Die vorliegende Erfindung betrifft einen ein- oder mehrstufigen Rotationskompressor mit pumpenloser Einspritzung von Kühlmittel in den Kompressionsraum durch im Gehäuse angeordnete Einspritzdüsen.
Es sind Rotationskompressoren in Form von Drehschieberund Schraubenkompressoren bekannt, bei welchen, zwecks Kühlung des Kompressionsmediums, Öl oder eine andere Flüssigkeit in den Kompressionsraum mittels einer Pumpe oder durch Ausnützung des Druckunterschiedes des Kompres .sionsmediums eingespritzt wird. Bei Schraubenverdichtern mit Einspritzung mittels Pumpe existieren zwar Ausführungen, bei denen in den ganzen Kompressionsraum eingespritzt wird (vgl.
dazu z.B. das englische Patent 947 382). Es handelt sich jedoch um eine Einspritzung mittels einer Pumpe, bei der die Optimierung der Lage und der Menge der Öleinspritzung ganz andere, für solche Pumpeneinspritzungen optimale, Werte ergibt. Im vorgenannten Patent, wie in mehreren anderen ähnlichen Patenten für Schraubenverdichter, wird übrigens die Möglichkeit, den Kompressionsverlauf durch die Öleinspritzung zu beeinflussen, nicht erwähnt und der Schwerpunkt auf die Leckagereduzierung gesetzt. Die Frage, wie sich das Ö1 mit der Luft vermischt, ob es zu einem eigentlichen Ölnebel kommen kann oder nicht, wurde nirgends gestellt und auch nicht beantwortet.
Diese Frage wird aber sehr wichtig, wenn man ohne Pumpe arbeitet, man also durch den begrenzten Einspritzdruck eine maximale Wirkung erreichen will. Erst die wissenschaftliche
Abklärung der Grösse, der Flugbahn und des Wärmeübergan ges der Öltropfen einerseits und des Luftzustandes in Funk tion des Ortes im Kompressionsraum anderseits konnte hier zu der dieser Erfindung zugrundeliegenden Erkenntnis führen.
Eingehende Versuche haben nun gezeigt, dass sich der Wirkungsgrad von pumpenlosen Kompressoren ohne wesentlichen konstruktiven Mehraufwand verbessern lässt. In diesem Sinne zeichnet sich die vorliegende Erfindung dadurch aus, dass, vorzugsweise über den ganzen Betriebsbereich und für jede Kompressionsstufe, für w, die Differenz aus dem kleinsten Zellenvolumen, in welches noch Kühlmittel einge spritzt wird, und dem kleinsten geschlossenen Zellenvolumen des Kompressors, bezogen auf das kleinste geschlossene Zellenvolumen, die Beziehung gilt - 0,404 v 6 + 0,60.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes werden anschliessend anhand von Figuren erläutert. Dabei wird Luft als Kompressionsmedium und Öl als eingespritzte Flüssigkeit angenommen, wobei alle Betrachtungen auch auf andere
Kompressionsmedien und Kühlflüssigkeiten ausgedehnt werden können.
Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung des Aufbaus eines
Drehschieberkompressors mit Ölabscheidungssystem, im
Schnitt nach Linie I-I der Fig. 3,
Fig. 2, 2a, 2b, 2c, 2d einen Ausschnitt aus dem Drehschie berkompressor gemäss Fig. 1, mit Zylinder, Läufer, Ölein spritzsystem und kombiniertem Regelventil nach Schnittlinie
II-II der Fig. 3, bzw. in perspektivischer Darstellung, mit zwei unterschiedlichen Lagen des Läufers (2 und 2a), in den Aus führungen mit Einspritzdüsen (2, 2a, 2b) und Einspritz schlitzen (2c, 2d), -s
Fig. 3 einen Längsschnitt durchsden Ausschnitt des Dreh schieberkompressors, gemäss Schnittlinie III-III der Fig. 2,
Fig. 4 eine schematische Darstellung des Aufbaus eines
Schraubenkompressors mit Ölabscheidungssystem im Schnitt nach Linie IV-W der Fig. 7,
Fig. 5 ein Schema eines Rotationskompressors nach ISO Normen, gemäss Fig. 1 bzw.
