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DE2603103A1 - Schraubenverdichter - Google Patents

Schraubenverdichter

Info

Publication number
DE2603103A1
DE2603103A1 DE19762603103 DE2603103A DE2603103A1 DE 2603103 A1 DE2603103 A1 DE 2603103A1 DE 19762603103 DE19762603103 DE 19762603103 DE 2603103 A DE2603103 A DE 2603103A DE 2603103 A1 DE2603103 A1 DE 2603103A1
Authority
DE
Germany
Prior art keywords
compressor
pressure
spindle
rotors
oil
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
DE19762603103
Other languages
English (en)
Inventor
Vagn Hovgaard Villadsen
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Johnson Controls Denmark ApS
Original Assignee
Thomas Ths Sabroe and Co
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 Thomas Ths Sabroe and Co filed Critical Thomas Ths Sabroe and Co
Publication of DE2603103A1 publication Critical patent/DE2603103A1/de
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04CROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/24Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04CROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08Rotary-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
    • F04C18/12Rotary-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
    • F04C18/14Rotary-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
    • F04C18/16Rotary-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

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Rotary-Type Compressors (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Description

  • Schraubenverdichter Die Erfindung betrifft einen Schraubenverdichter mit zwei parallelen ineinandergreifenden Spindeln oder Rotoren, die in einem Verdichtergehäuse als Innen- und Außenspindel angeordnet sind.
  • Es ist bekannt, daß die Spindeln so zusammenwirken, daß ein spindel-, schrauben- oder schneckenförmiger Verdichtungsraum axial in einer Richtung bewegt wird, wobei der Verdichtungsraum an einem Ende des Rotors gebildet wird und sich axial ausdehnt, bis er das andere Ende des Rotors bzw. der Spindel erreicht, wonach er an dem einen Ende geschlossen wird und sich axial in Richtung auf das andere Ende hin verkleinert, um schließlich an dem anderen Ende zu verschwinden, während nachfolgende Verdichtungsräume fortlaufend gebildet und in der gleichen Art und Weise verformt werden. Die Verdichtungsräume schließen sich selbst an dem ersten Ende, das die Einlaß- oder Saugseite des Kompressors darstellt, und an dem anderen Ende, das die Auslaß-oder Druckseite des Kompressors darstellt, wobei die Enden der rotierenden Verdichtungsräume kurzzeitig durch eine stationäre Seitenwand oder Endwand des Kompressorgehäuses, während sich die Räume zum Verdichten der darin eingeschlossenen Luft oder des darin eingeschlossenen Gases verkleinern, verschlossen werden, wonach die Endabschnitte der Verdichtungsräume durch die fortgesetzte Rotation an einer öffnung in der genannten Wand vorbeibewegt werden, durch die das verdichtete Gas oder die verdichtete Luft aus der Kammer aufgrund der nachfolgenden vollständigen Kontraktion ausgestoßen wird.
  • Da das Gas im Schraubenverdichter in Richtung auf die genannte Endwand komprimiert und in einer axialen Richtung ausgestoßen wrd, unterliegen die Rotoren oder Spindeln entsprechenden entgegengesetzten Verdrängungskräften, und die Rotorlager sollten daher in der Lage sein, beträchtliche axiale Kräfte aufzunehmen.
  • Schraubenverdichter haben gewöhnlich einen Innenrotor mit z.B. vier Schraubengewinden und einen Außenrotor mit einer höheren Zahl von Schraubenrillen, z.B. sechs, zur Aufnahme der Gewinde, und normalerweise dreht der Innenrotor daher mit einer höheren Geschwindigkeit als der Außenrotor.
  • Aus Gründen des Wirkungsgrades sollten die Rotoren bzw. Spindeln so ausgeführt sein, daß sie sich praktisch selbst gegeneinander und gegen das Verdichtergehäuse abdichten, um einen Leckstrom des komprimierten Gases aus einer Verdichtungskammer in die nächste zu verhindern, und die Rotoren müssen daher mit äußerst hoher Genauigkeit gefertigt werden. Auf der anderen Seite, wenn der Verdichter vom sogenannten "Trockenlauftyp" ist, bei dem die Rotoren nicht geschmiert werden, ist es wesentlich, die gegenseitige Berührung der Rotoren zu verhindern, und es ist daher notwendig, zwischen den Rotor- oder Spindelwellen ein äußeres Gleichlaufzahnrad vorzusehen, um zu sichern, daß sich die Rotoren nie berühren, auch wenn ihre miteinander zusammenwirkenden Oberflächenabschnitte selbstverständlich noch sehr nahe beieinanderliegen sollten. Die Trockenlaufschraubenverdichter werden vorzugsweise bei sehr hoher Geschwindigkeit angetrieben, normalerweise mit Hilfe eines Ubertragungsgetriebes zwischen dem Antriebsmotor und dem Gleichlaufzahnrad oder -getriebe. Diese Verdichter werden umfangreich verwendet, wenn auch hauptsächlich bei relativ niedrigen Verdichtungsfaktoren und Druckunterschieden.
