-
Drehkolbenmaschine mit Schraubenrädern Die Erfindung betrifft Drehkolbenmaschinen,
in denen zwei oder mehrere Läufer mit schraubenförmig gestalteten Kämmen und Nuten
paarweise miteinander zusammenarbeiten und Arbeitskammern bilden, die zwischen den
Kammflarken und dem die Läufer umschließenden Gehäuse eingeschlossen sind, wobei
das Arbeitsmittel während der Um- rehurg durch im Gehäuse gebiUete Ein- und Auslaßöffnurgen
diesen Arbeitskammern zugeführt und aus ihnen abgeführt wird. Die Kämme auf zwei
zusammenarbeitenden Läufern können dasselbe Profil aufweisen, doch wird ihnen gewöhnlich
ein verschiedenes Aussehen gegeben, wobei der eine Läufer, cer sogenannte Hauptdrehkolben,
mit Kämmen von im wesentlichen konvexem Querschnitt versehen ist, die vollständig
öder zum überwiegenden Teil außerhalb des Teilkreises des Drehkolbens liegen; während
der andere Läufer, der sogenannte Nebendrehkolben; mit Kämmen versehen ist; deren
Flanken im wesentlichen einen konkaven Querschnitt haben und vollständig oder überwiegend
innerhalb des Läuferteilkreises angeordnet sind. Geeignete Läufer dieser Art sind
beispielsweise in der britischen Patentschrift 627 162 beschrieben.
-
Bei Läufern mit geraden o2er fast geraden Kämmen, d. h. mit einem
Verz:rehurgswinkel, bei dem die Gesamtverdrehung der Leitfläche auf der Läuferlänge
o bis etwa 6o° beträgt, erhält man eine Maschine, bei der die Arbeitskammern sich
zum Auslaß ohne irgendeine nach dem Füllen durch den Einlaß eintretende Volumenänderung
öffnen. Läufer dieser Art werden daher für Flüssigkeitspumpen und Gaskompressoren
nach Roots benutzt. Wenn andererseits die Läufer mit einem Verdrehungswinkel von
mehr als etwa 6o° ausgebildet werden, so kann die Maschine erfahrungsgemäß-als Pumpe
arbeiten, wenn Einlaß und Ausläß speziell für diesen Zweck berriessen sind; bisher
wurden
jedoch solche Läufer stets in Kompressions- und Expansionsmaschinen
für zusammendrückbare Arbeitsmittel benutzt, die je nach der Führung des Prozesses
eine innere Kompression bzw. Expansion bewirken, d. h. eine Volumenänderung in den
Arbeitskammern, während die Verbindung sowohl zum Einlaß als auch zum Auslaß unterbrochen
ist. Als Beispiel für eine solche Maschine sei die schwedische Patentschrift 87
61o genannt.
-
Der Verdrehungswinkel allein ist jedoch kein Kriterium für eine ausreichende
Volumenänderung in den Arbeitskammern, sondern es spielt außerdem die Kammzahl eine
gewisse Rolle. Der Drehkolben muß wenigstens mit drei Kämmen versehen sein, wenn
eine merkliche innere Volumenänderung erreicht werden soll, bevor der Auslaß zur
Erzielung einer passenden Auslaßfläche geöffnet wird. Vom praktischen Gesichtspunkt
aus zeigte sich, daß die Kammkombinationen (3 -I-3), (4 '4) und (4 -;-6) für Maschinen
mitgeringem, mittlerem und hohem Druckverhältnis am günstigsten sind, wobei die
erste Zahl zwischen den Klammern die Kammzahl des Hauptkolbens und die zweite Zahl
die Kammzahl des Nebendrehkolbens bedeutet. Gleichzeitig wurde der Verdrehungswinkel
innerhalb der Grenzen von 15o bis 2i3° gewählt, wobei der untere Wert gewöhnlich
für Maschinen mit kleinem Druckverhältnis und der Gewindekombination (3 -E-3) und
der höhere Wert für Maschinen mit höherem Druckverhältnis und der Gewindekombination
(4 +6) benutzt wird. Wenn die Läufer mit wenigen Kämmen versehen werden, kann die
Tiefe der Nuten groß gemacht werden, und der größte Teil des Läufervolumens kann
als Arbeitsvolumen benutzt werden. Um aus Festigkeitsgründen eine genügend große
Auslaßöffnung bei höherem Druckverhältnis zu erhalten, wurden sowohl die Kammzahl
als auch der Verdrehungswinkel vergrößert. Bei steigendem Druckverhältnis erfordert
die innere Volumenänderung einen immer größeren Teil des Verdrehungswinkels, wodurch
die Auslaßöffnung entsprechend kleiner wird. Andererseits hat man bei früheren Ausführungen
den Verdrehungswinkel nicht über die oben in Verbindung mit der Kammahl angegebenen
Werte erhöhen wollen, weil hierbei der Kompressionshub beginnen würde, bevor die
Füllung völlig beendet wäre. Außerdem nehmen die Leckverluste mit der Erhöhung des
Verdrehungswinkels zu.
