WO2018086680A1 - Spindelkompressor - Google Patents

Spindelkompressor Download PDF

Info

Publication number
WO2018086680A1
WO2018086680A1 PCT/EP2016/077063 EP2016077063W WO2018086680A1 WO 2018086680 A1 WO2018086680 A1 WO 2018086680A1 EP 2016077063 W EP2016077063 W EP 2016077063W WO 2018086680 A1 WO2018086680 A1 WO 2018086680A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
thread
cooling
cooling fluid
spindle
rotor
Prior art date
Application number
PCT/EP2016/077063
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Ralf Steffens
Original Assignee
Ralf Steffens
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Ralf Steffens filed Critical Ralf Steffens
Priority to PCT/EP2016/077063 priority Critical patent/WO2018086680A1/de
Priority to DE112016007421.2T priority patent/DE112016007421A5/de
Publication of WO2018086680A1 publication Critical patent/WO2018086680A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/082—Details specially related to intermeshing engagement type pumps
    • F04C18/084—Toothed wheels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/54—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees
    • F04C18/56—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/48—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F04C18/54—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees
    • F04C18/56—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/565—Rotary-piston pumps with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing the axes of cooperating members being on the same plane
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C27/008—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids for other than working fluid, i.e. the sealing arrangements are not between working chambers of the machine
    • F04C27/009—Shaft sealings specially adapted for pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
    • F04C29/025—Lubrication; Lubricant separation using a lubricant pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/04—Heating; Cooling; Heat insulation

Definitions

  • Dry-compressing compressors are increasingly gaining in importance in industrial compressor technology, because of increasing obligations in environmental regulations and rising operating and disposal costs and increased demands on the purity of the pumped medium, the well-known wet-running compressors, such as liquid ring machines, rotary vane pumps and oil - or water-injected screw compressors, increasingly replaced by dry compacting machines.
  • dry-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 improve the rotor internal cooling for dry compressing 2-shaft rotary displacement machines according to the spindle compressor principle with rotor axial distance, the inlet side is greater than the outlet side, for conveying and compressing gaseous media that the heat dissipation from each of the two spindle rotors during compaction is significantly improved, moreover, to simplify the manufacturing conditions.
  • each spindle rotor (2) in addition to the known gas delivery "external thread” (4) now receives a (water) cooling fluid guide "internal thread” (7), which is preferably carried out 2-stroke is at a wrap angle, which is at least twice as large as the wrap angle of the gas delivery "external thread” of the spindle rotor, the thread pitch of the cooling thread (7) is oriented opposite to the thread pitch of the gas delivery "external thread", and that an overflow compensation grooves "internal thread” (8) is incorporated in the cooling thread heads (19), which is at least 2-stroke executed with a thread pitch opposite oriented to the cooling thread pitch of this spindle rotor and its overflow groove depth t ü , for imbalance avoidance by unequal cooling fluid filling per cooling thread groove (18) is designed as (preferably) V-shaped groove that the K ühlfluid (9) in the cooling thread groove (18) which is cut by an overflow thread groove (26) because of the opposite thread orientation, at
  • the respective cooling thread groove depths t K are performed such that this at the selected geometry values (such as diameter sizes, wrap angle, web width, etc.) on the velocity profile of the cooling fluid and the selected amount of cooling fluid in thisdegewindenut (18 ) at the respective position i in the rotor longitudinal axis direction and without special measures (such as additional cooling fluid supply, other inclination values, etc.) on the gas outlet side (11) with the cooling fluid supply being greater than on the inlet side (10).
  • a collecting component (33) is provided in case of overfilling, which at a R Backlog of cooling fluid due to overfilling of the cooling thread grooves (18) by supplying an excessive amount of cooling fluid in the cooling fluid supply area (28) the excess cooling fluid traps and preferably to the cooling fluid collecting space (27) leads, and that in the cooling fluid outlet area (29 ) the cooling fluid alternatively to the pitot tube solution, for example, on the entire O-circumference with a gentle transfer region (31) enters a completely open annular gap (32) of a frame-fixed outer part (32.
  • a) and a frame-fixed inner part (32.b) is formed at a close distance (less than 3 mm), wherein the cooling fluid at the end of the annular gap (32) then the cooling fluid-collecting space (27) is supplied, where it has a cooling fluid Feed pump (not shown) a heat exchanger and then via the cooling fluid supply (28) is supplied as a closed cooling fluid circuit again.
  • thread is not to be understood as meaning the thread of a conventional screw-nut connection, but rather the constantly advancing conveying thread for transporting fluids which are both gaseous and gas-dense.
  • such a profile has two gaps (also depressions) and two heads (also teeth or elevations).
  • the carrier gas side rotor surface must be maximized, which is implemented over the highest possible number of stages, which is known to result from the wrap angle.
  • the heat conduction in the spindle rotor material is crucial.
  • an aluminum material because of the good heat conduction properties cheaper than a steel rotor, in addition, to be overcome by the amount of heat to be overcome WändRegn.
  • the last step is to optimize the heat transfer from the spindle rotor to the cooling fluid.
  • the cooling fluid (9) moves in operation because of the centrifugal forces due to the radii changes of the cooling thread grooves (18) in Rotorlteilsachscardi of the delivery gas outlet side (11) with the smallest radius values R K i of the cooling thread grooves (18) in this Range in the direction of the ever-increasing radius values R K , thedegewindenuten (18) to the cooling fluid discharge (29) initially once in principle (ie without additional measures such as additional intermediate supply according to (22), etc.) with ever increasing (increasing) speed.
  • both the heat transfer coefficients and the cooling fluid wetted surfaces of the cooling thread grooves (18) are to be increased.
  • the heat transfer coefficients are proportional to the root of the respective cooling fluid velocity and the wetted surfaces are directly proportional to the transmittable power.
  • the velocity profile can be determined at any point in RotorlNicolsachsplatz on the known equations of kinematics. This then results in selected cooling fluid quantity and the size of the cooling fluid flow cross section, so that at the selected width of the cooling thread groove (18) whose level can be calculated. Since the cooling fluid velocity rapidly increases because of the constant change in the radius values R K of the cooling thread grooves (18) and thus the heat removal in the middle region of the spindle rotor threatens to become too small, it is also proposed according to the invention that additional cooling fluid is provided via additional transverse bores (22) is supplied, so that an increase of the wetted surfaces results both by reducing the velocity profiles and by increasing the amount of cooling fluid. The turbulence when mixing the amounts of cooling fluid (ie, the already existing in the cooling thread grooves and the incomingdefl uid) improves the heat transfer in addition.