  • Schraubenverdichter des Naßlauftyps werden hauptsächlich dort verwendet, wo relativ hohe Verdichtungsfaktoren oder Druckunterschiede verlangt werden, z.B. in Kühlsystemen.
  • Bei diesen Verdichtern sind Vorrichtungen zum Einspritzen oder Einführen von öl in das Kompressorgehäuse vorgesehen, wobei das Ö1 als Dichtungsmittel zwischen den Rotoren bzw.
  • den Spindeln und der Innenwand des Gehäuses und zwischen den Rotoren dient. Das Öl wird dem Gas zugemischt und normalerweise ist es daher notwendig, einen Ölabscheider in der Druckleitung des Verdichters vorzusehen, in dem das Öl vom Gas getrennt und dann dem Verdichter zum Wiedereinspritzen wieder zugeführt wird. Diese Verdichter können mit einem hohen Wirkungsgrad bei einer Rotationsgeschwindigkeit betrieben werden, die geringer ist als die Rotationsgeschwindigkeit bei den Trockenlaufverdichtern, die sogar so niedrig sein kann, daß ein direkter Antrieb durch einen gewöhnlichen Elektromotor verwendet werden kann, wodurch das übersetzungsgetriebe weggelassen werden kann.
  • Uberdies ist es aufgrund des Schmiereffektes des Öles möglich, die Rotoren einander berühren zu lassen und damit den einen Rotor durch den anderen antreiben zu lassen, wodurch außerdem auf das genannte Gleichlauf zahnrad oder -getriebe verzichtet werden kann. Der Motor kann einen der Rotorwellen direkt antreiben, normalerweise bei einer Geschwindigkeit von 3000 U/min.
  • Die Erfindung bezieht sich insbesondere auf einen Schraubenverdichter des Naßlauftyps, und es sollte daher ferner erläutert werden, daß es natürlich allgemein wünschenswert -ist, die Rotoren so schnell als möglich rotieren zu lassen, so daß es natürlich erscheint, daß der Motor den Außenrotor bzw. die Außenspindel antreibt, wodurch der Innenrotor bzw. die Innenspindel mit höherer Geschwindigkeit angetrieben würde, wenn das Verhältnis zwischen der Zahl der Gewinde des Innenrotors zu der Zahl der Gewinderillen des Außenrotors 4 : 6 beträgt. Jedoch ist in der Praxis allgemein die niedere Geschwindigkeit gewählt worden, die sich dadurch ergibt, daß der Motor die Welle des Innenrotors antreibt, weil durch Antreiben des Außenrotors außerordentlich große Axialkräfte auf die Lager ausgeübt werden, die sich in ungünstiger Art und Weise mit den Axialkräften kombinieren, die aus dem Gasdruck, wie oben erwähnt, resultieren. In der Praxis und im Stand der Technik ist es daher bisher als unmöglich angesehen worden, den Außenspindelantrieb vorteilhaft zu verwenden. Eine solche Anordnung ist in der US-PS 3811805 vorgeschlagen worden, aus der sich ganz klar ergibt, wie kompliziert es ist, die Axialkräfte mit Hilfe hydraulischer Druckausgleichsysteme und hydrodynamischer Lager zu neutralisieren. Die hohen Axialkräfte ergeben sich nicht nur aufgrund der erhöhten Geschwindigkeit des Innenrotors, sondern hauptsächlich aufgrund der Tatsache, daß der Innenrotor normalerweise 85 % der Motorwirkung bzw.
  • der Motorleistung verbraucht, d.h. daß der Außenrotor lediglich als ein Spindelantrieb dient, der nur etwa 15 % der Wirkung oder Leistung verbraucht.
  • Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht deshalb darin, einen verbesserten Schraubenverdichter des Naßlauftyps anzugben, bei dem das Problem der genannten Axialkräfte auf einfache Art und Weise gelöst ist.