-
In Anbetracht der Länge des Leckraumes zwischen den Läufern und dem
Gehäuse und zwischen den Läufern selbst wurde bei diesen Maschinen dem Drehkolben
eine Länge L gegeben, die im Verhältnis zum Durchmesser D des Drehkolbens einen
solchen Wert angenommen hat, daß im allgemeinen das Verhältnis LID auf etwa
1,5 und mehr gestiegen ist, bei welchen Abmessungen der Leckraum zwischen den verschiedenen
Nuten und Arbeitskammern bei gegebener Maschinenkapazität ein Minimum wird.
-
Versuche mit Läufern gemäß der amerikanischen Patentschrift 2 457
314 zeigten, daß überraschenderweise bereits verhältnismäßig-kleine Abrundungen
der Kanten an den Stirnflächen der Läuferkammern eine solche Leistungsverbesserung
der Maschine ergeben, daß der Wirkungsgrad um etwa 2 °/a steigt. Aus diesem Grund
wurde bei den derErfindung zugrunde liegenden. Versuchen danach gestrebt, die Arbeitsweise
des Kompressors unter Berücksichtigung der dynamischen Verluste statt unter Berücksichtigung
der geringsten inneren Leckverluste zu ändern, wobei die bisher üblichen Werte der
Läuferabmessungen und des Verdrehungswinkels grundsätzlich verlassen wurden.
-
Hauptaufgabe der Erfindung ist daher eine verbesserte Art dieser Kompressions-
und Expansionsmaschinen, bei denen insbesondere die dynamischen Verluste an den
Ein- und Auslaßöffnungen herabgesetzt sind. Dementsprechend ist die erfindungsgemäße
Maschine dadurch gekennzeichnet, daß vorzugsweise bei drei bis fünf Kämmen des Drehkolbens
der Kammwinkel, d. h. der spitze Winkel zwischen der Läuferlängsachse und der Steigungsrichtung
cles Kammscheitels 5o° übersteigt, während der Verdrehungswinkel, d. h. die gesamte
Verdrehung der Kammfläche auf der Läuferlänge kleiner ist als etwa 325°. Gleichzeitig
soll der Drehkolben vorzugsweise so bemessen sein, daß das Verhältnis zwischen seiner
Länge L und dem Durchmesser D zwischen den Werten o,5 und i,i liegt
und daß der Verdrehungswinkel vorzugsweise größer ist als 2oo°.
-
Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist eine Verbesserung der Stirnflächen
der Läuferkämme und der Kanten, die die Ein- und Auslaßöffnungen im eigentlichen
Gehäuse begrenzen, um auf diese Weise die an diesen Stellen auftretenden dynamischen
Verluste weiter herabzusetzen. Ferner betrifft die Erfindung die praktische Anwendung
dieser Maschinenart auf Aggregate, die aus mehreren Drehkolbenmaschinen zusammengesetzt
sind.
-
Grundsätzliche Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der folgenden
Beschreibung erläutert und in den Zeichnungen dargestellt, ohne daß die Erfindung
auf diese Ausführungsbeispiele beschränkt sein soll.
-
Fig. i ist eine teilweise geschnittene Draufsicht auf eine erfindungsgemäße
Drehkolbenmaschine; Fig.2 ist eine Endansicht der Maschine gemäß Fig. i von der
Einlaßseite her; Fig. 3 zeigt einen mir axialen Einlaß eines Kompressors mit großem
Verdrehungswinkel im Vergleich mit dem Einlaß früherer Konstruktionen mit kleinem
Verdrehungswinkel; Fig. 4 zeigt einen kombiniert axial-radialen Auslaß eines Kompressors
mit großem Verdrehungswinkel im Vergleich zu früheren Konstruktionen mit kleinem
Verdrehungswinkel; Fig. 5 zeigt den axialen Einlaß eines Kompressors mit abgerundeten
Kanten im Gehäuse und auch an den Kammflächen; Fig. 6 zeigt im Schnitt auf der Linie
VI-VI der Fig.5 die Kämme eines erfindungsgemäßen Nebendrehkolbens ; Fig. 7 zeigt
im Schnitt auf Linie VII-VII der Fig.5 die Kämme eines erfindungsgemäßen Hauptdrehkolbens;
Fig. 8 zeigt einen Schnitt auf der Linie VIII-VIII der Fig.5 durch die Abrundungen
am Einlaß und Auslaß des Gehäuses; Fig. g zeigt den radialen Teil des Auslasses
eines erfindungsgemäßen Kompressors;
Fig. io zeigt einen Schnitt
auf der Linie X-X der Fig. g; Fig. ii zeigt den Auslaß eines Kompressors mit Kammflächen
in Evolventenform; Fig. 12 zeigt einen Schnitt auf der Linie XII-XII der Fig. 1
i ; Fig. 13 zeigt eine Anwendung der Erfindung auf ein Aggregat mit Kompression
in zwei Stufen und Zwischenkühlung; Fig. 14 zeigt eine andere Ausführungsform der
Vorrichtung gemäß Fig. 13 ohne Zwischenkühler; Fig.15 zeigt ein erfindungsgemäßes
Gasarbeitsaggregat.