  • the inner cooling thread (7) is an internal thread of the respective spindle rotor. This is a cooling fluid in operation, for example, water.
  • the cooling thread forms a guide for the cooling fluid.
  • the top surfaces (30) of the cooling thread heads (19) are preferably firmly fixed to the carrier shaft (3) in such a way that the entirety of these top surfaces (30) support the rotor torque as well as the bending moments by the conveying gas forces on the carrier shaft (3).
  • the cooling thread (7) is preferably designed as 2 common thread.
  • the surfaces of the cooling thread grooves (18) are preferably made as rough and coarse as possible, and preferably also as wavy lines (20) (with example values too) (18) in the list of reference numerals).
  • the gaseous medium can also be referred to as gas.
  • the overflow compensation groove "internal thread” (8) is preferably provided with a thread pitch opposite oriented to the thread pitch of the cooling thread (7).
  • the overflow compensation groove "female thread” (8) is also referred to as overflow thread groove.
  • the overflow thread groove depth t u for avoiding imbalance due to unequal cooling fluid filling per cooling thread groove (18), is designed as a (preferably) V-shaped groove, such that the cooling fluid (9) in the cooling thread groove (18), that of an overflow thread groove (26) is cut because of the opposite orientation of the thread pitch, at least from a nominal filling level h K , flows over this overflow thread groove (26) to the adjacent cooling thread groove (18).
  • the cooling thread (7) has at least 20% smaller diameter in the region of the conveying gas outlet side (11) than in the region of the conveying gas inlet side (10), it being understood that the distance of the cooling thread from the rotor axis of rotation or from the central cooling fluid supply hole 5 in the region of the conveying gas outlet side (11) is at least 10% smaller than in the region of the conveying gas inlet side 10th
  • Fig. 1 shows an example of the present invention, a longitudinal section through the spindle compressor with compressor housing (1) and the two spindle rotors (2) and the conveying gas inlet (10) and the conveying gas outlet (11) in a preferably vertical position to shut down the spindle compressor to prevent leakage of residual cooling fluid from the spindle rotors.
  • a maximum spindle rotor length is also advantageous.
  • the spindle rotor length is determined by the critical bending speed, which in turn is substantially determined by the rigidity of the shaft, wherein the mass is to be kept as small as possible.
  • the support shaft (3) has an increased flexural rigidity by extending over the entire rotor length to the cooling thread (7), more precisely the cooling thread heads (30) shown in FIG. 2 and FIG. 3, is enough.
  • bores for example, distributed on the circumference
  • FIG. 1 clearly shows that the production of the gas delivery "external thread" (4) advantageously takes place only after thermal joining of the spindle rotor (3) on the carrier shaft (3):
  • wall thickness values w F i as a distance between working chamber groove base (12) and cooling thread groove base (15) are advantageous, depending on the chosen spindle rotor material and the application-specific load these wall thickness values w F i are made as low as possible (For example, in steel rotors below the respective fin wall thickness w R i ).
  • the spindle rotor (2) is shown in longitudinal section, that is to say only the half cut open in order to indicate the orientation of the respective thread pitches relative to one another, this being shown only qualitatively and by way of example:
  • the gas delivery "external thread” (4) is designed to increase to the right (in the invisible area “behind” the cut-open spindle rotor half shown in dashed lines).
  • FIG. 4 is like FIG. 3, wherein only supplemented by the inventive option for increasing the cooling fluid-wetted surfaces by displacement by insert wire (21), wherein this is preferably applied to the cooling thread groove bottom (15).
  • overflow compensation groove "internal thread” (8) is shown enlarged in detail with its preferably V-shaped profile groove (26), which is shown folded turned 90 °.
  • cooling fluid guide "internal thread” per spindle rotor also known as “cooling thread”, for targeted guidance of the cooling fluid in the continuous cooling thread grooves (18) consisting of cooling thread groove base (15) and cooling thread side edges (16) and each separated by a cooling thread head (19) which rests firmly on the support shaft (3).
  • Cooling thread for targeted guidance of the cooling fluid in the continuous cooling thread grooves (18) consisting of cooling thread groove base (15) and cooling thread side edges (16) and each separated by a cooling thread head (19) which rests firmly on the support shaft (3).
  • Overflow compensation groove "internal thread” per spindle rotor at least 2-speed
  • Cooling fluid preferably water or water as the main component, usually with known additives respect. Corrosion protection, antifreeze, etc.
  • Conveying gas inlet side (with large rotor axis distances and large diameter values)
  • Conveying gas outlet side (with small rotor axis distances and small diameter values)
  • Working chamber groove base from gas delivery "external thread” (6)
  • Working chamber Side flank of the gas delivery "external thread” (6) spindle rotor base tube as a tubular body, the inside of the cooling thread groove base (15) and the outside of the working chamber groove bottom (12) is limited and in RotorlNicolsachsraum different wall thickness values w i , which are performed as low as possible depending on the application-specific load and the selected rotor material, said spindle rotor base pipe on the conveying gas inlet side (10) has larger diameter than on the conveying gas outlet side (11) and the outside with the gas -Förd ceremoniess- "external thread” (4) and inside with
  • Collecting groove distribution space (23) Start-up insertion ramp to the spline profile of the cooling thread (7) made smoothly rising to smoothly guide the cooling fluid from the collecting groove distribution space (23) into the cooling thread grooves (18). Intermediate collecting groove-distribution space to evenly supply the cooling fluid from the additional transverse bores (22) to the cooling thread (7).
  • Overflow thread groove preferably designed as a V-shaped groove of the overflow thread (8)
  • cooling fluid collecting space as a collecting space of the cooling fluid, as well as
  • Cooling fluid supply also referred to as cooling fluid supply region 9.
  • cooling fluid discharge also referred to as the cooling fluid outlet region, and lying in the portion region in which the conveying gas inlet side (10) is located.
  • cooling fluid receiving annular gap, the 0-extent completely open in the cooling fluid outlet region (29) per spindle rotor end is formed by the small (less than 3 mm) distance between
  • Index i is indicated at a position i in the rotor longitudinal axis direction and, depending on the respective objectives, different from the adjacent positions (i-1) and (i + 1) in the rotor longitudinal axis direction.
  • w R i mean rib wall thickness of the gas delivery "external thread" (4) at the foot base area