4, gleichzeitig für Leerlauf und Vollast dargestellt,
Fig. 6, 6a, 6b, 6c, 6d einen Ausschnitt aus dem Schraubenkompressor, teilweise in perspektivischer Darstellung, gemäss Fig. 4, mit Zylinder, Hauptläufer, Nebenläufer, Öleinspritzsystem (auf Fig. 6a und 6c sind die Düsen nur für die Einspritzung auf den Hauptläufer eingezeichnet) und kombiniertem Regelventil nach Schnittlinie VI-VI der Fig. 9,
Fig. 7 einen Längsschnitt durch den Ausschnitt des Schraubenkompressors, gemäss Schnittlinie VII-VII der Fig. 6,
Fig. 8, 8a eine Abwicklung der Läufermantelfläche des Schraubenkompressors für zwei Läuferlagen in der die Lage des Ansaugens, des Komprimierens, der Öleinspritzung und des Luftaustritts ersichtlich ist.
In Fig. 8 ist das kleinste Zellenvolumen Vl, in welches noch Kühlmittel eingespritzt wird, in Fig. 8a das kleinste geschlossene Zellenvolumen V2 ersichtlich,
Fig. 9 eine Aufsicht auf den Schraubenkompressor, gemäss Fig. 6, mit Ansaugöffnung,
Fig. 10 eine Ansicht des Schraubenkompressors gemäss Fig. 6 von hinten, mit Einspritzungsflansch, Austritt und Speisung der axialen Ölzufuhr.
In der schematischen Darstellung zum Aufbau eines Drehschieberkompressors ist in Fig. 1 ein Gehäuseunterbau bzw.
Carter 1 ersichtlich, mit welchem ein Gehäuseoberbau 3 zusammengebaut ist. Mit dem Gehäuse 1, 3 ist ein Zylinder 5 mit der Achse 6 verbunden. Ein Rotor oder Läufer 8 ist mit seiner Achse 9 exzentrisch zur Zylinderachse 6 gelagert. Der Zylinder 5 ist mit einer, bzw. mehreren Luftansaugöffnungen 11 sowie mit Luftauslassöffnungen 12 versehen. Der Läufer 8 weist ungefähr radial angeordnete Schieber 14 auf, welche sich, bedingt durch die Zentrifugalkraft des sich drehenden Läufers 8, an die Innenfläche des Zylinders 5 anschmiegen.
In der schematischen Darstellung zum Aufbau eines Schraubenkompressors ist in Fig. 4 ein Gehäuseunterbau bzw. Carter 1 ersichtlich, mit welchem ein Gehäuseoberbau 3 zusammengebaut ist. Mit dem Gehäuse 1, 3 ist ein Doppelzylinder 105 mit den Achsen 106 und 107 verbunden. Im Doppelzylinder 105 drehen ein Hauptläufer 108 mit der Achse 106 und ein Nebenläufer 110 mit der Achse 107. Der Antrieb erfolgt vorzugsweise auf den Hauptläufer. Der Nebenläufer wird über Steuerzahnräder 85 (Fig. 7) angetrieben, so dass sich Hauptund Nebenläufer nicht berühren. Bei entsprechender Schmierung ist auch der direkte Antrieb ohne Steuerzahnräder, durch das Ineinandergreifen der Zähne von Haupt- und Nebenläufer, möglich. Der Doppelzylinder 105 ist mit einer in diesem Schnitt nicht sichtbaren Luftansaugöffnung und einer Luftaus trittsöffnung 12 versehen.
Sowohl beim Drehschieber- als auch beim Schraubenkompressor (Fig. 1 bzw. 4) ist ferner im Gehäuse 1,3 eine erste Filterscheibe 16, z.B. aus Filz, mit relativ grosser Filterfläche und zugehöriger Ölgrube 15 ersichtlich, der ein Metallgewebe 18 zum Auffangen grosser, an der Scheibe 16 gebildeter Tropfen nachgeschaltet ist. Diesem Filter 18 folgt, in Richtung der strömenden Luft gesehen, eine zweite Filterscheibe, deren Fläche in einen äusseren Ringteil 20 und in einen inneren Ringteil 21 unterteilt ist. Die zugehörigen Ölgruben 17 bzw.