-
Die Fig. i und 2 zeigen eine erfindungsgemäße Drehkolbenmaschine.
Sie kann je nach Rotationsrichtung entweder als Kompressor oder als :Motor benutzt
werden, aber es wird angenommen, daß die im folgenden beschriebene Maschine als
Kompressor arbeitet.
-
Das Kompressorgehäuse io ist mit zwei sich überschneidenden Läuferbohrungen
12 und 14. versehen, in denen der Hauptdrehkolben 16 bzw. der Nebendrehkolben 18
drehbar angeordnet sind, wobei ersterer in Lagern 2o und 22 und letzterer in Lagern
24 und 26 in den Stirnwänden 28 und 30 gelagert sind. Bei 32 und 34 bzw:
bei 36 und 38 sind Wellendichtungen vorgesehen, um die Leckverluste nach außen zwischen
den Wellenzapfen der Läufer und den Stirnwänden herabzusetzen. .
-
Jeder Läufer ist mit Synchronisierungsrädern 40 bzw. 42 versehen,
um die Läufer während des Umlaufs in ihren relativen Stellungen zu halten und dadurch
einen gewissen Spielraum zwischen den zusammenarbeitenden Läuferflächen zu sichern.
Die Läufer drehen sich auch vollständig frei im Gehäuse, wobei sie jedoch zur Herabsetzung
der Undichtigkeitsverluste ein verhältnismäßig kleines Spiel haben.
-
Außerdem ist das Gehäuse mit einem Einlaß 44 und einem Auslaß 46 versehen.
-
Bei dem _dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Läufer von der
Art, wie sie in der deutschen Patentschrift 856 035 beschrieben sind. Der
äußere Teil des Profils des Hauptdrehkolbens nach diesem Patent, der von im wesentlichen
bogenförriiiger Gestalt ist, liegt bei vollem Eingriff innerhalb des Nebendrehkolbenteilkreises,
während der übrige Teil dieses Profils durch Punkte auf dem Nebendrehkolben erzeugt
wird, die durch den Schnitt zwischen dem Teilkreis des Nebendrehkolbens und seiner
Kammkanten gebildet werden.
-
Die Nuten des Nebendrehkolbens haben eine dem Leitflächenscheitel
des Hauptdrehkolbens entsprechende Form, d. h. mit im wesentlichen bogenförmigem
Querschnitt, so daß bei vollständigem Eingriff zwischen einem Kammscheitel auf dem
Hauptdrehkolben und einer Nut auf dem Nebendrehkolben diese Nut praktisch vollständig
durch den eingreifenden Kammscheitel ausgefüllt wird.
-
Eine charakteristische Eigenschaft dieser. Läufer ist, daß am Einlaß
und Auslaß des Kompressors keine abgeschlossenen schädlichen Räume entstehen, wie
dies bei den anderen bekannten Läuferkonstruktionen der Fall ist. Gleichzeitig wird
eine kürzere Dichtungskantenlänge und eine geringere Leckfläche zwischen den durch
die Läuferkämme gebildeten Arbeitskammern erhalten, und die inneren Leckverluste
sind daher kleiner als bei früheren Ausführungen.
-
Bei Verwendung kreisförmiger Läuferprofile in einer erfindungsgemäßen
:Maschine werden folgende Vorteile erhalten: Die Leckfläche ist kleiner, es gibt
keine abgeschlossenen Räume, und die dynamischen Verluste sind gering. Naturgemäß
ist die Erfindung nicht auf diese Kombination beschränkt, wenn sie auch besonders
günstig ist. Die Erfindung kann mit Vorteil auch bei Maschinen mit anderen Profilen
angewandt werden, z. B. mit vollständigen oder teilweisen Evolventenprofilen, um
eine Erhöhung des Wirkungsgrades bei Herabsetzung der dynamischen Verluste zu ermöglichen.