  • Diese Aufgabe wird gemäß der vorliegenden Erfindung gelöst durch einen Verdichter des Naßlauftyps, der Vorrichtungen zum Zuführen von Schmieröl zu den Spindeln oder Rotoren aufweist, wobei die Rotoren oder Spindeln vom Doppelspindeltyp sind, deren jede Spindel axial in zwei einander gegenüberliegende Abschnitte mit gegenseitig umgekehrten Richtungen der Spindelgewindeneigung geteilt ist.
  • Hierdurch kann ein Rotor, wie in einem Pfeilradgetriebe, den anderen Rotor ohne daß irgendwelche axialen Kräfte auftreten antreiben, und es ist daher möglich, daS Außenspindel-Antriebssystem zu verwenden, ohne daß irgendwelche komplizierten Anpassungen an den Lagern vorgenommen werden müssen.
  • Zugegebenermaßen sind Doppelspindelanordnungen seit vielen Jahren bekannt, nicht nur in gewöhnlichen Pfeilradgetrieben, sondern auch in Schraubenverdichtern des Trockenlauftyps, beschrieben z.B. in der US-PS 2 410 172. Naßlauf-Schraubenverdichter sind jedoch in der Vergangenheit stets mit einem einzigen Schraubenrotor bzw. einer einzigen Spindel hergestellt worden und bis zum Zeitpunkt der vorliegenden Erfindung war es nicht klar, ob die Doppelschraubenanordnung brauchbar ist, die speziell mit dem Naßlauf-Schraubenkompressor verbundenen wichtigen Probleme zu lösen. Wie zuvor erwähnt, zeigt die US-PS 3 811 805, daß es nicht in der Hand lag, die Doppelspindelanordnung zu verwenden, um das spezielle Antriebsproblem bei den Naßlauf-Schraubenverdichtern leicht zu lösen, dieses Problem tritt bei den Trockenlaufverdichtern nicht auf.
  • Es gibt eine Reihe weiterer Vorteile bei der Verwendung der genannten Doppelspindelanordnung in Schraubenverdichtern des Naßlauftyps, und die Erfindung soll nun detaillierter mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen, in denen Ausführungsbeispiele dargestellt sind, näher erläutert werden.
  • Es sind Fig. 1 ein axialer Querschnitt eines Naß auf Schraubenverdichters gemäß der vorliegenden Erfindung, Fig. 2 eine schematische Draufsicht auf die Rotoren des Verdichters, Fig.. 3 eine schematische Querschnittsendansicht des Verdichters, Fig. 4 ein Schaubild eines KüHlsystems mit dem Verdichter nach den Fig. 1-3 und einer Vorrichtung zum Schmieren des Kompressors, und Fig. 5 ein entsprechendes Schaubild, das eine Einrichtung zur Steuerung der Kapazität des Schraubenverdichters darstellt.
  • Der in den Fig. 1 bis 3 gezeigte Verdichter weist ein Gehäuse 2 mit einem verlängerten zylindrischen Raum 4 mit 8-förmigem Querschnitt, in dem entsprechend der normalen Schraubenverdichtertechnik zwei ineinandergreifende Schraubenrotoren oder Spindeln 6 und 8 angeordnet sind, die jeweils eine Rotorwelle oder Spindelwelle lo und 12 aufweisen, die in Lagern 14 des Gehäuses 2 liegen. Die Spindel 6 ist die sogenannte Innenspindel, die beispielsweise vier Gewinde aufweist, und die Spindel 8 ist die Außenspindel, die z.B.
  • sechs Gewinderillen aufweist. Die Welle 12 des Außenrotors bzw. der Außenspindel 8 ragt aus dem Gehäuse 2 und ist mit einem nicht gezeigten Rotor zum Antrieb der Motoren verbunden.
  • Wie gewöhnlich bei Naßlauf-Schraubenverdichtern ist das Verdichtergehäuse mit einem Schmiersystem versehen, das ein Ölleitungssystem 13 mit einem Öleinlaß 15 aufweist, das mit den Spindel- oder Rotorkammern über mehrere bleinspritzkanäle 17 verbunden ist.