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf trockenverdichtende 2-Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen zur Förderung und Verdichtung von Gasen für Anwendungen im Vakuum und im Überdruck. Um Wirkungsgrad und Zuverlässigkeit bei Spindelkompressoren mit Fördergas-Einlass-seitig (10) größerem Achsabstand als Fördergas-Auslass-seitig (11) zu verbessern, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass jeder Spindelrotor (2) zusätzlich zum bekannten Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) ein vorzugsweise 2-gängiges Kühlgewinde (7) erhält mit einem Umschlingungswinkel, der mindestens doppelt so groß ist wie der Umschlingungswinkel des Gas-Förderungs-"Außengewindes" dieses Spindelrotors, wobei die Steigung des Kühlgewindes (7) entgegengesetzt orientiert ist zur Gewindesteigung des Gas-Förderungs-"Außengewindes", und die Kopfflächen (30) der Kühlgewindeköpfe (19) derart fest an der Trägerwelle (3) aufliegen, dass deren Gesamtheit im Betrieb das Rotordrehmoment sowie die Biegemomente durch die Fördergaskräfte auf der Trägerwelle (3) abstützen, und dass zudem ein Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) in den Kühlgewindeköpfen (19) eingearbeitet ist, das mindestens 2-gängig ausgeführt ist mit einer Gewindesteigung entgegengesetzt orientiert zur Kühlgewindesteigung dieses Spindelrotors und dessen Überlaufgewinde-Nuttiefe tü..i zur Unwucht-Vermeidung durch ungleiche Kühlfluid-Füllung je Kühlgewindenut (18) als (vorzugsweise) V-förmige Nut ausgeführt wird.

