Fördergewinde-Profilflanken wird zudem die innere Leckage durch Blasloch-freie Verdichtung reduziert.
Zudem verbessert die erfindungsgemäße Abflachung (21 ) am Außen-Durchmesser des 2-zähnigen Spindelrotors das Ansaugvermögen des Spindel-Kompressors und muss nicht mehr wie bisher über Änderung der Fördergewinde-Steigung erreicht werden. Dies verstärkt die Wirkungsgrad-Verbesserung. Die Kühlfiuid-Zuführung (31 ) erfolgt an jedem Einlass-seitigen Ende der Trägerwellen (4 und 5) in deren zentrale Zuführ-Bohrung, so dass eine Betriebs-abhängige Druckdifferenz- Belastung im Olvorratsraum und damit auch für die Antriebswellen-Durchführung vorteilhaft vermieden wird. Fig. 2 zeigt beispielhaft die beiden Rotor-Drehachsen (6, 7) in kreuzender (auch
"windschief genannt) Ausführung mit der Achsversetzung a.V (12) als kürzestem Abstand beider Drehachsen (und damit senkrecht zu beiden Achsen) unter dem
Achskreuzungswinkel γΣ (1 1 ). Vorteilhafterweise sind (wie auch hier dargestellt) der Auslass-seitige Achsabstand a.L (1.b) und die Achsversetzung a.V (12) gleich und zugleich Startpunkt auf der jeweiligen Drehachse für jeden Laufparameter z.2 und z.3 zur
Beschreibung der Verzahnungsbedingungen über die jeweiligen Stirnschnittebenen. Beim Fördergewinde für das Spindelrotorpaar handelt es sich letztendlich nur um eine
Verzahnung gemäß Verzahnungsgesetz, dass nämlich in jedem Flankenprofil-Berührpunkt die Geschwindigkeitskomponenten senkrecht zur Flankenfläche von jedem Rotor gleich sein müssen. Andernfalls würde es im Berührpunkt zum Abheben oder zur Durchdringung beider Flankenflächen kommen. Bei kreuzenden Drehachsen gemäß vorliegender Darstellung wird erkennbar, dass aus dem bisherigen Wälzgetriebe für das Spindeirotorpaar- Fördergewinde nunmehr ein Schraubgetriebe wird mit dem Allgemeinen Achsabstand ä(z) und der Momentanachse (10) [vergl. Fachbuch von Karlheinz Roth: "Zahnradtechnik, Evolventen-Sonderverzahnungen", ISBN 3-540-64236-6, Springer- Verlag 998 und Dissertation von Tsai, S.-J. "Vereinheitlichtes System evolventischer Zahnräder", TU-Braunschweig 1997].
Fig. 3 zeigt beispielhaft für die vorliegende Erfindung eine Darstellung zur
Profilausführung, wobei diese Darstellung vereinfacht ist, indem die beiden eigentlich zueinander geneigten Stirnschnittebenen je Rotor in einer gemeinsamen Ebene gezeigt sind. Gleichwohl sind die wesentlichen Merkmale zur Erzeugung der Profilflanken (38 und 39) erkennbar: Die je z-Position über den gewählten Winkel be.KB2(z) und über den ebenfalls gewählten Kopfkreisradius r.2KK(z) definierten Kopfprofil-Endpunkte E.2a, E.2b, E.2c und E.2d erzeugen bei ihrer Dreh-Bewegung mit ω.2 um ihre 2z-Rotationsachse (6) für den 2-zähnigen Spindelrotor Punkt-weise die Gegenprofilflanke (39) des 3-zähnigen Spindelrotors, der um seine 3z-Rotationsachse (7) mit ω.3 dreht, wobei beide
Rotationsachsen (6, 7) gemäß Fig. 2 per Achskreuzungswinkel γΣ (1 1 ) und (sofern so gewählt) Achsversetzung a.V (12) zueinander im Raum definiert sind. Die
Drehgeschwindigkeiten ω.2 und ω,3 sind selbstverständlich gemäß Übersetzungsverhältnis durch die Rotorzähnezahlen definiert. Ebenso werden bei gewähltem Kopfkreisradius r.3KK(z) über die Kopfprofil-Endpunkte E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f Punkt-weise die Gegenprofilflanke (38) beim 2-zähnigen Spindelrotor bestimmt, wobei die Blasloch-Freiheit insbesondere im Bereich großer Arbeitskammer- Volumen-Änderungen dadurch erreicht wird, dass der Verlauf des Zentriwinkel bei Polarkoordinaten-Darstellung zu der auf diese Weise ermittelten Fördergewinde- Profilflanke (38) keine Vorzeichen-Umkehrung erfährt. Sollte diese Bedingung des monotonen Zentriwinkel-Verlaufs verletzt werden, so ist an dieser z-Position der gewählte Wert für den Kopfkreisradius r.3KK(z) so lange zu verringern, bis der Zentriwinkel-Verlauf monoton ist.