  • Jede Spindel 6 und 8 besteht, wie gezeigt, aus einer Doppelschraube mit entgegengesetzten Gewindesteigungen, die von beiden Enden einwärts zur Mitte des Rotors hin gerichtet sind. Die Räume 18 außerhalb der gegenüberliegenden Enden der Spindeln sind über einen Kanal 20 miteinander verbunden, der mit einer Einlaßanschlußleitung 22 versehen ist. Die Rotoren oder Spindeln werden so angetrieben, daß sich die Rotor- oder Spindelgänge oder -windungen oder -gewinde allgemein in Richtung auf die Mitte der Spindel oder des Rotors zu bewegen, und an dieser Stelle ist die Wand des Gehäuses 2 mit einer Auslaßöffnung oder Drucköffnung 24 mit einer Auslaßanschlußleitung 26 versehen. Es ist bei herkömmlichen Schraubenverdichtern auch bekannt, die Auslaßöffnung in der zylindrischen Wand des Gehäuses vorzusehen, obgleich normalerweise nur zusätzlich zu einer Auslaßöffnung in der Endwand des Gehäuses, jedoch ist es bei Doppelspindelverdichtern des Trockenlauftyps bekannt, eine Drucköffnung entsprechend der Öffnung 24 zu verwenden, so daß es wohl nicht notwendig ist, die Gestalt der Auslaßöffnung 24 an dieser Stelle detaillierter zu beschreiben, weil der Fachmann in der Lage ist, die Lage und Form dieser Öffnung zu bestimmen, und der Fachmann wird wissen, daß die Öffnungsfläche abhängig sein sollte vom gewünschten Verdichtungsgrad des Sauggases.
  • Die freien Enden der Rotoren oder Spindeln können vollständig frei sein oder - abhängig von der Form der Rotoren -teilweise von festen Endplatten bedeckt sein wie in herkömmlichen Schraubenverdichtern.
  • Es versteht sich, daß beide Enden der zwei Spindeln dem gleichen Druck ausgesetzt sind, nämlich dem sogenannten Saugdruck in dem Kanal 20, und daß aus diesem Grunde praktisch keine resultierende axiale Kraft auftritt, die auf die Spindelkörper einwirkt. Die Lager 14 brauchen daher nicht zur Aufnahme wesentlicher axialer Kräfte ausgeführt sein, und nebenbeibemerkt die Lager können durch Öl geschmiert werden, das diesen mit geringem Druck zugeführt wird, d.h. es ist nicht notwendig, eine spezielle Ölpumpe, wie sonst üblich, zu verwenden. überdies liegen sämtliche Lager an der "kalten" Seite der Spindelteile, d.h. kein Lager braucht so ausgeführt zu sein, um bei einer erhöhten Temperatur am Hochdruckauslaßbereich des Verdichters zu arbeiten.
  • Während bei den bekannten Trockenlaufverdichtern eine Stopfbuchse zwischen den Rotorenden und den Rotorlagern notwendig ist, sind die Lager bei dem Naßlauf-Doppelspindelverdichter gemäß der vorliegenden Erfindung in der genannten Niederdruckumgebung unmittelbar an den Endflächen der Spindeln anbringbar, d.h. in einem so geringen gegenseitigen Abstand als möglich. Mit anderen Worten, da ein Doppelgewinderotor oder eine Doppelgewindespindel normalerweise eine größere Länge aufweisen sollte, verglichen mit einem Einfachgewinderotor, kann man die verschiedenen Vorteile der Doppelgewindeanordnung in dem Naßlaufverdichter erhalten, indem man die Abstände zwischen den Lagern geringer macht als bei einem Trockenlaufverdichter, und dies ist von großer Bedeutung für die erforderliche Steifheit oder Festigkeit oder Linearität des Rotors oder der Spindel.
  • Einer der größten Vorteile der vorliegenden Erfindung besteht in der genannten Möglichkeit, die Innenspindel mit Hilfe der angetriebenen Außenspindel in Rotationsbewegung zu versetzen, ohne daß wesentliche axiale Kräfte auftreten, wodurch die allgemeine Rotationsgeschwindigkeit und damit urtd der Wirkungsgrad die Leistung des Verdichters erhöht werden kann. Daher werden in dem gezeigten Beispiel die Rotoren mit einer Geschwindigkeit von 3000 und 4500 U/min. angetrieben, während diese Werte 2000 und 3000 U/min. betragen würden, wenn der Innenrotor durch den Motor angetrieben wäre.
  • Ein weiterer Vorteil besteht darin, daß die Rotoren oder Spindeln keine resultierenden axialen Schlagkräfte aufgrund plötzlicher Änderungen der Druckdifferenzen zwischen der Saugseite und der Druckseite erzeugen, wodurch es möglich ist, ein einfaches Kapazitätseinstellsystem zu verwenden, das solche abrupten Anderungen mit sich bringt, wie in größeren Einzelheiten weiter unten beispielhaft angegeben ist.