Description

Spindelkompressor
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 dem Schutzrecht PCT/ EP2014/060851 wird für einen trockenverdichtenden Spindelkompressor eine hohe innere Verdichtung realisiert bei gleichzeitiger Kühlung der Arbeitsraum-Bauteile, um einen Teil der während des Verdichtungsvorgangs entstehenden Kompressionswärme ständig abzuführen. Bei diesen Arbeitsraum- Bauteilen handelt es sich um das Spindelrotorpaar und das umgebende Verdichtergehäuse, wobei der Abstand zwischen den Spindelrotoren auf der Fördergas-Einlass-Seite größer ist als auf der Fördergas-Auslass-Seite. Insbesondere für anspruchsvollere Anwendungen im Überdruck mit höheren Druckverhältnissen werden diese Abstandsunterschiede zwischen den Spindelrotoren immer größer und die Rotorinnenkühlung gemäß Schutzrecht DE 599 06 892 wird neben der schwierigen Fertigung wegen der großen Durchmesser-Unterschiede immer schlechter beherrschbar. Eine möglichst effiziente Spindelrotorkühlung ist jedoch unabdingbare Voraussetzung für die gewünschte Verbesserung des Verdichter- Wirkungsgrades.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, für trockenverdichtende 2- Wellen-Rotations-Verdrängermaschinen nach dem Spindelkompressor-Prinzip mit Rotor-Achsabstand, der Einlass-seitig größer ist als Auslass-seitig, zur Förderung und Verdichtung gasförmiger Fördermedien die Rotorinnenkühlung derart zu verbessern, dass die Wärmeabführung aus jedem der beiden Spindelrotore während der Verdichtung signifikant verbessert wird, wobei überdies die Fertigungsbedingungen zu vereinfachen sind .
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass jeder Spindelrotor (2) zusätzlich zum bekannten Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) nun ein (Wasser- ) Kühlfluid-Führungs-"Innengewinde" (7) erhält, welches vorzugsweise 2-gängig ausgeführt wird mit einem Umschlingungswinkel, der mindestens doppelt so groß ist wie der Umschlingungswinkel des Gas-Förderungs-"Außengewindes" des Spindelrotors, wobei die Gewindesteigung des Kühlgewindes (7) entgegengesetzt orientiert ist zur Gewindesteigung des Gas-Förderungs-"Außengewindes", und dass zudem ein Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) in den Kühlgewindeköpfen (19) eingearbeitet ist, das mindestens 2-gängig ausgeführt ist mit einer Gewindesteigung entgegengesetzt orientiert zur Kühlgewindesteigung dieses Spindelrotors und dessen Überlaufgewindenut-Tiefe tü , zur Unwucht-Vermeidung durch ungleiche Kühlfluid-Füllung je Kühlgewindenut (18) derart als (vorzugsweise) V-förmige Nut ausgeführt wird, dass das Kühlfluid (9) in der Kühlgewindenut (18), die von einer Überlaufgewindenut (26) wegen der entgegengesetzten Gewinde-Orientierung geschnitten wird, mindestens ab einer Nenn-Füllhöhe hK i über diese Überlaufgewindenut zur benachbarten Kühlgewindenut abfließt, so dass eine gleichmäßige Nenn-Befüllung aller Kühlgewindenuten (18) gewährleistet ist, wobei die Oberflächen der Kühlgewindenuten bei der Herstellung möglichst rau und grob sowie vorzugsweise auch als Wellenlinie (20) ausgeführt werden, um eine bessere Geschwindigkeitsmitnahme des Kühlfluids bei zugleich erhöhter Wärmetauschfläche zu erreichen, wobei optional noch ein (Rund-)Draht (21) in jede Kühlgewindenut (18) eingelegt werden kann, um durch Verdrängung die Kühlfluid-benetzte Oberfläche zu erhöhen, und dass im Betrieb das Kühlfluid (9) über die zentrale Kühlfluid-Zuführ- Bohrung (5) und davon abgehend im Bereich der Fördergas-Auslass-Seite (11) über radiale Grund-Querbohrungen (6) mit Fliehkraft-Unterstützung zum Kühlgewinde (7) über den Sammelnut-Start-Verteilerraum (23) mit sanft ansteigender Verzahnprofilrampe (24) des Kühlgewindes geführt wird, wobei applikationsspezifisch zur Verbesserung der Rotorwärmeabführung außerdem ergänzend noch radiale Zusatz-Querbohrungen (22) mit geringerem Bohrungs- Durchmesser Werte dQ Z als bei den Grund-Querbohrungen (6) weiteres Kühlfluid dem Kühlgewinde (7) längs der Spindelrotorachse zugeführt wird, wobei per Zwischen-Sammelnut-Verteilerraum (25) für den gleichmäßigen Kühlfluid-Eintritt in das Kühlgewinde gesorgt wird, und dass es zudem in Rotorlängsachsrichtung zumeist unterschiedliche Wandstärke-Werte wF i als Abstand zwischen Arbeitskammer- Nutgrund (12) und Kühlgewinde-Nutgrund (15) gibt, wobei abhängig vom gewählten Spindelrotormaterial sowie der applikationsspezifischen Belastung diese Wandstärke- Werte wF i möglichst gering ausgeführt werden (z. B. bei Stahl-Rotoren unterhalb der jeweiligen Rippen-Wandstärke wR i ), wobei diese möglichst geringen Abstandswerte wF i dadurch erreicht werden, dass ausgehend vom Spindelrotor-Rohling zunächst nur das Kühlgewinde (7) und das Überlaufgewinde (8) fertig hergestellt werden, aber noch nicht das Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4), und dieser folglich nur innen fertige Spindelrotor dann auf die Trägerwelle (3) drehfest aufgebracht wird, was (vorzugsweise) mittels Fügen über Temperatur- Differenz erfolgt (d .h. : Der Spindelrotor ist für diese Montage deutlich wärmer als die Trägerwelle, was zu einer festen Pressverbindung führt), und dann erst wird das Gas-Förderungs- "Außengewinde" (4) gefertigt, wobei für den Fall, dass das Drehmoment für diese abschließende Spindelrotor-Bearbeitung größer ist als das applikationsspezifische Kompressor-Drehmoment im Verdichterbetrieb, der Spindelrotor zur sicheren Mitnahme des Fertigungs-Drehmomentes ggfls. mit einem Opfer-Anhang-Mitnehmer versehen wird, der abschließend wieder abgedreht wird, wobei die Auflage zwischen Spindelrotor und Trägerwelle als Summe aller Stegbreiten sw , derart ausgeführt wird, dass im Verdichterbetrieb das Kompressor-Rotordrehmoment sowie die Biegemomente durch die Gaskräfte sicher über die Trägerwelle aufgenommen werden, wobei zu beachten ist, dass die jeweiligen Kühlgewinde-Nuttiefen tK , derart ausgeführt werden, dass diese bei den gewählten Geometriewerten (wie Durchmessergrößen, Umschlingungswinkel, Stegbreite etc.) über das Geschwindigkeitsprofil des Kühlfluids sowie der gewählten Kühlfluidmenge in dieser Kühlgewindenut (18) an der jeweiligen Position i in Rotorlängsachsrichtung und ohne besondere Maßnahmen (wie zusätzliche Kühfluid-Zuführung, andere Steigungswerte etc.) auf der Gas-Auslass-Seite (11) mit der Kühlfluid-Zuführung größer sind als auf der Einlass-Seite (10), und dass die Änderung der RK i- Radius-Werte zum Kühlgewinde-Nutgrund (15) an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung beim Kühlfluid-Eintritt größer ist als im späteren Kühlfluid-Durchlauf im Kühlgewinde und im Gas-Einlass-Bereich (10) nahe Null, und dass im Kühlfluid-Zuführ-Bereich (28) an jedem Spindelrotor ein Auffang-Bauteil (33) bei Überfüllung vorgesehen ist, welches bei einem Rückstau von Kühlfluid wegen Überfüllung der Kühlgewindenuten (18) durch Zuführung einer zu hohen Kühlfluidmenge im Kühlfluid-Zuführ-Bereich (28) das überschüssige Kühlfluid auffängt und vorzugsweise zum Kühlfluid-Auffangraum (27) führt, und dass im Kühlfluid-Austritt-Bereich (29) das Kühlfluid alternativ zur Staurohr-Lösung beispielsweise auf dem gesamten 0-Umfang mit sanftem Übergabe- Bereich (31) in einen vollständig offenen Ringspalt (32) eintritt, der von einem gestellfesten Außenteil (32. a) und einem gestellfesten Innenteil (32. b) mit engem Abstand (weniger als 3 mm) gebildet wird, wobei das Kühlfluid am Ende des Ringspaltes (32) dann dem Kühlfluid-Auffangraum (27) zugeführt wird, wo es über eine Kühlfluid-Förderpumpe (nicht weiter dargestellt) einem Wärmetauscher und dann über die Kühlfluid-Zuführung (28) als geschlossener Kühlfluid-Kreislauf wieder zugeführt wird .