Bei der mathematischen Bestimmung der jeweiligen Gegenprofilflanke wird
geschickterweise nach dem "Prinzip der kinematischen Umkehrung" verfahren, indem jeweils der Spindelrotor mit den erzeugenden Kopfprofil-Endpunkten seinen feststehenden Gegenrotor gemäß Achskreuzungswinkel und (sofern so gewählt) Achsversetzung zueinander im Raum umläuft, so dass für diese Betrachtung der eigentlich Gehäuse-feste Achsabstand rotiert. Der ortsfeste Betrachter sieht dann für "seinen" stehenden Rotor das jeweilige Gegenprofil entstehen.
In Fig. 4 ist detailliert zu Fig. 1 die Einlass-seitige Kühlfluid-Zuführung (13) über das Gehäuse-feste Zuführ-Rohr (40) zu sehen, von dem das Kühlfluid (meist Öl) in die zentrale Bohrung jeder Trägerwelle gelangt, wo es wegen der Zentrifugalkräfte bei Rotation an die Bohrungswand gedrückt wird und wegen der Überlauf-Buchse (41 ) zwingend über die Übergabe-Bohrungen (42) gemäß Fig. 1 zum Innenkonus des jeweiligen Spindelrotors gelangt. Dort wird es zentrifugal-bedingt gemäß Strömungsrichtung (14) zum Einlass- seifigen Rotorende gelangen und sich dort in einer rotorfesten und abgedichteten
Auffangrinne (28) als rotierender Fluidring (27) ansammeln, um dort über gestellfeste Staurohre (29) abgezapft zu werden. Über den gestell-festen Sammelraum (30) gelangt das Kühlfluid per Abführung (31 ) in den Ölvorratsraum, der hier nicht dargestellt ist.
Fig. 5 zeigt in einem Schnitt senkrecht zur Drehachse in einer Draufsicht die Arbeitsweise für das aufgeschnittene Staurohr (29), dessen Öffnungen in den rotierenden Kühlfluid- Sammelring (27) hineinragen. Dabei treibt die kinetische Energie des rotierenden
Kühlfluidrings (27) das Kühlfluid über die Staurohre (29) in den feststehenden Sammelraum (30). Indem für das Spindelrotorpaar nur eine Drehrichtung zulässig und eindeutig definiert ist, müssen die Staurohre (29) auch nur in eine Richtung zeigen. Dabei ist die Größe der Staurohr-Öffnungs-Querschnitte so zu gestalten, dass stets eine sichere Abführung der Kühlfluidmenge gewährleistet ist, also vorsichtshalber überdimensionieren. Neben den Staurohr-Öffnungs-Querschnitten ist daher auch die Staurohr-Anzahl zu erhöhen, die zwecks sicherer Abschöpfung vorteilhafterweise auch noch zueinander axial versetzt angeordnet werden. Für einfachere Applikationen kann diese Staurohr-Lösung auch durch einfache Kühlfluid- Auffangkissen als simple (Stahl-)Wolle-Pakete (Anhäufungen) ersetzt werden.