  • Nicht nur sämtliche Lager, sondern ebenso die Rotoren oder Spindeln können durch Öl relativ niedrigen Druckes geschmiert werden, und es ist nicht notwendig, eine getrennte blpumpe, wie sonst bei herkömmlichen Naßlaufverdichtern, zu verwenden. Die Fig. 4 zeigt ein KühDystem mit einem Doppelschraubenverdichter und enthält Einrichtungen zum automatischen Einstellen des Öldruckes; diese Kühleinrichtung soll nun näher beschrieben werden.
  • Die Fig. 4 zeigt den Kompressor gemäß Fig. 1 bis 3 in einem gewöhnlichen Kühlsystem, das eine Druckleitung 36, ein Rückschlagsventil 38, einen ölabscheider 40, einen Kondensor 42, eine Auffangeinrichtung 44, ein Expansionsventil 46 und einen Verdampfer 48 umfaßt, aus dem das Kühlmittel in seiner Gasphase in den Kompressor über ein Saugstoppventil 50 eingesaugt wird. Das im Abscheider 40 abgetrennte Öl fließt durch eine Leitung 52, einen Ölkühler 54, einen Ölfilter 60 und ein Absperrventil 62 zurück zum Verdichter, wo das Öl dem Ölleitungssystem 13 zugeführt wird, aus dem es den Lagern und dem Verdichtungsraum, wie oben beschrieben, zugeführt wird.
  • In dem soweit beschriebenen System wird das Öl automatisch dem Verdichter durch den Förderdruck im Ölabscheider 40, abzüglich dem Druckabfall in der Verbindung 52 usw. zwischen dem Ölabscheider und dem Verdichter zugeführt. Das Öl wird gegen den Saugdruck in dem Verdichter eingespritzt, so daß im allgemeinen die Einspritzmenge des Öles bestimmt wird durch den Unterschied zwischen dem Ausstoßdruck und dem Saugdruck in dem Verdichter. Diese Drucke können sich jedoch beträchtlich verändern und damit die Ölversorgung gefährden, wenn die Druckdifferenz zu klein wird.
  • In der gezeigten Anordnung sind Mittel zur Steuerung und Regelung des Auslaß-und/oder Saugdruckes vorgesehen, derart, daß ein ausreichender Ölförderdruck oder Druckunterschied gesichert-ist, um den Kompressor zu schützen. Die Anordnung sieht vorzugsweise folgendermaßen aus Das Saugabsperrventil 50 ist ein differenzdruckgesteuertes Regelventil, das einen Steuerzylinder 66 mit einem Kolben oder einer Membran 68 aufweist, die den Zylinder in eine obere Kammer 70 und eine untere Kammer 72 trennt, wobei der Kolben 68 abwärts mittels einer Druckfeder 54 vorgespannt ist. Die untere Kammer 72 ist mit der Druckleitung 36 des Verdichters durch eine Leitung 78 verbunden, und die obere Kammer 70 ist mit der Saugleitung des Verdichters stromaufwärts des Saugventiles 50 verbunden.
  • In der Leitung 78 ist ein Steuerventil 80 angeordnet, das ebenfalls ein differenzdruckgesteuertes Ventil ist mit einem Steuerzylinder, dessen obere Kammer 82 über eine Leitung 86 mit der Saugleitung des Verdichters stromabwärts des Saugventiles 50 verbunden ist, während die untere Kammer 88 mit der Druckleitung 36 über eine Leitung 90 verbunden ist.
  • Während des Betriebes sollte gewährleistet sein, daß wenigstens eine untere Grenze der Druckdifferenz zwischen dem Ölabscheider 40 und den Schmierstellen aufrechterhalten wird, ausreichend für den notwendigen Ölstrom in den Verdichter. Bei der gezeigten Anordnung wird diese Druckdifferenz automatisch erhalten, weil das Saugabsperrventil automatisch drosselt, wenn die genannte Druckdifferenz unter ihren erlaubten Minimalwert fällt, wodurch der Saugdruck reduziert wird, um dadurch die notwendige Druckdifferenz zur Förderung des SchInieröles wieder einzustellen.