-
Dadurch, daß gemäß der Erfindung die Abmessungen der Kompressorläufer
in Richtung auf ein kleineres Verhältnis LID für eine gegebene Kapazität und einem
gegebenen Verdrehungswinkel der Maschine geändert werden, wird ein größerer Kammwinkel
erhalten (vgl. Fig. i). Dieser Kammwinkel kann und sollte durch Vergrößerung des
Verdrehungswinkels bis nahe an 36o° erhöht werden. Bereits die Verringerung des
Verhältnisses LID gibt dem Kompressor eine vergrößerte Einlaßfläche im Verhältnis
zum Volumen der angesaugten Luft. Aus diesem Grunde kann der Einlaß 44 in den meisten
Fällen ausschließlich axial angebracht werden, ohne daß die Ansauggeschwindigkeit
ungünstig hoch wird und unerwünscht große Einströmungsverluste verursacht. Da die
Füllung einer Kammnut, in ausschließlich axialer Richtung erfolgt, wird das Arbeitsmittel
vom axialen Einlaß aus seine natürliche Bewegungsrichtung während der ganzen Füllungsperiode
fortsetzen, und nur während der Einströmung wird es durch die Stirnflächen der Läuferleitflächen
gestört, wenn diese die Einlaßöffnung überstreichen.
-
Fig. 3 zeigt den Einfluß des Verdrehungswinkels auf die Größe des
axialen Einlasses bei einem Kompressor mit gegebenen Läuferabmessungen. Bei einer
erfindungsgemäßen Ausführung mit einem Verdrehungswinkel von 3oo° endet das Ansaugen
erst an den Kanten 48 und 5o, während bei älteren Ausführungen mit einem Verdrehungswinkel
von 2oo° die Füllung der Arbeitskammern bereits bei der. gestrichelten Linien 49
und 52 endet. Während des folgenden Kompressionsweges wird die eingeschlossene Luftmasse
am Umfang axial zum Auslaß 46 hin verschoben, der ebenfalls infolge des vergrößerten
Kammwinkels der Läufer bei dem erfindungsgemäßen kleinen Verhältnis LID mit einer
größeren Öffnungsfläche aber insbesondere mit einer größeren Öffnungskantenlänge
im Verhältnis zur Menge des Arbeitsmittels hergestellt werden kann. Bei Vergrößerung
des Verdrehungswinkels wird es also möglich, die Einlaß- und Auslaßöffnungen noch
mehr zu vergrößern. Hierdurch wird die Umfangsverschiebung der Gasmasse auf ihrem
Wege vom Einlaß zum Auslaß verringert, Was besonders denjenigen Gasmengenanteil
betrifft, der zuletzt in die Arbeitskammer eingesogen wird; dieser Teil fließt fast
ausschließlich axial durch den Kompressor, ohne durch die Stirnwand 3o des Auslasses
gehindert zu werden, wie dies bei dem zuerst angesaugten Teil der Fall ist, der
nach dem Aufprall bei der Umdrehung des Läufers in Richtung
auf
den Auslaß 46 bewegt wird. Die rein axiale Gasgeschwindigkeit wird jedoch außerdem
durch den vergrößerten axialen Querschnitt herabgesetzt, wenn die Läufer mit einem
kleinen Verhältnis LID ausgebildet werden; daher werden die dynamischen Verluste,
die auftreten, wenn die axiale Bewegung der Gasteilchen gebremst und in eine Umfangsbewegung
umgewandelt wird, gleichzeitig herabgesetzt.
-
Die Ausströmverluste am Kompressorauslaß hängen zum großen Teil vom
Rückstau ab, der bei dem Punkt höchster Wirksamkeit innerhalb des engen Raumes zwischen
den Kämmen und dem Umfang der Austrittsöffnung während des ersten Öffnungsaugenblicks
auftritt, während der Druck in den Rotornuten noch niedriger ist als der Gegendruck
am Auslaß. Der teilweise Unterdruck steigt jedoch im Gewinde schnell über den Atmosphärendruck,
da die Volumenänderung der Arbeitskammern oder der Gasmasse schneller erfolgt als
die Vergrößerung der freien Fläche des Auslasses. Ein solcher Auslaßprozeß vergrößert
die erforderliche Kompressionsarbeit über den theoretischen Wert und damit die erforderliche
Kraft. Wenn der Kompressor erfindungsgemäß mit einem kleinen Verhältnis LID und
einem großen Verdrehungswinkel gebaut ist, so wird die erforderliche Leistung herabgesetzt,
da die Volumenverkleinerung der eingeschlossenen Gasmasse langsamer stattfindet,
während die Länge der Auslaßöffnungskante und damit die Öffnungsfläche im Verhältnis
zu der durch den Kompressor gehenden Gasmenge vergrößert wird.