Bezu gszeichen l iste : Achsabstand a(z) als nicht-paralleler, also auseinanderstrebender Abstand je Verzahnungsebene in z-Achsrichtung zwischen den Rotationsachsen der beiden
Spindelrotore innerhalb der Grenzwerte:
1.a Einlass-seitiger Achsabstand a.O als größter Fördergewinde- Verzahnungs-Abstand
1.b Auslass-seitiger Achsabstand a.L als kleinster Fördergewinde- Verzahnungs-Abstand 2-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-2" bezeichnet, mit der Fördergewinde- Gesamtlänge L.2z 3-zähniger Spindelrotor, kurz als "Rotor-3" bezeichnet, mit der Fördergewinde- Gesamtlänge L.3z Trägerwelle für den Rotor-2, die drehfest mit dem Rotor-2 verbunden ist
(vorzugsweise aufgepresst)
mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung Trägerwelle für den Rotor-3, die drehfest mit dem Rotor-3 verbunden ist
(vorzugsweise aufgepresst)
mit zentraler Kühlfluid-Zuführ-Bohrung Rotationsachse für den Rotor-2 mit der Winkelgeschwindigkeit ω.2, 2z- Rotationsachse Rotationsachse für den Rotor-3 mit der Winkelgeschwindigkeit ω.3
entgegengerichtet zu ω.2 unter Einhaltung der Verzahnungs-Übersetzung zwischen dem 2-zähnigen und dem 3-zähnigen Rotor, 3z-Rotationsachse Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-2 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899 Rotorinnen-Fluidkühlung für den Rotor-3 gemäß PCT-Schrift WO 00/12899
Momentan-Achse der Spindelrotorpaar- Verzahnung bei kreuzenden Drehachsen Achskreuzungswinkel γΣ Achsversetzung av Kühlfluid-Zuführung Kühlfiuid-Strömungsrichtung im Kühlkonus von jedem Rotor Strömungsrichtung des Fördermediums Fördergewinde des Rotors-2 Fördergewinde des Rotors-3 Fördergewinde-Eingriffsgebiet für das Spindelrotorpaar Kopfkegel-Neigungswinkel γ3Κ L am Rotor-3 Kopfkegel-Neigungswinkel γ2ΚΧ am Rotor-2 Einlass-seitige Abflachung am äußeren Kopfkreis-Durchmesser unter dem
Neigungswinkel γ2Κ 0 für die Länge L.2zyl am Rotor-2 Referenz-Positionsfläche wahlweise ausgeführt als:
22. a Referenz-Positionsfläche an der Einlass-Stirnseite vom Rotor-2 oder 22. b Referenz-Positionsfläche an der Einlass-Stirnseite vom Rotor-3 Einlass-seitige Rotorlagerung Auslass-seitige Rotorlagerung Wellenabdichtung für den Kompressor-Arbeitsraum neutraler Raum zwischen ölfreiem Kompressor-Arbeitsraum und ölgeschmiertem Lagerungs-Raum rotierender Kühlfluid-Sammel-Ring, von den Zentrifugalkräften in der Auffangrinne (28) gehalten Staurohr-Auffangrinne, drehfest mit jedem Spindelrotorkörper rotierend Staurohr, feststehend und Gehäuse-ortsfest mit Abführungs-Hohlräumen Kühlfluid-Sammelraum, feststehend und Gehäuse-ortsfest Kühlfluid-Abführung Gegenprofil-erzeugende Kopfendpunkte am Rotor-2,
namentlich die Punkte E.2a, E.2b, E.2c und E,3d gemeinsam auf Kreis mit Radius r.2KK(z) Gegenprofil-erzeugende Kopfendpunkte am Rotor-3,
namentlich die Punkte E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f gemeinsam auf Kreis mit Radius r.3KK(z) Einlassraum für das Fördermedium Auslassraum für das Fördermedium Spindelrotor-Auslass-Stirnseite Konuszahnradpaar (auch "Beveloid" genannt) zur Synchronisation für das
Spindelrotorpaar Fördergewinde-Profilflanken am Rotor-2, erzeugt durch die Kopfendpunkte vom Rotor-3 Fördergewinde-Profilflanken am Rotor-3, erzeugt durch die Kopfendpunkte vom Rotor-2 Gehäuse- / ortsfestes Kühlfluid-Zuführ-Rohr Trägerwellen-feste Überlauf-Buchse Kühlfluid-Übergabe-Bohrungen

Claims

Patentansprüche
1. Spindelkompressor in Form einer ohne Betriebsfluid arbeitenden 2-Wellen-Rotations- Verdrängermaschine mit einem Verdichtergehäuse, das einen Einlass (34) und einen Auslass (35) für ein gasförmiges Fördermedium und einen von diesem
Verdichtergehäuse definierten Arbeitsraum aufweist, und mit einem Spindelrotorpaar bestehend aus zwei Spindelrotoren (2, 3), die im Verdichtergehäuse drehbar gelagert sind, jeweils eine Trägerwelle (4, 5) aufweisen und gegensinnig von einer
Synchronisation (37) drehwinkeltreu angetrieben sind dadurch
gekennzeichnet, dass das Rotorpaar einen 2-zähnigen Spindelrotor (2) und einen verzahnungsmäßig eingreifenden 3-zähnigen Spindelrotor (3) aufweist, dass der 2-zähnige Spindelrotor (2) eine 2z-Rotationsachse (6) und der 3-zähnige
Spindelrotor (2) eine 3z-Rotationsachse (7) aufweist, dass die beiden
Rotationsachsen (6, 7) nicht parallel zueinander in einem Winkel γ von mindestens 2° angeordnet sind, und dass jeder Spindelrotor eine Rotorinnen-Fluidkühlung (8, 9) aufweist mit dem Merkmal, dass die Strömungsrichtung (15) des Fördermediums entgegengesetzt erfolgt zur Kühlkonus-Strömungsrichtung (14) des Kühlfluids, welches im Rotor-Einlass-Bereich in die jeweilige zentrale Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (13) in jeder Trägerwelle (4, 5) zugeführt wird und bei jedem auf seiner eigenen Trägerwelle drehfest sitzenden Spindelrotor (2, 3) durch die Zentrifugal-Bewegung der Rotordrehung zur Einlass-Seite im hohlen Rotorkörper getrieben wird.
2. Spindelkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Achsabstand zwischen den Rotationsachsen (6, 7) der zwei Spindelrotoren (2, 3) auf einer Fördergas-Einlass-Seite (34) grösser als auf einer Fördergas-Auslass-Seite ist, dass vorzugsweise der Achsabstand auf der Fördergas-Einlass-Seite (34)
mindestens 20%, besser 50% und für höhere Druckverhältnisse sogar mehr als doppelt so groß ist wie der Auslass-seitige Achsabstand a.L (1.b).
3. Spindelkompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Umschlingungswinkel bezogen auf den 2-zähnigen Spindelrotor mindestens 2500 Winkelgrad, vorzugsweise jedoch über 3600 Winkelgrad, günstigerweise noch mehr als 4500 Winkelgrad oder noch besser über 5400 Winkelgrad und für besonders hohe Druckdifferenzen sogar über 6300 Winkelgrad beträgt,
4. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass zudem am Spindelrotorpaar (2, 3) die Einlass-seitige Steigung um weniger als 20%, für einige Einsatzfälle noch 60% aber höchstens 120% größer ist als die Auslass-seitige Steigung.
5. Spindelkompressor nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dad urch
gekennzeichnet, dass die auseinanderstrebenden Rotor-Drehachsen (6, 7) vom 2-zähnigen (2) und vom 3-zähnigen (3) Spindelrotor als sich schneidend ausgeführt sind mit einem Achskreuzungswinkel γΣ (11), der zwischen 2 und 40 Winkelgrad liegt, und ohne Achsversetzung av für diejenigen Konstruktionen, bei denen Auslass-seitig bei der jeweiligen Kompressormaschine noch hinreichend Platz insbesondere für die Rotorlagerung vorhanden ist.
6. Spindelkompressor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch
gekennzeichnet, dass die auseinanderstrebenden Rotor-Drehachsen (6, 7) vom 2-zähnigen (2) und vom 3-zähnigen (3) Spindelrotor als sich kreuzend ausgeführt sind mit einem Achskreuzungswinkel γΣ (11) zwischen 2 und 40
Winkelgrad und mit einer Achsversetzung av (12).
7. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
ge.ke n n ze i ch n e t , dass Einlass-seitig am 2-zähnigen Spindelrotor (2) eine Abflachung (21 ) am äußeren Kopfkreis-Durchmesser über eine Länge L.2zyl, die mindestens der mittleren Start-Profilsteigungs-Länge entspricht, derart erfolgt, dass der Einlass-seitige Kopfkegel-Neigungswinkel γ2Κ0 vorzugsweise Null und somit zylindrisch ist, aber auf jeden Fall kleiner ist als der Kopfkegel-Neigungswinkel γ2Κχ (20), der für mindestens 66% der Rotorprofillänge L2z die Reduzierung der
Rotoraußen-Durchmesser in Richtung zur Auslass-Seite definiert.
8. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass entweder an der Einlass-Stirnseite des 2-zähnigen Spindelrotors (2) eine angeschrägte Referenz-Positionsfläche (22. a) oder an Einlass- Stirnseite des 3-zähnigen Spindelrotors (3) eine angeschrägte Referenz- Positionsfläche (22. b) ausgebildet ist, die jeweils um den Achskreuzungswinkel γΣ (11) geneigt ist zur korrekten Positionierung der Verzahnungsebenen in
Rotorlängsachsrichtung beider Spindelrotore zueinander.
9. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u rch
gekennzeichnet, dass die Kühlfluid-Zuführung (13) an jedem Einlass-seitigen Trägerwellenende in deren zentrale Zuführ-Bohrung erfolgt und dabei ein besonders hoher Kühlfluid-Mengenstrom derart eingestellt äst, dass die Temperatur-Erhöhung im Kühlfluid durch die Wärmeabführung aus jedem Spindelrotor während der
Verdichtung des Fördermediums kleiner ist als 6 Grad, besser noch unter 4 Grad und idealerweise sogar unter 3 Grad gehalten wird.