  • Im Normalbetrieb ist der Druck in der Steuerkammer 88 des Vorsteuerventiles 80 ausreichend, den Druck in der Kammer 82 einschließlich der von der Feder 84 ausgeübten Vorspannung zu überwinden, wodurch das Ventil 80 vollständig öffnet und damit einen nicht gedrosselten Strom durch die Leitung 78 in die Kammer 72 des Ventiles 50 gestattet, wodurch dieses Ventil auch vollständig öffnet. Sollte der Differenzdruck zwischen der Druck- und der Saugseite des Verdichters aus irgendwelchen Gründen unter den erlaubten Minimalwert fallen, so wird dies durch den Steuerzylinder des Ventiles 80 registriert, indem die Feder 84 unterstützt durch die Wirkung des Saugdruckes in der Saugleitung 22 das Schliessen des Ventiles 80 einleiten wird. Hierdurch wird wiederum bewirkt, daß der Druck in der Steuerkammer 72 fällt, da bei solchen Steuerzylindern, wie bekannt ist, in dennSteuerkolben ein enger Kanal vorgesehen ist. Durch den somit in der Kammer 72 abfallenden Druck wird die Feder 74 das Schliessen des Saugventiles 50 einleiten, um so den Strom des Sauggases in den Verdichter zu drosseln bzw. zu sperren. Aufgrund dieser Drosselung oder Sperrung fällt der Druck in der Steuerkammer 82, um so dem Schließen des Ventiles 80 entgegenzuwirken. Auf diese Weise regelt sich das System selbst auf ein Gleichgewicht, bei dem das Ventil 50 gerade soviel schließt, daß der Sauggasstrom ausreichend gedrosselt wird, um die Wiederherstellung der notwendigen Druckdifferenz für die Schmierölförderung zum Verdichter zu bewirken.
  • Es soll erwähnt werden, daß beim Ingangsetzen oder Inbetriebnehmen einer Kühlanlage, die neu installiert oder für einige Tage, z.B. während eines Wochenendes, außer Betrieb gesetzt worden ist, als auch durch große Änderungen der Belastung der Anlage normalerweise eine sonst ungenügende Druckdifferenz zwischen der Druckseite und der Saugseite des Verdichters auftritt.
  • Aus Sicherheitsgründen ist das Drosselventil 50 in der Saugleitung des Verdichters angeordnet, jedoch kann es ebensogut in der Druckleitung stromabwärts vom Ölabscheider angeordnet sein; in diesem Falle würde bewirkt, daß der Austrittsdruck ansteigt anstatt daß der Saugdruck fällt, jedoch würde dennoch die für die-Förderung des Schmieröles notwendige Druckdifferenz wiederhergestellt werden.
  • Auf diese Weise kann, entsprechend der gezeigten der Anlage zugrundeliegenden allgemeinen Idee, der notwendige Ölstrom zum Verdichter durch einfache Mittel gesichert werden, nämlich mit Hilfe eines Drosselventiles in der Saugleitung und/oder Druckleitung des Verdichters und durch Steuerung und Regelung dieses Ventiles oder dieser Ventile bei Änderungen der Druckdifferenz zwischen der Druckseite und der Saugseite des Verdichters. Die Ventilsteuerung braucht nicht notwendigerweise exakt so durchgeführt zu werden, wie oben beschrieben worden ist, da das Steuersystem natürlich auf mannigfaltige Art und Weise gestaltet werden kann. Nebenbei sei bemerkt, daß die Einrichtung selbstverständlich nicht nur auf die Verwendung in Kühlsystemen beschränkt ist, da das Schmier-Steuersystem nicht abhängig ist von der Art des zu verdichtenden Gases oder der zu verdichtenden Luft.
  • Die Steuereinrichtung kann genausogut bei anderen Verdichtertypen verwendet werden.
  • Wie bekannt, bestehen einige allgemeine Probleme hinsichtlich der Einstellung der Kapazität von Schraubenverdichtern mit Rücksicht auf veränderliche Anforderungen, jedoch ist es in der Tat möglich, den fraglichen Doppelschraubenverdichter auf sehr einfache Art und Weise zu justieren, da es aufgrund der Pfeilradgetriebekonstruktion, die Axialkräfte eliminiert, gestattet bzw. zulässig ist, eine Zweipunktregelung bzw. Ein- und Aus rege lung zu verwenden. Eine vorteilhafte Justieranordnung ist in der Fig. 5 dargestellt und soll nun detaillierter beschrieben werden In der Fig. 5 ist der Verdichter mit der Bezugsziffer loo versehen und zwischen einer Saugleitung 102, die ein Filter 104 und ein Saugabsperrventil 106 aufweist, und einer Druckleitung 108 angeordnet, die ein Rückschlagventil llo und einen Ölabscheider 112 aufweist, hinter dem die Leitung 108 in eine Leitung 113 übergeht, die z.B. zum Kondensor eines Kühlsystems führt. Das Öl aus dem Ölabscheider 112 wird wieder dem Verdichter über eine Leitung 114 zugeführt, wobei es einen Ölkühler 116, ein Filter 118 und ein durch eine Magnetspule gesteuertes Absperrventil 120 passiert. An einem Punkt A der Druckleitung 108 stromaufwärts vom Absperrventil llo ist eine Nebenschlußleitung oder Umgehungsleitung 122 abgezweigt, die zu einem Punkt B der Saugleitung 102 über ein Umgehungsventil 124 führt.