-
Fig. 4 zeigt den Einfluß des Verdrehungswinkels auf einen Kompressor
mit einem kombinierten axial-radialen Auslaß 54 bei gegebenen Läuferabmessungen.
Aus Gründen der Übersichtlichkeit wurde der radiale Teil in dieselbe Ebene wie der
axiale Auslaßteil umgeklappt.
-
Bei einem Verdrehungswinkel von 3oo° beginnt der Auspuff entlang der
voll ausgezogenen Auslaßkante 56, während bei einem Verdrehungswinkel von 2oo° der
Austritt erst hinter der gestrichelten Linie 58 erfolgt. Die längere Austrittskante,
die bei größerem Verdrehungswinkel erhalten wird, gibt während der Öffnungsperiode
eine größere Öffnungsfläche und eine größere Gesamtaustrittsfläche, wodurch die
Arbeitskammern während eines größeren Teiles des Umlaufs gegenüber dem Auslaß offen
gehalten werden. Dies alles trägt zur Verringerung der Auslaßverluste bei.
-
Die oben beschriebenen Strömungsbedingungen und ihr Einfluß auf den
Kompressorwirkungsgrad ergeben sich am besten aus einem Vergleich zwischen zwei
Kompressoren mit demselben Hubvolumen, von denen der eine nach der bisherigen Bauart
und der andere gemäß der Erfindung ausgeführt ist. Die alte Ausführung hatte ein
Verhältnis LID = 1,5 bei einer Läuferlä^ge von 300 mm und einem Drehkolbendurchmesser
von Zoo mm mit einem Verdrehungswinkel des Schraubenflächenscheitels von 2oo°. Der
andere erfindungsgemäße Kompressor hatte ein Verhältnis LID = o,75, eine
Läuferlänge von 189 mm und einen Drehkolbendurchmesser von 252 mm mit einem entsprechenden
Verdrehungswinkel von 25o°.
-
Beide Kompressoren arbeiteten unter denselben Druckbedingungen und
mit derselben Umdrehungszahl je Minute, wobei die gewählten Werte so ausgewählt
waren, daß sie für den Kompressor alter Bauart den günstigsten Wirkungsgrad ergaben.
Die Kapazität beider Maschinen war demgemäß dieselbe, und es wurde Wert darauf gelegt,
der älteren Konstruktion möglichst günstige Arbeitsbedingungen zu geben. Die durchgeführten
Versuche haben gezeigt, daß der Kompressor mit kleinem Verhältnis LID und großem
Steigungswinkel selbst bei den so ausgewählten Arbeitsbedingungen einen beträchtlich
höheren Wirkungsgrad ergibt, was auf die verringerten dynamischen Verluste, insbesondere
während der Füll- und Auslaßperioden, zurückzuführen sein dürfte.
-
Eine Vergrößerung des Verdrehungswinkels von Zoo auf 25o° bewirkt
keine Verringerung des volumetrischen Wirkungsgrades, da der Kompressionshub vor
der vollständigen Beendigung der Füllung der Schraubennuten beginnt, denn die Arbeitskammern
oder Läufernuten werden infolge der Verbesserung der Einlaßbedingungen mit Luft
eines höheren statischen Druckes gefüllt und daher einer größeren zu verarbeitenden
Menge je Volumeneinheit als bei einem Kompressor alter Bauart. Außerdem ist der
Kompressor infolge dieser besseren Füllung für einen höheren statischen Druck geeignet,
da für ein gewünschtes Druckverhältnis eine geringere Kompressionsarbeit erforderlich
ist. So trägt die verbesserte Füllung zu einem höheren Gesamtwirkungsgrad bei.
-
Das Verhältnis zwischen der ELnlaßöffnungsfläche, der Öffnungskantenlänge
des Auslasses und der Auslaßöffnungsfläche und den betreffenden Gasgeschwindigkeiten
in den beiden Kompressoren ergibt sich aus den Verhältniszahlen in der folgenden
Tabelle:
| LID = |
| 1,5 0.75 |
| Kompressor/Gesamtfläche des Einlasses ... = 2 |
| - /Geschwindigkeit des Arbeits- |
| mediums .................. i o,5 |
| - /Geschwindigkeitshöhe......... i o,25 |
| - /Üffnungskantenlänge.......... 1 1,6 |
| - /Auslaßgeschwindigkeit während |
| der ersten Augenblicke der Öff- |
| nungsperiode . . . . . . . . . . . . . . . 1 0,4 |
| - /Geschwindigkeitshöhe......... 1 o,16 |
| - /Gesamtauslaßfläche........... i 2,2 |
| - /Auslaßgeschwindigkeit . . . . . . . . 1 o,45 |
| - /Geschwindigkeitshöhe......... i o,20 |
Daß die Auslaßgeschwindigkeit während der ersten Augenblicke für den Kompressor
mit dem kleinen Verhältnis LID und dem großen Verdrehungswinkel so klein wird, beruht
nicht nur auf der längeren öffnungskante, sondern auch auf der Tatsache, daß die
Volumenreduktion der Arbeitskammern langsamer erfolgt, so daß je Zeiteinheit eine
kleinere Menge in den Auslaß ausgestoßen wird, während gleichzeitig die Öffnung
in der Maschine mit kleinerem Verhältnis LID infolge des größeren Läuferdurchmessers
und der größeren Umfangsgeschwindigkeit der Kammspitze der Kammscheitel schneller
erfolgt.