Definitionen und Begriffs-Erläuterungen : ) Gewinde :
In diesem Text ist unter Gewinde nicht das Gewinde einer klassischen Schraube-Mutter-Verbindung zu verstehen sondern das stetig fortschreitende Fördergewinde zum Transport von Fluiden, die sowohl gasförmig wie beim Gas-
Förderungs-"Außengewinde" (4) auf der Spindelrotor-Außenseite als auch flüssig wie beim (Wasser-) Kühlfluid-Führungs-"Innengewinde" (7) sein können, wobei das jeweilige Fluid über Seitenflanken des Fördergewindes in den Nuträumen (18) geführt wird . Bei ineinandergreifenden Gewinden wie dem Gas-Förderungs-"Außengewinde" entstehen durch die entsprechende Rotorpaarung verschiedene Arbeitskammern in den Nuträumen, wohingegen bei dem Kühlgewinde (7) ohne eingreifendes Gegenstück jeweils ein durchgehend fortschreitender Nutraum entsteht. 2) Umschlingungswinkel :
Die Summe aller Verdrehwinkel der betr. Profile im Stirnschnitt (also senkrecht zur Rotordrehachse), also in Rotorlängsachsrichtung fortschreitend werden die Verdrehwinkel für das jew. Stirnschnittprofil addiert und ergibt dann als Gesamtsumme den Umschlingungswinkel für dieses Profil-Gewinde. 3) 2-gängig, auch 2-zähnig :
Im Stirnschnitt hat ein derartiges Profil zwei Lücken (auch Vertiefungen) und zwei Köpfe (auch Zähne bzw. Erhöhungen).
Entsprechendes gilt für andere Zähnezahlen. Allgemeine Erläuterung zum Verständnis:
Die gewünschte Verbesserung des Kompressorwirkungsgrads hängt hauptsächlich davon ab, bei möglichst geringen Verlusten möglichst viel Wärme während der Verdichtung abzuführen. Dabei ist jeder Spindelrotor wegen seiner großen Oberflächen entscheidend, zumal das umgebende Verdichtergehäuse bekanntlich einfach zu kühlen ist dank der großen Oberflächen sowie der nahezu beliebig hoch einstellbaren Kühlfluidmengen. Bei den Spindelrotoren ist schrittweise vorzugehen :
(1) Zunächst einmal ist die Fördergas-seitige Rotor-Oberfläche zu maximieren, was über eine möglichst hohe Stufenzahl umgesetzt wird, die sich bekanntlich über den Umschlingungswinkel ergibt.
(2) Dann ist die Wärmeleitung im Spindelrotormaterial entscheidend . Hier ist ein Aluminium-Werkstoff wegen der guten Wärmeleitungs-Eigenschaften günstiger als ein Stahl-Rotor, wobei zusätzlich die von der abzuführenden Wärmemenge zu überwindenden Wändstärken zu minimieren sind .
(3) Als letzter Schritt ist dann der Wärmetransfer vom Spindelrotor an das Kühlfluid zu optimieren.
In der vorliegenden Erfindung werden die beiden letztgenannten Punkte auf neuartige Weise gelöst. Das Kühlfluid (9) bewegt sich im Betrieb wegen der Zentrifugalkräfte durch die Radien-Änderungen der Kühlgewindenuten (18) in Rotorlängsachsrichtung von der Fördergas-Auslass-Seite (11) mit den kleinsten Radius-Werten RK i der Kühlgewindenuten (18) in diesem Bereich in Richtung der ständig ansteigenden Radius-Werte RK , der Kühlgewindenuten (18) bis zur Kühlfluid-Abführung (29) zunächst einmal grundsätzlich (also ohne Zusatzmaßnahmen wie zusätzliche Zwischenzuführung gemäß (22) etc. ) mit ständig zunehmender (ansteigender) Geschwindigkeit. Um nun die Wärmeabführung aus jedem Spindelrotor (2) während der Verdichtung zu verbessern, sind sowohl die Wärmeübergangskoeffizienten als auch die vom Kühlfluid benetzten Oberflächen der Kühlgewindenuten (18) zu erhöhen . Für erzwungene Strömungen sind die Wärmeübergangskoeffizienten proportional zur Wurzel der jeweiligen Kühlfluid-Geschwindigkeit und die benetzten Oberflächen direkt proportional zur übertragbaren Leistung .
Mit diesem Ansatz ist das Kühlgewinde auszulegen, dessen Geschwindigkeitsprofil an jeder Stelle in Rotorlängsachsrichtung über die bekannten Gleichungen der Kinematik bestimmt werden können . Daraus ergibt sich dann bei gewählter Kühlfluidmenge auch die Größe des Kühlfluid-Strömungsquerschnitts, so dass bei gewählter Breite der Kühlgewindenut (18) deren Füllhöhe berechnet werden kann . Indem die Kühlfluid-Geschwindigkeit wegen der ständigen Änderung der Radius-Werte RK , der Kühlgewindenuten (18) schnell zunimmt und somit die Wärmeabführung im mittleren Bereich des Spindelrotors zu klein zu werden droht, wird erfindungsgemäß außerdem vorgeschlagen, dass weiteres Kühlfluid über Zusatz-Querbohrungen (22) zugeführt wird, so dass sich eine Vergrößerung der benetzten Oberflächen sowohl durch Reduzierung der Geschwindigkeitsprofile als auch durch die Erhöhung der Kühlfluidmenge ergibt. Die Verwirbelung bei Mischung der Kühlfluidmengen (also das in den Kühlgewindenuten bereits vorhandene und das hinzukommende Kühlfl uid ) verbessert den Wärmetransfer zusätzlich .
Das innere Kühlgewinde (7) ist ein Innengewinde des jeweiligen Spindelrotors. Darin befindet sich im Betrieb ein Kühlfluid, zum Beispiel Wasser. Das Kühlgewinde bildet eine Führung für das Kühlfluid aus. Die Kopfflächen (30) der Kühlgewindeköpfe (19) liegen vorzugsweise derart fest an der Trägerwelle (3) auf, dass die Gesamtheit dieser Kopfflächen (30) im Betrieb das Rotordrehmoment sowie die Biegemomente durch die Fördergaskräfte auf der Trägerwelle (3) abstützen . Das Kühlgewinde (7) ist vorzugsweise als 2 gängiges Gewinde ausgebildet. Die Oberflächen der Kühlgewindenuten (18) werden bei der Herstellung vorzugsweise möglichst rau und grob sowie vorzugsweise auch als Wellenlinie (20) ausgeführt (mit Beispielwerten zu ( 18) in der Bezugszeichenliste) . Das gasförmige Fördermedium kann auch als Gas bezeichnet werden . Das Überlauf-Ausgleichs- Nuten-"Innengewinde" (8) ist vorzugsweise mit einer Gewindesteigung entgegengesetzt orientiert zur Gewindesteigung des Kühlgewindes (7) ausgestattet. Das Überlauf-Ausgleichs- Nuten-"Innengewinde" (8) wird auch als Überlaufgewindenut bezeichnet. Vorzugsweise ist d ie Überlaufgewindenut-Tiefe tü , zur Vermeidung von Unwucht durch ungleiche Kühlfluid- Füllung je Kühlgewindenut ( 18) derart als (vorzugsweise) V-förmige Nut ausgeführt, dass das Kühlfluid (9) in der Kühlgewindenut ( 18), die von einer Überlaufgewindenut (26) wegen der entgegengesetzten Orientierung der Gewindesteigung geschnitten wird, mindestens ab einer Nenn- Füllhöhe hK , über diese Überlaufgewindenut (26) zur benachbarten Kühlgewindenut ( 18) abfließt.
Das Kühlgewinde (7) hat im Bereich der Fördergas-Auslass-Seite ( 11 ) einen mindestens 20 % kleineren Durchmesser hat als im Bereich der Fördergas- Einlass- Seite ( 10), darunter ist zu verstehen, dass der Abstand des Kühlgewindes von der Rotordrehachse bzw. von der zentralen Kühlfluid-Zuführ-Bohrung 5 im Bereich der Fördergas-Auslass-Seite ( 11 ) mindestens 10 % kleiner ist als im Bereich der Fördergas-Einlass-Seite 10.
Erläuterungen zu den beispielhaften Darstellungen in Fig . 1 bis Fig . 4 :