  • Die Absperrventile 106, 120 und 124 sind als pneumatisch betätigte Ventile dargestellt, die jeweils durch Hilfssteuerventile 126, 128 und 130 gesteuert werden. Diese Ventile sind wiederum an eine Betriebssteuereinheit 132 angeschlossen, über die die Ventile periodisch betätigbar sind, während die kontinuierliche Rotation des Schraubenverdichters selbst aufrechterhalten wird.
  • Wenn das Verdichtersystem bei voller Kapazität arbeiten soll, werden das Saugventil 106 und das Ölventil 120 im offenen Zustand gehalten, während das Umgehungsventil 124 im geschlossenen Zustand gehalten wird, wodurch das System völliy konventionell arbeitet und das Öl aus Kühlungs-, Schmier- und Zellenabdichtungszwecken dem Verdichter wieder zugeführt wird.
  • Wenn es gewünscht ist, das System bei beispielsweise 80 % der vollen Kapazität arbeiten zu lassen, wird die Steuereinheit 132 so eingestellt, daß die genannten Ventile periodisch betätigt werden, um so die Ventile in ihren genannten Stellungen im Mittel während 80 % der Zeit zu halten und sie in ihren entsprechenden entgegengesetzten Stellungen während der verbleibenden 20 % der Zeit zu halten.
  • Wenn auf diese Weise die Ventile 106 und 120 geschlossen werden und das Umgehungsventil 124 geöffnet wird, läuft der Verdichter leer, weil die Saugleitung geschlossen ist und weil die Druckleitung 108 vor dem Rückschlagventil llo mit der Saugleitung 102 verbunden ist, wodurch das Rückschlagventil lo verhindert, daß der hohe Druck in der Druckleitung 113 Zugang zum Druckende des Verdichters findet.
  • Natürlich sollte die Häufigkeit des Wechsels zwischen Betrieb und Leerlauf so gewählt werden, daß eine brauchbare und vernünftige Kälteerzeugung durch den Verdampfer des Kühlsystems aufrechterhalten wird. Normalerweise wird die Häufigkeit jedoch primär durch die Tatsache bestimmt, daß der Schraubenverdichter für nicht zu lange Zeitintervalle leerlaufen sollte, weil aus Schmierzwecken die ö1-einspritzung in den Kompressor bei einem Kompressor des Naßlauftyps notwendig ist. Normalerweise sollten die Aus- Zeiten eines solchen Verdichters lo - 80 Sekunden nicht übersteigen, und die minimale Ein/Aus-Wechselfrequenz für eine gegebene Ges amtkapazitäts reduzierung wird somit bestimmt durch die zulässige maximale Länge der Aus-Perioden.
  • Es ist daher selbstverständlich, die Steuereinheit so einzustellen, daß sie bei Aus-Perioden konstanter Länger und bei Ein-Perioden mit einstellbarer Länge arbeitet, jedoch können selbstverständlich auch die Aus-Perioden variabel sein.
  • Die verschiedenen Ventile sollten nicht notwendigerweise von der momentan oder sofort umschaltbaren bzw. verschiebbaren Art sein. Bei gewöhnlichen Schraubenverdichtern bewirkt ein plötzlicher Wechsel zwischen Leerlauf und Betrieb bei vollem Druck daß die Rotorschrauben beträchtlichen axialen Kräften ausgesetzt werden, die beinahe den Charakter von Stoßkräften haben, so daß es vorzuziehen ist, die Ventilbewegungen graduell vorzunehmen, um die Lager zu schonen. Auf der anderen Seite können solche plötzlichen Wechsel bzw.
  • Einstellungen in einem Schraubenverdichter mit Doppelspindel gemäß der vorliegenden Erfindung zugelassen werden.