-
Die Versuchsergebnisse zeigen, daß es durch die erfindungsgemäßen
konstruktiven Verbesserungen möglich wurde, den Kompressorwirkungsgrad um
5
bis 8 °/o im Vergleich zu früheren Konstruktionen zu verbessern.
-
Neben den bei kleinem Verhältnis LID und großem Verdrehungswinkel
auftretenden Vorteilen sei erwähnt, daß der Dichtungsabstand zwischen den Läuferleitflächen
kleiner gehalten werden kann. Eine Abnutzung des Synchronisierungsgetriebes oder
ein Verwerfen der Läufer hat in Prozenten ausgedrückt einen geringeren Einfluß auf
den Spielraum und damit auf die Betriebssicherheit der Maschine.
-
Es wurde bereits erwähnt, daß der Drehkolbenkompressor durch Abrunden
der Stirnkanten der Leitflächen an den Einlässen und Auslässen noch weiter verbesserte
Eigenschaften erhält, welche geringere Verluste beim Einströmen in die, Gewindenuten
zur Folge haben. Eine weitere Verbesserung wird jedoch dadurch erhalten, daß diese
abgerundeten Teile so ausgeführt werden, daß die Stirnflächen der Drehkolben in
Strömungsrichtung ein zweckmäßigeres Profil erhalten, als es in der bereits erwähnten
amerikanischen Patentschrift 2 457 314 angegeben ist, und daß gleichzeitig diejenigen
Kanten des Einlasses bzw. des Auslasses abgerundet werden, zwischen denen und den
abgerundeten Läuferkanten die Luft eingesaugt bzw. ausgestoßen wird.
-
Fig. 5 zeigt den Einlaß eines Kompressors mit ausschließlich axialer
Einströmung, dessen Läufer und Einlaßöffnung gemäß den Grundsätzen der Erfindung
abgerundet sind. So wurden die Stirnflächen der Nebendrehkolbenkämme 6o so abgerundet,
daß im Querschnitt gemäß Fig.6 ein stromlinienförmiges Profil erhalten wurde, welches
von der Wurzel der Kämme bis zu ihrem Scheitel reicht, aber den äußersten Teil freiläßt,
so daß die Dichtung umgeändert bleibt.
-
Die Kämme 62 des Hauptdrehkolbens sind in gleicher Weise profiliert,
um der einströmenden Luft den geringsten Widerstand zu bieten.
-
Um die Dichtung zwischen Läufer und Gehäuse urgeändert zu halten,
ist es unbedingt notwendig, daß der äußerste Kammscheitel an der Läuferbohrung beibehalten
wird und daß an der Kammstirn wenigstens eine Dichtungsfläche verbleibt, die so
dünn ist wie eine von der Kammwurzel zum Kammscheitel reichende Linie.
-
Wenn die Dichtung zwischen den Läufern umgeändert bleiben soll, dann
müssen diejenigen Kammflankenteile, die sich auf dem Wurzelteil der Kämme abwälzen,
umgeändert gelassen werden, während die Abrundung der Stirnseiten der Kämme nur
vom Kammscheitel zum Wurzelteil hin durchgeführt wird, auf dem sich die Kämme des
Nebendrehkolbens abwälzen. Mit anderen Worten, es sollen nur die im wesentlichen
bogenförmigen Flankenteile der Drehkolbenkämme an den Stirnflächen abgerundet werden.
-
Die wesentliche Eigenschaft der Kammprofilform der Läufer gemäß Fig.
6 und 7 ist darin zu sehen, daß der vorspringende Teil 64 bzw. 66 in Richtung der
Kammdrehung liegt. Dies wird dadurch erreicht, daß die Kante 68 bzw. 7o, die in
der Drehrichtung voreilt, mit einem kleineren Krümmungsradius abgerundet wird als
die nacheilende Kante 72 bzw. 74; und dadurch, daß die verbleibenden Dichtungsflächen
76 bzw.78 gegen die Stirnwände in Richtung auf die in Bewegungsrichtung vorn liegende
Flanke verschoben werden.