Fig. 1 zeigt beispielhaft für die vorliegende Erfindung einen Längsschnitt durch den Spindelkompressor mit Verdichtergehäuse ( 1) und den beiden Spindelrotoren (2) sowie dem Fördergas- Einlass ( 10) und dem Fördergas-Auslass ( 11) in vorzugsweise senkrechter Aufstellung, um beim Abschalten des Spindelkompressors ein Auslaufen von restlichem Kühlfluid aus den Spindelrotoren zu vermeiden . Weil für einen maximalen Wärmetransfer möglichst große Wärmetransferflächen anzustreben sind , ist folglich auch eine größtmögliche Spindelrotorlänge vorteilhaft. Die Spindelrotorlänge wird von der biegekritischen Drehzahl bestimmt, die wiederum von der Steifigkeit der Welle wesentlich bestimmt wird, wobei die Masse möglichst klein zu halten ist. In der vorliegenden Darstellung hat die Trägerwelle (3) eine erhöhte Biegesteifigkeit, indem sie über die gesamte Rotorlänge bis an das Kühlgewinde (7), genauer die Kühlgewindeköpfe (30) gemäß Fig . 2 und Fig . 3, reicht. Zur Gewichtseinsparung sind beispielhaft stirnseitig noch Bohrungen (mehrfach auf dem Umfang verteilt) dargestellt, um somit die Rotorlänge über die biegekritischen Drehzahl zu maximieren . Zudem wird in der Fig . 1 noch deutlich, dass die Herstellung des Gas-Förderungs- "Außengewindes" (4) vorteilhafterweise erst nach thermischen Fügen des Spindelrotors (3) auf der Trägerwelle (3) erfolgt:
Denn in Rotorlängsachsrichtung sind zumeist unterschiedliche Wandstärke-Werte wF i als Abstand zwischen Arbeitskammer-Nutgrund (12) und Kühlgewinde-Nutgrund (15) vorteilhaft, wobei abhängig vom gewählten Spindelrotormaterial sowie der applikationsspezifischen Belastung diese Wandstärke-Werte wF i möglichst gering ausgeführt werden (z. B. bei Stahl-Rotoren unterhalb der jeweiligen Rippen- Wandstärke wR i ). Dabei werden diese möglichst geringen Abstandswerte wF i dadurch erreicht, dass ausgehend vom Spindelrotor-Rohling zunächst nur das Kühlgewinde (7) und das Überlaufgewinde (8) fertig hergestellt werden, aber noch nicht das Gas- Förderungs-"Außengewinde" (4), und dieser somit nur innen fertige Spindelrotor dann auf die Trägerwelle (3) drehfest aufgebracht wird, was (vorzugsweise) mittels Fügen über Temperatur- Differenz erfolgt, d .h . : Der Spindelrotor ist für diese Montage deutlich wärmer als die Trägerwelle, was zu einer festen Pressverbindung führt. Dann erst wird das Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) gefertigt, wobei für den Fall, dass das Drehmoment für diese abschließende Spindelrotor-Bearbeitung größer ist als das applikationsspezifische Kompressor-Drehmoment im Verdichterbetrieb, der Spindelrotor zur sicheren Mitnahme des Fertigungs-Drehmomentes einfach mit einem Opfer-Anhang-Mitnehmer als verlorene Verlängerung des Spindelrotors (2) versehen wird, der abschließend wieder abgedreht wird. Die Auflage zwischen Spindelrotor und Trägerwelle als Summe aller Stegbreiten sw , ist dann derart ausgeführt, dass im Verdichterbetrieb das Kompressor-Rotordrehmoment sowie die Biegemomente durch die Gaskräfte sicher über die Trägerwelle aufgenommen werden.
Wenn das Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) vor dem beschriebenen thermischen Fügen des Spindelrotors (2) auf seiner Trägerwelle (3) gefertigt worden wäre, würde die Gefahr bestehen, dass wegen der Pressverbindungskräfte zwischen Spindelrotor und Trägerwelle das Kühlgewinde (7) durchdrückt und das Gas-Förderungs- "Außengewinde" (4) nachteilig verformt wird, denn die Spindelrotore müssen als Rotorpaar mit möglichst engem Spielabstand zueinander drehen. Um diesen Nachteil zu vermeiden, müssten die Wandstärke-Werte wF i erhöht werden, wodurch die Wärmeleitung durch das Spindelrotormaterial wegen der längeren Wege verschlechtert würden . Indem die Herstellung des Gas-Förderungs-"Außengewindes" erst nach dem thermischen Fügen erfolgt, wird dieser Nachteil vermieden. In Fig.2 ist der Spindelrotor (2) im Längsschnitt dargestellt, also quasi nur die aufgeschnittene Hälfte, um die Orientierung der jeweiligen Gewindesteigungen relativ zueinander anzuzeigen, wobei dies nur qualitativ und beispielhaft gezeigt ist:
A) Das Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) ist rechtssteigend ausgeführt (im nichtsichtbaren Bereich "hinter" der aufgeschnitten Spindelotorhälfte gestrichelt dargestellt) .
B) Das (Wasser-)Kühlfluid-Führungs-"Innengewinde" (7) ist linkssteigend und damit entgegengesetzt zum Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) ausgeführt, wobei die Kühlgewindenuten (18) mit Kühlfluid (9) gefüllt dargestellt sind .
C) Das Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) ist wiederum rechtssteigend ausgeführt, wobei zwischen den Gewindegängen dieses Überlauf-Ausgleichs- Nuten-"Innengewindes" (8) die vielen Kopfflächen (30) der Kühlgewindeköpfe des Kühlgewindes (7) als Auflageflächen zwischen Spindelrotor (2) und Trägerwelle (3), die hier nicht dargestellt ist, zu sehen sind .
In Fig. 3 sind beispielhaft als Prinzipdarstellung die wichtigsten Geometrie- Daten zum Kühlgewinde (7) mit den Kühlfluid-Zuführungen, ausgehend von der zentralen Zuführ-Bohrung (5) über die radiale Grundbohrung (6) mit dem Start-Sammelnut- Verteilerraum (23) mit anfänglich stärkerer Radius-Änderung als beim nachfolgenden Kühlgewindenutgrund (15) und der Anlauf- Einführrampe (24) als sanften Anstieg des Kühlgewindes, um das zunehmend schneller werdende Kühlfluid sanft in das Kühlgewinde (7) einzuführen . Als weitere Kühlfluid-Zuführung ist eine radiale Kühlfluid-Zusatz-Querbohrung (22) mit eigenem Zwischen-Sammelnut-Verteilerraum (25) dargstellt, wobei dieses zusätzlich zugeführte Kühlfluid zu einer höheren Füllung der Kühlgewindenut (18) in diesem Bereich führt, vereinfacht dargestellt über eine geänderte Kühlfluid-Oberflächen-Linie (17). Bei dieser Zuführung von zusätzlichem Kühlfluid wird durch die Mischung auch der Dichte-Unterschied zwischen kälterem und wegen der Wärmeaufnahme bereits etwas erwärmtem Kühlfluid vorteilhaft genutzt, denn wegen hohen Zentrifugalkräfte wird die kälteren und damit schwereren Kühlfluid-Teilchen an den jeweiligen Kühlgewindenutgrund (15) geführt.
In den Kühlgewindeköpfen (19) mit den Auflageflächen (30) des Spindelrotors (2) auf der Trägerwelle (3) ist das mehrgängige Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) dargestellt mit seiner vorzugsweise V-förmigen Profilnut (26), die um 90° gedreht eingeklappt gezeigt ist, was in Fig . 4 noch einmal als Detail-Darstellung vergrößert dargestellt ist.
Fig. 4 ist wie Fig . 3, wobei lediglich ergänzt um die erfindungsgemäße Option zur Erhöhung der Kühlfluid-benetzten Oberflächen durch Verdrängung per Einlege-Draht (21), wobei dieser vorzugsweise am Kühlgewindenutgrund (15) anliegt.
Zum besseren Verständnis ist das Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) im Detail vergrößert dargestellt mit seiner vorzugsweise V-förmigen Profilnut (26), die um 90° gedreht eingeklappt gezeigt ist.
Bez u g sze i ch e n l i ste :
1. Verdichtergehäuse mit äußerer Kühlungs-Verrippung und Fördergas-Einlass- seitig (11) größerem Abstand der Spindelrotor-Aufnahmebohrungen als Auslass-seitig (12), wobei diese Bohrungs-Achsen kreuzend (bzw. "windschief") oder auch schneidend (also mit Lotabstand Null), aber nicht parallel ausgeführt sind . . Spindelrotor drehfest mit seiner eigenen Trägerwelle (3) verbunden
ausgeführt als 2-zähniger Spindelrotor mit 2-zähnigem Gas-Förderungs- "Außengewinde"
und als 3-zähniger Spindelrotor mit 3-zähnigem Gas-Förderungs- "Außengewinde" . Trägerwelle je Spindelrotor und mit dem jeweiligen Spindelrotor drehfest verbunden (vorzugsweise aufgepresst, wobei dies vorzugsweise mittels Temperatur-Differenz beim Fügen durchgeführt wird) . Gas-Förderungs-"Außengewinde", wobei beim ineinandergreifenden und gegensinnig rotierenden Spindelrotorpaar die Orientierung der Gewindesteigungen zueinander entgegengesetzt sind . zentrale Kühlfluid-Zuführ-Bohrung in der Trägerwelle (3) . radiale Kühlfluid-Grund-Querbohrungen, stets mindestens paarweise gegenüberliegend ausgeführt, und mit der zentralen Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (5) verbunden . (Wasser-) Kühlfluid-Führungs-"Innengewinde" je Spindelrotor, kurz auch als "Kühlgewinde" benannt, zur gezielten Führung des Kühlfluids in den durchgehenden Kühlgewindenuten (18) bestehend aus Kühlgewinde-Nutgrund (15) sowie Kühlgewinde-Seitenflanken (16) und jeweils getrennt voneinander per Kühlgewindekopf (19), der auf der Trägerwelle (3) fest aufliegt. . Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" je Spindelrotor, mindestens 2- gängig ausgeführt