19 sind ebenfalls ersichtlich. Dem äusseren Ringteil 20 nachgeschaltet ist ein Metallgewebefilter 22, nach welchem der innere Ringteil 21 der zweiten Filterscheibe zu durchströmen ist, gefolgt von einem Auslasskanal 24 und einem Rückschlagventil 25 sowie einem Druckluftanschlusstutzen 26. Die Ölgruben 15, 17 und 19 sind über eine Rückführleitung 43 (Fig. 3, 5) mit dem Ansaugraum des Kompressors verbunden.
Das vom Kompressor geförderte Öl-Luftgemisch gelangt ins Carter 1, in welchem sich das Öl unten absetzt, die Pressluft jedoch oben abströmt und in den nachgeschalteten Filtern 16, 18, 20, 22 und 21 gereinigt wird. Anschliessend strömt die Luft durch das Rückschlagventil 25, welches einem Luftkühler 28 (Fig. 5) vorgeschaltet ist. Das Öl dagegen gelangt zwecks Kühlung in einen Ölkühler 27 und dann über ein kombiniertes Regelventil 33 durch Düsen 54, 55 (Bohrungen oder Schlitzen) in den Kompressionsraum.
Gemäss Fig. 2 bzw. 6 strömt die angesaugte Frischluft bzw.
das angesaugte Gas über das kombinierte Mehrfachfunktion Regelventil 33 in eine Ventilkammer 32.
Am Eintritt zu dieser Ventilkammer 32 ist ein Ventilsitz 34 eingesetzt. Zum kombinierten Regelventil 33, welches AUF/ ZU regelt (durch Zuordnung von Steuerorganen kann auch kontinuierlich geregelt werden, durch Drosselung der angesaugten Frischluft und bei Schraubenkompressoren auch mittels interner Luftumwälzung) gehört ferner ein Ventilteller 35 mit einem Ventilschaft 36. Dessen freies Ende ist mit einem Steuerkolben 38 in einem Steuerzylinder 37 verbunden. Das freie Ende des Steuerzylinders 37 trägt einen Druckmittelanschluss 40 (normalerweise Druckluft). Im Steuerkolben 38 ist ein Einsatz 42 vorgesehen.
Die Versorgung mit in den Kompressionsraum einzuspritzendem Kühlöl (es kann auch eine andere Flüssigkeit sein, z.B.
Wasser) erfolgt aus dem als Ölbehälter ausgebildeten Carter 1, welches unter dem Endkompressionsdruck steht und welchem über eine Leitung und den Kühler 27 (Fig. 5) das Öl entnommen wird. Das Öl gelangt anschliessend in eine Kammer 48 (Fig. 2 und 6), von wo es durch einen Ventilsitz 50 in eine Ölvorkammer 52 strömt. Das eine Ende des Steuerkolbens 38 ist als Ventilkörper ausgebildet, welcher den Durchlass zwischen der Kammer 48 und der Ölvorkammer 52 steuert. Aus der Ölvorkammer 52 führen Bohrungen 53, welche in Düsen 54 oder 55 enden, ins Innere des Zylinders 5 bzw. 105. Wie z. B. aus Fig. 26 ersichtlich, beträgt die Zahl der Kühlmitteleinspritzdüsen 54 über zwanzig.
Bei der vorerwähnten Ausführung mit kreisförmigen Einspritzdüsen sind diese Düsen in relativ dichten Reihen (Fig. 2, 2a, 2b und 3 bzw. 6, 6a, 6bO wie die Büschel einer Bürste angeordnet, wodurch eine gut verteilte, gleichmässige Ölaufgabe in die komprimierte Luft im Kompressionsraum 56 erfolgt. Das Öl kann auch durch schlitzförmige Düsen 55 (Fig. 2c, 2d bzw. 6c, 6d) zugeführt werden.
Falls man mit höheren Druckverhältnissen pro Stufe (z.B. 8) arbeitet, ist eine gute Kühlung unerlässlich, um zu vermeiden dass die Lufttemperatur während der Kompression zu hoch steigt; denn hohe Lufttemperaturen bedingen einen schlechten Wirkungsgrad, eine hohe thermische Beanspruchung des Öls, eine ungleichmässige Temperaturverteilung innerhalb des Kompressors usw. Die bisherigen pumpenlosen Kompressoren mit Flüssigkeitseinspritzung sind so gestaltet, dass man durch eine relativ kleine Anzahl Düsen die Kühlflüssigkeit vorzugsweise vor dem Kompressionsvorgang einspritzt, um eine möglichst hohe Druckdifferenz Ol-Luft zum Einspritzen auszunützen. Man ging von der Überzeugung aus, dass sich ein Ölnebel bilden würde, der dank seiner intimen Vermischung mit der Luft und der kleinen Tropfengrösse die während der Kompression der Luft erzeugte Wärme aufnehmen sollte.
