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Schraubenverdichter Die Erfindung betrifft einen Schraubenverdichter
mit zwei parallelen ineinandergreifenden Spindeln oder Rotoren, die in einem Verdichtergehäuse
als Innen- und Außenspindel angeordnet sind.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Schraubenverdichter des Naßlauftyps werden hauptsächlich dort verwendet,
wo relativ hohe Verdichtungsfaktoren oder Druckunterschiede verlangt werden, z.B.
in Kühlsystemen.
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Bei diesen Verdichtern sind Vorrichtungen zum Einspritzen oder Einführen
von öl in das Kompressorgehäuse vorgesehen, wobei das Ö1 als Dichtungsmittel zwischen
den Rotoren bzw.
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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.
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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.
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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.
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der Motorleistung verbraucht, d.h. daß der Außenrotor lediglich als
ein Spindelantrieb dient, der nur etwa 15 % der Wirkung oder Leistung verbraucht.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Die Steuereinrichtung kann genausogut bei anderen Verdichtertypen
verwendet werden.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Einstellungen in einem Schraubenverdichter mit Doppelspindel gemäß
der vorliegenden Erfindung zugelassen werden.
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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.