-
Die Einlaßöffnung im Gehäuse sollte gleichzeitig entlang denjenigen
Kanten abgerundet werden, an denen das Ein- und Ausströmen für die Arbeitskammern
beginnt bzw. endigt.
-
In Fig. 5 sind die Kanten 8o, 82 und 84 gemäß Fig. 8 abgerundet, um
ein allmähliches Öffnen und Schließen der Arbeitskammern zu erhalten, wodurch die
Strömung während der Füllungsperiode günstig beeinflußt wird.
-
Die Ausströmungsverluste werden bei einem kombiniert axial-radialen
Auslaß gemäß Fig. 4, g und io in ähnlicher Weise durch Abrunden der Öffnungskanten
verringert. Der axiale Teil des Auslasses ist entsprechend bei 86, 88 und go abgerundet,
während die radialen Öffnungen gemäß Fig. g in gleicher Weise an der ganzen dreieckförmigen
Begrenzung g2-94-96 abgerundet sind, wie dies in Fig. io dargestellt ist.
-
Der vorstehend beschriebene axial-radiale Auslaß gehört zu einem Kompressor
mit kreisförmigem Profil, doch ist der Vollständigkeit halber in Fig. ii und 12
die Form eines gemäß der Erfindung verbesserten Auslasses für eine Maschine älterer
Konstruktion dargestellt, bei der eine Flanke der Profilform im wesentlichen bogenförmig
ausgebildet ist, während die andere Evolventenform hat. Wenigstens die Kanten der
radialen Öffnungen entlang - g8-ioo und 102-1o4 sollten ebenso abgerundet sein wie
der Teil z06 der Stirnwand 30, die in den Auslaß hineinragt, um während des Füllens
und Auslassens zwischen den Arbeitskammern zu dichten. Was den axialen Teil des
Auslasses anbetrifft, sollten diese Kanten außerdem abgerundet sein, was den bei
86, 88 und go in Fig. 4 angedeuteten Kanten entspricht.
-
Um die dynamischen Verluste noch weiter herabzusetzen, sollten die
Kanten der Läuferkämme am Auslaß auch etwas abgerundet werden, wenn auch nicht so
stark wie in Fig. 6 und 7, da es sich hier nur darum handelt, ein allmähliches Öffnen
zwischen der Arbeitskammer und dem Auslaß zu erreichen.
-
In den Fig. i bis 12 wurden die Einlaß- und Auslaßöffnungen unter
Berücksichtigung der Tatsache ausgebildet, daß die Maschine als Kompressor arbeiten
soll. Wenn aber die Maschine als Arbeitsmotor wirken und ein vorkomprimiertes, möglicherweise
erhitztes Medium expandieren soll, so erhalten die Abmessungen des Ein- und Auslasses
der ;Maschine und die Form der abgerundeten Teile gemäß Fig. 4 bis 12 eine ähnliche
Gestalt, da auch in diesem Fall der Einlaß ausschließlich axial ausgebildet werden
kann, während der Auslaß wegen des zu großen zu verarbeitenden Gasvolumens kombiniert
axial-radial sein sollte. Auch werden hier die Endprofile der Läuferkämme gemäß
Fig. 6 und 7 am Einlaß angeordnet, d. h. in diesem Fall auf der Hochdruckseite der
Maschine.
-
Da es sich als vorteilhaft erwiesen hat, die Kompressorläufer mit
einem kleinen Verhältnis LID oder unter allen Umständen mit großem Verdrehungswinkel
auszubilden, ist es möglich geworden, Aggregate und Tandemmaschinen gemäß den Fig.
13 und 15 zu bauen.
Fig. 13 zeigt ein Aggregat zur Kompression in
zwei Stufen mit Kühlung zwischen den Stufen. Die Luft wird in den Niederdruckkompressor
15o durch den Einlaß 152 eingesaugt und vom Auslaß 154 dem Zwischenkühler 156 zugeleitet.
Von diesem Kühler -wird die Luft durch den Einlaß 158 dem Hochdruckkompressor 16o
zugeführt und verläßt das Aggregat durch die Auslaßöffnung 162 und die Leitung 16q..