Dieser Schluss wurde scheinbar durch die Messung relativ tiefer Lufttemperaturen am Austritt des Kompressors bzw. der Kompressionsstufe bestätigt.
Es wurde nun erkannt, dass durch eine solche Einspritzung infolge des relativ niedrigen Einspritzdruckes und des relativ grossen Durchmessers der Einspritzdüsen der gewünschte Olnebel nicht entsteht, sondern dass der grösste Teil der Flüs- sigkeitsmenge in relativ grobe Tropfen übergeht, welche der Luftbewegung nur schlecht zu folgen vermögen und daher sofort ausgeschieden werden. Wenn die Kühlflüssigkeit nur am Anfang der Kompression eingesprit):t wird, befindet sich an der Stelle, wo höhere Drücke herrschen und somit infolge höherer Lufttemperatur ein intensiver Wärmeaustausch möglich ist, praktisch keine Vermischung von Öl und Luft mehr.
Die Lufttemperatur wird dort entsprechend hoch, was durch eine Messung der Temperatur am Austritt nicht erfasst werden kann, da sich dort Flüssigkeit und Luft wieder vermischen, so dass die Lufttemperatur dort wesentlich tiefer wird als im Kompressionsraum. Weiter gibt die Temperaturmessung dort eher die Öl- als die Lufttemperatur wieder.
Auch bei einer Einspritzung bei höheren Luftdrücken wird nur eine relativ schlechte Vermischung von Kühlflüssigkeit und Luft erreicht, solange die Flüssigkeit nicht durch viele, gleichmässig verteilte Düsen bzw. durch einen oder mehrere dünne Schlitze eingespritzt wird. Es bedurfte ausgedehnter Forschungsarbeit, um zu erkennen, welche Vorteile eine gleichmässig verteilte Einspritzung im Bereich höherer Luftdrücke und Lufttemperaturen mit sich bringt.
Die bisherige Kühlung ist auch in dem Sinne weniger wirkungsvoll, als bei einigen Konstruktionen das Kühlöl wegen vorzeitiger Alterung nach einer relativ bescheidenen Betriebs stundenzahl ersetzt werden muss, da es thermische Schäden erleidet. Bei einem Verhältnis von 10 kg Kühlöl pro kg Druckluft und dank der gleichmässigen Verteilung von Öl und Luft im Bereich höherer Drücke ist beim beschriebenen Kompressor ein Ölwechsel praktisch nicht nötig, da das Öl an keiner Stelle Zersetzungstemperaturen erreicht.
Durch eine entsprechende Aufteilung in viele bürstenborstenartig angeordnete Einzeldüsen mit Düsendurchmessern zwischen 0,3 mm und 1,2 mm, vorzugsweise ca. 0,8 mm, bzw. durch einen oder mehrere Schlitze mit einer Spaltdicke von höchstens 1 mm, vorzugsweise 0,3 mm, kann eine ausgezeichnete Verteilung des der Kühlung dienenden Öles in fein zerstäubtem Zustand in der Kompressionskammer erfolgen. Durch Zerplatzen der Ölstrahlen (bzw. im Falle der Einspritzung durch Schlitze, der Ölvorhänge) an der Läuferoberfläche, wird der Zerstäubungsgrad und damit die Aufteilung der Kühlflüssigkeit in die zu kühlende Luft verbessert. Das Luft/Ölgemisch wird auch mikroskopisch homogener.
Alle diese Phänomene bringen eine wirkungsvolle Kühlung der Luft und eine tatsächlich optimale Ausnützung des der Kühlung dienenden Öles. Es wird zudem durch die Vielzahl der Strahlen die Turbulenz der Luft im Kompressionsraum verbessert, was eine Verbesserung sowohl des Temperatur- als auch des Massenaustausches mit sich bringt und daher ebenfalls die Wirksamkeit des Kühlöles verbessert.