  • Es versteht sich, daß die allgemein beschriebene Kapazitätseinstellordnung ein Saugventil aufweist, dessen Ein-und Aus-Stellungen einstellbar sind, und eine Umgehungsverbindung zwischen der Druckseite und der Saugseite des Verdichters, wobei die Umgehungsverbindung ein Ventil aufweist, dessen Ein- und Aus-Stellungen einstellbar sind und mit der Druckseite an einem Punkt stromaufwärts eines Rückschlagventiles in der Druckleitung des Verdichters verbunden ist, und wobei das System so arbeitet, daß der Verdichter zwischen voller Leistung oder Kapazität und keiner Leistung oder Kapazität wechselt, d.h. zwischen Normalbetrieb und Leerlauf wechselt. Während der Leerlaufzeiten ist der Saugdruck sehr niedrig, weil das Saugventil vollständig geschlossen ist, wodurch die tatsächliche Verdichtungsarbeit lediglich geringe Leistung verlangt, und aufgrund des genannten Rückschlagventiles und der genannten Umgehungsverbindung wird das verdichtete Gas nicht gegen den vollen Druck auf der Druckseite ausgestoßen, jedoch gegen den viel geringeren Druck auf der Saugseite, wodurch auch die Ausstoßarbeit beim öffnen der entsprechenden Verdichtungszellen zur Druckseite hin eine relativ geringe Leistung verlangt. Insgesamt ist die erforderliche Leistung während der Leerlaufperioden gering, und der mittlere Leistungsverbrauch bei Normalbetrieb mit reduzierter Kapazität wird beträchtlich verringert.

Claims (5)

  1. Ansprüche
    Schraubenverdichter mit zwei parallelen ineinandergreifenden Spindeln oder Rotoren, die in einem Verdichtergehäuse als Innen- und Außenspindel angeordnet sind, gekennzeichnet durch einen Verdichter des "Naßlauftyps", der Einrichtungen (13, 15, 17) zum Zuführen von Schmieröl zu den Spindeln oder Rotoren (6, 8) aufweist, wobei die Rotoren (6, 8) vom Doppelspindeltyp sind, deren jede Spindel axial in zwei einander gegenüberliegende Abschnitte mit gegenseitig umgekehrten Richtungen der Spindelgewindesteigung geteilt ist.
  2. 2. Schraubenverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Antriebsmotor des Verdichters mit der Innenspindel bzw. mit dem Innenrotor (6) verbunden ist und die Außenspindel bzw. den Außenrotor (8) durch Rotation der Innenspindel (6) antreibt.
  3. 3. Schraubenverdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Spindellager (14) unmittelbar an den Enden der Rotoren, im Niederdruckbereich an beiden Rotorenden, angeordnet sind und durch Öl geschmiert werden, das den Lagern (14) mit Hilfe eines Druckes zugeführt wird, der vom Auslaßdruck des Verdichters abgeleitet ist.
  4. 4. Schraubenverdichter nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zum automatischen Drosseln des Einlasses und/oder des Auslasses des Verdichters vorgesehen sind, um den effektiven Förderdruck des Schmieröles zum Kompressor im wesentlichen konstant zu halten.
  5. 5. Schraubenverdichter nach Anspruch 1 mit einer Einlaß-oder Saugleitung und einer Aus daß oder Druckleitung, gekennzeichnet durch eine Kapazitätseinstellanordnung (132), die ein Saugventil (106), dessen Ein- und Aus-Stellung einstellbar ist, in der Saugleitung (102) und zwischen der Druckleitung (108) und der Saugleitung (102) eine Umgehungsverbindung (122) aufweist, wobei die Umgehungsleitung (122) ein Ventil (124) aufweist, dessen Ein- und Aus-Stellung einstellbar ist, und die mit der Druckleitung (108) an einem stromaufwärts von einem Rückschlagventil (110), das in der Druckleitung (108) angeordnet ist, gelegenen Punkt verbunden ist, und durch eine Steuereinrichtung, die das Saugventil (106) abwechselnd in die Offen- und Schließstellung und das Umgehungsventil (124) entsprechend abwechselnd in die Schließ- und Offenstellung bringt.
DE19762603103 1975-01-30 1976-01-28 Schraubenverdichter Pending DE2603103A1 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
GB404675 1975-01-30
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2938557A1 (de) * 1979-09-24 1981-04-23 Isartaler Schraubenkompressoren Gmbh, 8192 Gertsried Verdichteranlage

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DE2938557A1 (de) * 1979-09-24 1981-04-23 Isartaler Schraubenkompressoren Gmbh, 8192 Gertsried Verdichteranlage

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