Es ist eine wesentliche Eigenschaft des Aggregates, daß die Hauptdrehkolben 166
und 168 ebenso wie die beiden Nebendrehkolben einen einzigen Läufer bilden, der
nur an zwei Punkten, und zwar bei 170 und 172,
ohne jedes Zwischenlager gelagert
ist. Dichtungen 174 sind zur Herabsetzung der Leckverluste zwischen den beiden Kompressionsstufen
eingefügt. Um eine solche Konstruktion möglich zu machen, müssen die beiden Drehkolben
dieselbe Querschnittsform und denselben Teilkreis haben, und die Achsabstände zwischen
Haupt- und Nebendrehkolben müssen gleich sein. Wie man sieht, ist das Synchronisierungsgetriebe
176 ebenfalls gemeinsam. Die praktische Lösung liegt darin, daß der Hochdruckkompressor
mit kurzen Läufern, LID --- 0,5 bis 0,7, und einem mäßigen Verdrehungswinkel
ausgeführt wird, während die Rotoren des Niederdruckkompressors verhältnismäßig
lang mit LID = 1,5 bis a und mit großem Verdrehungswinkel, vorzugsweise größer
als 25o° ausgebildet werden. Bei dieser Anordnung werden der Lagerabstand im Verhältnis
zum Kerndurchmesser der Läufer und die dynamischen Verluste für beide Kompressorstufen
klein, da in beiden Fällen entsprechend den oben angegebenen Grundsätzen der Erfindung
ein großer Kammwinkel benutzt wird.
-
Als weiterer Vorteil soll hervorgehoben werden, daß (las Aggregat
gemäß der Fig.13 in größerem Maß achsschubentlastet ist. Außerdem werden die Leckverluste
an der Welle klein im Verhältnis zu einer Anordnung, bei der die Stufen vollständig
getrennt sind.
-
Fig. 14 zeigt eine Abänderung des vorstehend beschriebenen Zweistufenaggregates,
bei dem die beiden Kompressorstufen unmittelbar und ohne Zwischenkühler miteinander
verbunden sind.
-
Fig. 15 zeigt ein Gasarbeitsaggregat mit einem Drehkolbenkompressor
Zoo und einem Drehkolbenmotor 2o2, das nach denselben Grundsätzen wie bei den Ausführungsbeispielen
gemäß Fig. 13 und 14 zusammengebaut ist. Seine Läufer liegen in bezug auf die Auswahl
des Längen-Durchmesser-Verhältnisses LID und/oder des Verdrehungswinkels innerhalb
der Grenzen der Erfindung.
-
So sind die Drehkolben 204 bzw. 2o6 miteinander zu einem gemeinsamen
Läufer verbunden, der nur mit den äußeren Wellenzapfen bei 2o8 und 210 gelagert
ist. Der Mittelteil oder die gemeinsame Stirnwand 212 dient nur als Luftverteilungskammer
und weist keinerlei Lagerungen für die Läufer auf. Die eingefügten Dichtungen 214
und 216 haben in erster Linie die Aufgabe, die Luftleckverluste vom Kompressor zu
den Motorarbeitskammern herabzusetzen. Das gemeinsame Synchronisierungsgetriebe
217 ist auf der Kompressorseite angeordnet.
-
Die Drehkolben haben genau dieselbe Querschnittsform, während Länge
und Verdrehungswinkel verschieden sind. Die Läufer des Kompressors sind mit kleinem
LID und relativ mäßigem Verdrehungswinkel ausgeführt, während die Läufer
des Motors ein verhältnismäßig großes LID, aber einen großen Verdrehungswinkel
haben, d.h. daß in beiden Fällen zwecksErzielung günstiger Ein- und Auslaßbedingungen
und damit niedriger dynamischer Verluste ein großer Leitflächenwinkel benutzt wird.
-
Bei dem dargestellten Aggregat wird die Luft durch den Einlaß 218
angesaugt, nach der Kompression in der Verteilerkammer 21g gesammelt und von dort
durch die Öffnungen 22o in der Zwischenwelle 222 und Löcher 22q im Motorgehäuse
in das 'Motorkühlsystem 226 und 228 geführt, welches sich sowohl in den Läufern
als auch im Gehäuse befindet. Nach dem Durchgang durch das Kühlsystem wird die Luft
durch die Leitung 23o der Verbrennungskammer 232 zugeleitet, wo sie auf die gewünschte
Arbeitsmitteltemperatur erhitzt und dann dem Motor 2o2 durch die Leitung 234 und
den Einlaß 236 zugeführt wird. Nach der Expansion strömen die Gase durch den Auslaß
238 ab.
-
Die Hochdruckenden beider Maschinen stehen einander gegenübel, und
die Auslässe befinden sich an derselben Seite der Läufer, wodurch die wirkenden
Kräfte von Luft und Gas fast völlig ausbalanciert werden, was zum Abgleich der die
Läufer beeinflussenden axialen und radialen Kräfte beiträgt.