kurz auch als "Überlaufgewinde" benannt Kühlfluid, vorzugsweise Wasser bzw. Wasser als Hauptbestandteil, üblicherweise mit bekannten Zusätzen bzgl . Korrosionsschutz, Frostschutzmittel etc. Fördergas-Einlass-Seite (mit großen Rotorachsabständen und großen Durchmesser- Werten) Fördergas-Auslass-Seite (mit kleinen Rotorachsabständen und kleinen Durchmesser- Werten) Arbeitskammer-Nutgrund vom Gas-Förderungs-"Außengewinde" (6) Arbeitskammer-Seitenflanke vom Gas-Förderungs-"Außengewinde" (6) Spindelrotor-Basisrohr als röhrenförmiger Grundkörper, der innen vom Kühlgewinde-Nutgrund (15) und außen vom Arbeitskammer-Nutgrund (12) begrenzt wird und in Rotorlängsachsrichtung unterschiedlichen Wandstärke- Werte w i hat, die abhängig von der applikationsspezifischen Belastung und vom gewählten Rotormaterial möglichst gering ausgeführt werden, wobei dieses Spindelrotor-Basisrohr auf der Fördergas-Einlass-Seite (10) größere Durchmesserwerte als auf der Fördergas-Auslass-Seite ( 11) hat und außen mit dem Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) sowie innen mit dem (Wasser- )Kühlfluid-Führungs-"Innengewinde" (7) dann den einteiligen Spindelrotor (2) ergibt. Kühlgewinde-Nutgrund beim Kühlgewinde (7) Kühlgewinde-Seitenflanken beim Kühlgewinde (7) (Wasser-) Kühlfluid-Oberflächen-Linie in der Kühlgewindenut (18)
[im Betrieb wegen der Zentrifugalkräfte partiell vorderhand parallel zur Rotordrehachse] Kühlgewindenut (also die Kühlgewinde-Vertiefungen), die vom Kühlfluid (9) durchströmt wird und mit einer rauen Oberfläche gefertigt wird, z. B. : Mittenrauwerte Ra zwischen 6,3 μιη und 12,5 μιη Kühlgewindekopf, also die Gewinde-Erhöhung als Materialraum zwischen den Seitenflanken (16), wobei die Kühlgewindeköpfe noch mit dem Überlauf- Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) versehen sind. Wellenlinienform der Kühlgewindenut-Oberflächen (bei der Gewinde- Herstellung erzeugbar) (Rund-) Draht (in die Kühlgewindenut (18) optional eingelegt) radiale Kühlfluid-Zusatz-Querbohrungen optional, mindestens paarweise gegenüberliegend und mit kleinerem Bohrungs-Durchmesser dQ Z als bei den Grund-Querbohrungen (6) mit dQ G ausgeführt und mit der zentralen Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (5) verbunden Start-Sammelnut-Verteilerraum, um das Kühlfluid aus den Grund- Querbohrungen (6) gleichmäßig in das Kühlgewinde (7) eintreten zu lassen, und in dem Abschnittsbereich liegend, in dem sich auch die Fördergas-Auslass- Seite (11) befindet.
zu Beginn der Kühlfluid-Zuführung steilere Radius-Änderung im Start-
Sammelnut-Verteilerraum (23) Anlauf-Einführrampe zum Verzahnprofil des Kühlgewindes (7) sanft ansteigend ausgeführt, um das Kühlfluid vom Sammelnut-Verteilerraum (23) ruhig in die Kühlgewindenuten (18) zu führen. Zwischen-Sammelnut-Verteilerraum, um das Kühlfluid aus den Zusatz- Querbohrungen (22) gleichmäßig dem Kühlgewinde (7) zusätzlich zuzuführen . Überlaufgewindenut, vorzugsweise als V-förmige Nut des Überlaufgewindes (8) ausgeführt
und in den Kühlgewindeköpfen (19) sich befindend Kühlfluid-Auffangraum als Sammelraum des Kühlfluids, auch als Kühlfuid- Vorratsraum
[vorzugsweise das Verdichtergehäuse ( 1) umschließend] Kühlfluid-Zuführung, auch als Kühlfluid-Zuführ-Bereich bezeichnet 9. Kühlfluid-Abführung, auch als Kühlfluid-Austritt-Bereich bezeichnet, und in dem Abschnittsbereich liegend, in dem sich auch die Fördergas-Einlass- Seite (10) befindet. 0. Kopfflächen der Kühlgewindeköpfe (19) mit der Stegbreite sw , fest auf der Trägerwelle (3) derartig aufliegend, dass die Gesamtheit der Kühlköpfe- Trägerwelle-Kontaktstellen im Betrieb das Rotordrehmoment sowie die Biegemomente durch die Fördergaskräfte auf der Trägerwelle (3) abstützen. 1. sanfter Übergabe-Bereich des Kühlfluids (9) vom rotierenden rohrförmigen Spindelrotorende auf das gestellfeste Außenteil (32. a) vom Kühlfluid- Aufnahme-Ringspalt (32) auf vollem Kreisumfang 2. Kühlfluid-Aufnahme-Ringspalt, der am 0-Umfang vollständig offen im Kühlfluid-Austritt-Bereich (29) je Spindelrotorende gebildet wird durch den geringen (weniger als 3 mm) Abstand zwischen
32. a gestellfestes Außenteil
32. b gestellfestes Innenteil 3. Auffang-Bauteil (gestellfest mit Abführung von Kühlfluid bei Überfüllung des Kühlgewindes)
Liste d e r Beze i ch n u n g e n :
Index i besagt an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung und abhängig von den jeweiligen Zielsetzungen unterschiedlich zu den benachbarten Positionen ( i - 1 ) und ( i + 1 ) in Rotorlängsachsrichtung ausgeführt.
wR i mittlere Rippen-Wandstärke vom Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) am Fußgrundbereich
(längs der Spindelrotorachse unterschiedlich bei veränderlicher Steigung und anderen Größen) Tii Radius-Wert der Trägerwelle (3) an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung
RK.i Radius-Wert zum Kühlgewinde-Nutgrund (15) an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung
RK i stetig aber nicht mit konstantem Wert größer werdend vom Gas-Auslass zum Gas-Einlass, wobei beim Kühlfluid-Eintritt die Änderung der RK i- Radius- Werte größer ist als im späteren Kühlfluid-Verlauf G.i Radius-Wert zum Arbeitskammer-Nutgrund (12) an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung wF j Wandstärke vom Spindelrotor-Basisrohr (14) als Abstand zwischen Arbeitskammer-Nutgrund (12) und Kühlgewinde-Nutgrund (15) in Rotorlängsachsrichtung mit unterschiedlichen Werten, die abhängig von der applikationsspezifischen Belastung und vom gewählten Rotormaterial möglichst gering ausgeführt werden und beispielsweise bei einem Stahlrotor unterhalb der mittleren Rippen-Wandstärke in dem jeweiligen Bereich liegt.
Je Position i ergibt sich der jeweilige Wert für wF i gemäß : wF i = RG i -
R sw i Stegbreite der festen Wellenauflage des Spindelrotors (2) auf seiner Trägerwelle (3) tK-i jeweilige Tiefe der Kühlgewindenut (18) an ein Position i gemäß : tK i =
bK j mittlere Breite der Kühlgewindenut (18) K i Nenn-Füllhöhe des Kühlfluids (Wassers) in der Kühlgewindenut (18) als Radius-Wert tü-i jeweilige Tiefe der Überlaufnut vom Überlaufgewinde (8) zur Gewährleistung gleichmäßiger Kühlgewindenut-Befüllungen an ein Position i gemäß : tü ,
= hK - RT dQ G Durchmesser der Grund-Querbohrungen zur Fliehkraft-unterstützten Kühlfluid- Weiterleitung von der zentralen Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (6) zum Kühlgewinde (7) Durchmesser der Zusatz-Querbohrungen zur Fliehkraft-unterstützten Weiterleitung von zusätzlichem Kühlfluid von der zentralen Kühlfluid-Zuführ- Bohrung (6) zum Kühlgewinde (7)
Antriebs-Drehmoment eingeleitet auf dem Einlass-seitigen (10) Ende einer Trägerwelle (3),
beispielsweise über einen Riemen-Antrieb oder über direkt gekuppelte Antriebsmotorwelle, wobei dann die zentrale Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (5) auch durch diese Antriebsmotorwelle läuft und das gestellfeste Auffang-Bauteil (33) sich dann am freien Ende dieser Antriebsmotorwelle befindet.