Die gleichmässige Verteilung des Öls, insbesondere im Bereich höherer Drücke, vermeidet an den meisten Stellen die Leckage. Dadurch wird nicht nur der Wirkungsgrad verbessert, sondern auch die Ölabscheidung. Die kleinsten Öltropfen, welche die Ölabscheidung erschweren, entstehen nämlich nur bei höheren Luftgeschwindigkeiten, wie sie hauptsächlich an Leckagestellen entstehen können.
Als Zellenvolumen wird das Volumen des umschlossenen Raumes (Zelle) verstanden, in dem sich die Luft während der Kompression befindet. Ein im folgenden erläutertes Zellenvolumen kann auch nach Erreichen der Auslassöffnungen definiert werden. Beim Drehschieberverdichter ist das Zellenvolumen durch zwei sich folgende, sich gegenüberliegende Schieberflächen und die dazugehörenden Mantelflächenteile des Läufers und des als geschlossen betrachteten Zylinders begrenzt (Fig. 2). Beim Schraubenverdichter ist das Zellenvolumen durch die als geschlossen betrachtete druckseitige Stirnund Zylinderwand und die Zahnflanken begrenzt.
Durch Abwickeln der Läufermantelfläche ist es einigermassen möglich, das dreidimensionale Zellenvolumen zweidimensional darzustellen (Fig. 8, 8a). Dort sind Haupt- und Nebenläufer 108 bzw. 110 ersichtlich, sowie die Stellen, 112 bzw. 114, wo sich die Zahnkämme an den Zylinder anschmiegen (siehe auch Fig. 6). Die saugseitige Stirnwand 170 ist durch die Ansaugöffnung 11, die druckseitige Stirnwand 169 durch die Austritts öffnung 12 unterbrochen. Die kompliziertere Abgrenzung 120 des Zellenvolumens durch das Ineinandergreifen der Hauptläufer- und Nebenläuferzähne ist in den Fig. 8 und 8a nur schematisch dargestellt.
Das kleinste Zellenvolumen, in welches noch Kühlmittel eingespritzt wird, ist mit V1, das kleinste geschlossene Zellenvolumen, bei welchem die Zelle die erste Kante einer ÖItasche, bzw. die erste Kante einer Luftaustrittsöffnung (sofern keine entsprechende Tasche vorgesehen ist) erreicht, ist mit V2 bezeichnet.
In Fig. 2, 2a entspricht Vl der schraffierten Fläche CDEF, V2 der Fläche GHIK. In Fig. 8 entspricht V1 der Fläche ABC DEFGH, V2 der Fläche IKLMOPQR. Beim beschriebenen Kompressor muss dann für jede Stufe die Beziehung - 0,40 < zu g + 0,60 gelten, mit iF VlV2
V2
Es bedeutet dies, dass Kühlmittel selbst dann noch eingespritzt wird, wenn die Zelle die erste Kante einer Öltasche oder einer Auslassöffnung überschritten hat, in welchem Falle Vl < V2 wird.
Diese Anordnung stellt sicher, dass sich ein plötzlicher, ungewollter Druckanstieg, z.B. durch einen Flüssigkeitsschlag, in der Zelle nicht ausbilden kann, da ein Entweichen des Druckes entweder durch die noch mit der Zelle verbundenen Sprühdüsen 54 bzw. Sprühschlitze 55 oder durch die schon mit der Zelle verbundenen Luftauslassöffnungen 12 bzw. ÖItaschen 58 möglich ist. Jeder Auslassöffnung 12 ist beim Drehschieberkompressor eine Öltasche 58 zugeordnet (Fig. 2b).
Bei den bekannten pumpenlosen Rotationskompressoren liegen diese Werte im Bereich
0,9 < w < 3
Bei einstufigen Kompressoren mit einem Druckverhältnis 8 und einem Verhältnis von 10 kg Kühlöl pro kg Pressluft ergibt sich eine Einspritzfläche F von ca. 1,5 mm2/PS Nennleistung, wobei F die Summe der Einspritzquerschnitte aller Einspritz öffnungen bedeutet. Bei kreisförmigen Düsen mit 0,8 mm Durchmesser ergeben sich somit ca. 3 Löcher/PS Nennleistung. Bei den bekannten pumpenlosen Rotationskompressoren liegt dagegen die Zahl der Einspritzdüsen pro Stufe unter 12, wobei der Düsenquerschnitt kreisförmig ist. Bei rechteckigem Querschnitt mit einem Verhältnis Länge zu Breite, z.B. 10, entspricht die Zahl 12 einer Düsenbreite b von ca. 0,1 d F.