10. Spindelkompressor nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass
bei der Rotorinnen-Fluidkühlung (8, 9) der Kühlkonus-Winkel im kleineren
Durchmesser-Bereich um mindestens 10%, besser noch 25% oder idealerweise mehr als 50% steiler ausgeführt wird als im nachfolgend vom Kühlfluid durchströmten Kühlkonus-Bereich.
11. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass das Einlass-seitig per Rotorinnen-Fluidkühlung (8, 9) im Betrieb ankommende Kühlfluid bei jedem Spindelrotor (2, 3) in einer Spindelrotorfesten Staurohr-Auffangrinne (28) gesammelt wird und von dort über Gehäuse-feste Staurohre (29) ständig abgezapft wird.
12. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d ad u r ch
g e k ennzeichnet, dass über die Spindelrotorpaar-Geometrie-Werte die thermodynamische Auslegung derart erfolgt, dass der spezifische Wärmetauscher- Kennwert eine Wärmetransfer-Flächen-Belastung von weniger als 50 kW je m2 und für größere Maschinen (also über 55 kW) noch unter 30 kW je m2 und bei höheren Wirkungsgrad-Anforderungen sogar weniger als 20 kW je m2 aufweist.
13. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass das Druckverhältnis zwischen Einlass- und Auslass- Druck größer als 3 beträgt.
14. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d ad u rch
g eken nzeichnet. dass die Minimierung des Verdrehflankenspiels in dem zur Synchronisation beider Spindelrotore (2, 3) notwendigen Konuszahnrad paar (37) durch axiale Verschiebung dieser Konuszahnräder zueinander mit anschließender Fixierung erfolgt.
15, Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n ze i c h n e t , d a s s die Ausgestaltung der Fördergewinde-Profilflanken (38 und 39) an beiden Spindelrotoren derart erfolgt, dass in jeder Stirnschnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L.3z am 3-zähnigen Spindelrotor (3) ein Kopfkreis-Radius r.3KK(z) mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.3a, E.Sb, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f derart gewählt wird, dass für mindestens 80% der Rotorprofil- Gesamtlänge L3z folgende Bedingung erfüllt ist:
0,42-ä(z) < r.3KK(z) < 0,72-ä(z) für: 0 < z < L.3z
wobei im Bereich z < (L.2z - L.2zyl) als obere Grenze vorzugsweise gilt:
r.3KK(z) < 0,6*ä(z) mit ä(z) als jeweiliger Achsabstand zur entsprechenden Paarung der Verzahnungsebenen beider Rotore, und dass ebenso in jeder Stirn schnittebene innerhalb der Rotorprofil-Gewindelänge L.2z am 2-zähnigen Spindelrotor (2) ein Kopfkreis-Radius r.2KK(z) mit den jeweiligen Kopfendpunkten E.2a, E.2b, E,2c und E.2d derart gewählt wird, dass für mindestens 80% der Rotorprofil-Gesamtlänge L.2z folgende Bedingung erfüllt ist: 0,25-ä(z) < r.2KK(z) < 0,52-ä(z) für: 0 < z < L.2z mit der zusätzlichen Bedingung: (r.3KK(z) + r.2KK(z)) > 1 ,05-ä(z) als
ineinandergreifende Rotorpaarung.
16. Spindelkompressor nach Anspruch 4 und Anspruch 11 , d a d u r c h
g e k e n n ze i c h n e t , d a s s für mindestens 66% und bei höheren Anforderungen an das Kompressionsvermögen besser noch mehr als 80% der Spindelrotorlänge (L.2z - L2zyl) bei Darstellung über Polarkoordinaten für die Fördergewinde- Profilflankenlinie (38) am 2-zähnigen Spindelrotor der Zentriwinkel bei benachbart aufeinanderfolgenden Flankenprofilpunkten monoton ohne Vorzeichenwechsel verläuft, indem die per Kopfkreisradius r.3KK(z) gewählten Kopfprofil-Endpunkte E.3a, E.3b, E.3c, E.3d, E.3e und E.3f des 3-zähnigen Spindelrotors Punkt-weise die Gegenprofilflanke (38) beim 2-zähnigen Spindelrotor erzeugen, was vorzugsweise per kinematischer Umkehrung bestimmt wird, wobei durch Minderung des Wertes zum Kopfkreisradius r.3KK(z) je z- Verzahnungsebene dieser Vorzeichenwechsel beim Zentriwinkel vermieden wird, und zudem der ebenfalls je Verzahnungsebene gewählte Wert für den Kopfkreisradius r.2KK(z) nur um ± 20% von dem Wert für den Kopfkreisradius r.3KK(z) abweicht.
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