Claims

Patentansprüche
1. Spindelkompressor 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 zwei Spindelrotoren in einem Verdichtergehäuse (1), wobei jeder Spindelrotor (2) außen ein Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4) aufweist, um das Fördergas vom Gas-Einlass (10) zum Gas-Auslass (11) zu transportieren, wobei der Achsabstand zwischen den beiden Spindelrotoren Einlass-seitig (10) mindestens 20% größer ist als Auslass-seitig (11),
dadurch gekennzeichnet, dass
jeder Spindelrotor (2) in einer zentralen Rotorinnenbohrung ein inneres Kühlgewinde (7) aufweist, welches im Bereich der Fördergas-Auslass-Seite (11) einen mindestens 20% kleineren Durchmesser hat als im Bereich der Fördergas-Einlass-Seite (10) und Kühlgewindenuten (18) aufweist, und dass diesem Kühlgewinde (7) im Betrieb ein Kühlfluid (9) über Bohrungen (5 sowie davon abgehend 6 und optional 22) zugeführt wird, wobei dieses Kühlfluid (9) die Kühlgewindenuten (18) dieses Kühlgewindes (7) von einem Start- Sammelnut-Verteilerraum (23) zu einem Kühlfluid-Austritt-Bereich (29) durchströmt.
2. Spindelkompressor nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kühlgewinde (7) mit einem höheren, insbesondere mindestens doppelten Umschlingungswinkel als der Umschlingungswinkel des Gas-Förderungs- "Außengewindes" (4) ausgebildet ist.
3. Spindelkompressor nach Anspruch 1 und 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Kühlgewinde (7) Kühlgewindeköpfe (19) aufweist, dass in den Kühlgewindeköpfen (19) ein Überlauf-Ausgleichs-Nuten-"Innengewinde" (8) eingearbeitet ist, das mindestens 2-gängig ausgeführt ist Spindelkompressor nach Anspruch 1 und 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
in jede Kühlgewindenut (18) ein (Rund-)Draht (21) eingelegt ist, der vorzugsweise am Kühlgewindenutgrund (15) anliegt.
Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
im Betrieb das Kühlfluid (9) über die zentrale Kühlfluid-Zuführ-Bohrung (5) und davon abgehend im Bereich der Fördergas-Auslass-Seite (11) über radiale Grund-Querbohrungen (6) per Fliehkraft zum Kühlgewinde (7) über den Sammelnut-Start-Verteilerraum (23) mit sanft ansteigender Verzahnprofil- Anlauframpe (24) des Kühlgewindes (7) geführt wird mit einer am Nutgrund des Sammelnut-Start-Verteilerraums (23) vorzugsweise stärkeren Radius- Änderung (23. a) als die Radius-Änderung für den RK .-Wert zum Kühlgewindenutgrund (15).
Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
zur applikationsspezifischen Verbesserung der Rotorwärmeabführung noch weiteres Kühlfluid (9) dem Kühlgewinde (7) längs der Spindelrotorachse über Zusatz-Querbohrungen (22) mit geringerem Bohrungs-Durchmesser dQZ als bei den Grund-Querbohrungen (6) zugeführt wird, wobei per Zwischen-Sammelnut- Verteilerraum (25) für den gleichmäßigen Eintritt des Kühlfluids (9) in das Kühlgewinde (7) gesorgt wird.
Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
dass es in Rotorlängsachsrichtung zumeist unterschiedliche Wandstärke-Werte wFi als Abstand zwischen Arbeitskammer-Nutgrund (12) und Kühlgewinde- Nutgrund (15) gibt, wobei abhängig vom gewählten Spindelrotormaterial sowie der applikationsspezifischen Belastung diese Wandstärke-Werte wFi möglichst gering ausgeführt werden (z.B. bei Stahl-Rotoren unterhalb der jeweiligen Rippen-Wandstärke wRi ), wobei möglichst geringe Abstandswerte wFi dadurch erreicht werden, dass ausgehend vom Spindelrotor-Rohling zunächst nur das Kühlgewinde (7) und das Überlaufgewinde (8) fertig hergestellt werden, aber noch nicht das Gas-Förderungs-"Außengewinde" (4), und dieser somit nur innen fertige Spindelrotor dann auf die Trägerwelle (3) drehfest aufgebracht wird, was (vorzugsweise) mittels Fügen über Temperatur-Differenz erfolgt (d.h.: Der Spindelrotor ist für diese Montage deutlich wärmer als die Trägerwelle, was zu einer festen Pressverbindung führt), und dann erst wird das Gas-Förderungs- "Außengewinde" (4) gefertigt, wobei für den Fall, dass das Drehmoment für diese abschließende Spindelrotor-Fertigungs-Bearbeitung größer ist als das applikationsspezifische Kompressor-Drehmoment im Verdichterbetrieb, der Spindelrotor zur sicheren Übertragung des Fertigungs-Drehmomentes ggfls. mit einem Opfer-Anhang-Mitnehmer versehen wird, der abschließend wieder abgedreht wird.
Spindelkompressor nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
die jeweiligen Nuttiefen tK , der Kühlgewindenuten (18) derart ausgeführt werden, dass bei den gewählten Geometriewerten (wie Durchmessergrößen, Umschlingungswinkel, Stegbreite etc.) über das Geschwindigkeitsprofil des Kühlfluids sowie der gewählten Kühlfluidmenge in dieser Kühlgewindenut (18) an der jeweiligen Position i in Rotorlängsachsrichtung und ohne besondere Maßnahmen (wie zusätzliche Kühfluid-Zuführung, andere Steigungswerte etc.) diese Nuttiefen tK , auf der Gas-Auslass-Seite (11) mit der Kühlfluid-Zuführung größer sind als auf der im Bereich der Kühlfluid-Abführung (29), und dass die Änderung der RKi- Radius-Werte zum Kühlgewinde-Nutgrund (15) an einer Position i in Rotorlängsachsrichtung beim Kühlfluid-Eintritt (vorzugsweise) größer ist als im späteren Kühlfluid-Durchlauf im Kühlgewinde (7).
Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
im Kühlfluid-Zuführ-Bereich (28) an jedem Spindelrotor (2) ein Auffang-Bauteil (33) vorgesehen ist, welches bei einem Rückstau von Kühlfluid wegen Überfüllung der Kühlgewindenuten (18) durch Zuführung einer zu hohen Kühlfluidmenge im Kühlfluid-Zuführ-Bereich (28) das überschüssige Kühlfluid auffängt und vorzugsweise zum Kühlfluid-Auffangraum (27) abführt.
Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
im Kühlfluid-Austritt-Bereich (29) das Kühlfluid (9) alternativ zur Staurohr- Lösung auf dem gesamten 0-Umfang mit sanftem Übergabe-Bereich (31) in einen vollständig offenen Ringspalt (32) eintritt, der von einem gestellfesten Außenteil (32. a) und einem gestellfesten Innenteil (32. b) mit engem Abstand (beispielsweise weniger als 3 mm) gebildet wird, wobei das Kühlfluid am Ende des Ringspaltes (32) dann dem Kühlfluid-Auffangraum (27) zugeführt wird.
11. Spindelkompressor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, d ass jeder Spindelrotor (2) eine Trägerwelle (3) aufweist, dass das Kühlgewinde (7) Kühlgewindeköpfe (19) aufweist, die Kopfflächen (30) haben, und dass die Kopfflächen (30) der Kühlgewindeköpfe (19) an der Trägerwelle (3) aufliegen.
12. Spindelkompressor nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Gewindesteigung beim Kühlgewinde (7) entgegengesetzt orientiert ist zu der Gewindesteigung des das gasförmige Fördermedium fördernden Außengewindes (4).
PCT/EP2016/077063 2016-11-09 2016-11-09 Spindelkompressor WO2018086680A1 (de)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/EP2016/077063 WO2018086680A1 (de) 2016-11-09 2016-11-09 Spindelkompressor
DE112016007421.2T DE112016007421A5 (de) 2016-11-09 2016-11-09 Spindelkompressor

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/EP2016/077063 WO2018086680A1 (de) 2016-11-09 2016-11-09 Spindelkompressor

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018086680A1 true WO2018086680A1 (de) 2018-05-17

Family

ID=57288399

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2016/077063 WO2018086680A1 (de) 2016-11-09 2016-11-09 Spindelkompressor

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE112016007421A5 (de)
WO (1) WO2018086680A1 (de)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2000012899A1 (de) * 1998-08-29 2000-03-09 Ralf Steffens Trockenverdichtende schraubenspindelpumpe
DE102005012040A1 (de) * 2005-03-16 2006-09-21 Gebr. Becker Gmbh & Co Kg Rotor und Schraubenvakuumpumpe
DE102010064388A1 (de) * 2010-02-18 2011-08-18 Steffens, Ralf, Dr. Ing., 73728 Spindel-Kompressor
DE102013009040A1 (de) * 2013-05-28 2014-12-04 Ralf Steffens Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2000012899A1 (de) * 1998-08-29 2000-03-09 Ralf Steffens Trockenverdichtende schraubenspindelpumpe
DE102005012040A1 (de) * 2005-03-16 2006-09-21 Gebr. Becker Gmbh & Co Kg Rotor und Schraubenvakuumpumpe
DE102010064388A1 (de) * 2010-02-18 2011-08-18 Steffens, Ralf, Dr. Ing., 73728 Spindel-Kompressor
DE102013009040A1 (de) * 2013-05-28 2014-12-04 Ralf Steffens Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung

Also Published As

Publication number Publication date
DE112016007421A5 (de) 2019-08-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2847467B1 (de) Spindelverdichter
DE102013009040B4 (de) Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung
EP1108143B1 (de) Trockenverdichtende schraubenspindelpumpe
EP2916007B1 (de) Schraubenspindelpumpe
DE202012104802U1 (de) Lenkhilfepumpe
DE102010064388A1 (de) Spindel-Kompressor
DE19800825A1 (de) Trockenverdichtende Schraubenspindelpumpe
WO2018086680A1 (de) Spindelkompressor
DE102008054474B4 (de) Innenzahnradpumpe mit optimiertem Geräuschverhalten
EP3507495B1 (de) Schraubenvakuumpumpe
DE102006038419A1 (de) Rotorkühlung für trocken laufende Zweiwellen-Vakuumpumpen bzw. -Verdichter
DE10334481A1 (de) Antrieb einer Spindelvakuumpumpe
EP3499040B1 (de) Schraubenvakuumpumpe
EP2473739B1 (de) Trockene schraubenpumpe mit innerer verdichtung
WO2011101064A2 (de) Antrieb für einen spindel-kompressor
WO2020020902A1 (de) Fluidfördereinrichtung
DE102015108790A1 (de) Lagerung für einen Spindelkompressor mit hoher innerer Verdichtung
EP3499041B1 (de) Schraubenvakuumpumpe
DE102018112492B3 (de) Schraubenspindelpumpe
DE102013211185A1 (de) Spindelverdichter-Gehäuse
DE102013204504B3 (de) Flügelzellenpumpe mit verbesserter Leistung
DE202020107544U1 (de) Pumpe mit 3D-gedruckten Rotoren
DE102018002567A1 (de) Trockenläufer-Verdrängermaschine
WO2019137852A1 (de) Kompressor
AT311178B (de) Gas- und Hydromotor oder Pumpe

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16794999

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

REG Reference to national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R225

Ref document number: 112016007421

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 16794999

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1