Um während der Kompression eine gleichmässige Beaufschlagung der Luft mit Öl zu erreichen, ist demnach bei Kompressoren über 10 PS Nennleistung eine wesentlich höhere Löcherzahl als 12 notwendig bzw. bei Verhältnissen Länge zu Breite der Düsenöffnung grösser als 10, eine kleinste Düsenbreite wesentlich unter 0,1 V F.
Wie aus den Fig. 1 bzw. 4 ersichtlich, sonci die Luftauslass öffnungen 12 durch einen Kanal 59 mit dem Carter 1 verbunden, aus welchem ein Luftkanal 60 zu den Filtern 16, 18, 20, 21 und 22 führt. Die plattenförmigen Filter 16, 20, 21 werden auf zwei Zugankern 61, 62 bzw. 161, 162, die sich auf den Deckeln 64 und 65 abstützen, gehalten, wobei die Zuganker mittels Muttern 63 abgespannt sind.
Gemäss Fig. 3 erfolgt beim Drehschieberkompressor die seitliche Abdeckung des Zylinders 5 sowie des Läufers 8 mittels zweier zweiteiliger Zylinderdeckel 69, 70, welche der Aufnahme von Wälzlagern 72 und 73 dienen. In jedem Deckel 69 und 70 befindet sich ferner ein Stopfbuchsring 75 bzw. 76, welche vermeiden, dass Aussenluft in die Lager gelangt. Mit Ölnebel beaufschlagte Leckageluft gelangt durch Spalte 77 zwischen den Distanzringen 80 und den Deckeln 69 und 70 in die Lager 72, 73, die auf diese Weise geschmiert werden.
Danach gelangt die Leckageluft durch Kanäle 74 in die Saugseite des Kompressors.
Die Läuferzapfen sind mit 78 und 79 bezeichnet. Am einen freien Ende des Läuferzapfens 79 ist bei der luftgekühlten Ausführung ein Kühlpropeller 81 aufgesetzt.
Aus der Ölvorkammer 52 führen Druckölkanäle 82 in die Deckel 69 bzw. 70. Durch Kanäle 84 wird Schmier- und Kühlöl als Sperrflüssigkeit seitlich den Läufer-Stirnflächen zugeführt. Zu diesem Zwecke ist es vorteilhaft, die Flüssigkeit nur auf einen Sektor JH9 (Fig. 2a) des Läufers 8 zuzuführen, welcher jeweils begrenzt ist durch die kleinste geschlossene Zelle V2, GHJK. Es ist ferner möglich, die Einspritzdüsen 54 in axialer Richtung, d. h. parallel zu den Achsen 6 und 9 spritzend anzuordnen. In diesem Falle sind als Düsenreihen auf gleichen Leitstrahlen des Zylindergehäuses 5 angeordnete Düsen definiert.
Wie in Fig. 7 dargestellt, erfolgt beim Schraubenkompressor die seitliche Abdeckung des Zylinders 105 mittels zweier Stirnwände 169 und 170 in Form von Zylinderdeckeln, welche der Aufnahme von Wälzlagern 172 und 173 dienen. Im Deckel 169 befinden sich ferner zwei Stopfbuchsringe 175 und 176, welche vermeiden, dass Aussenluft in die Lager gelangt.
Mit Ölnebel beaufschlagte Leckageluft gelangt durch einen ringförmigen Spalt 177 in die Wälzlager 172 und 173 und von dort durch die Bohrungen 174 in den Ansaugkanal des Kompressors.
Zwei Steuerzahnräder 85 können vorzugsweise auf der dem Antrieb entgegengesetzten Seite auf den Läuferzapfen 179 und 183 angebracht sein. Bei der luftgekühlten Ausführung gehört ferner der Kühlpropeller 81 dazu.
Aus der Ölvorkammer 52 führen Druckölkanäle 188 in die Zylinderdeckel 169 bzw. 170, welche Kühlöl als Sperrflüssigkeit durch Bohrungen 182 den Läuferstirnflächen seitlich zuführen, womit gleichzeitig der axiale Schub der Läufer teilweise ausgeglichen wird. Weiter werden aus der ÖIvorkammer 52 die Ölkanäle 184 gespiesen und durch die Düsen 54 eine Kühleinspritzung von der druckseitigen Stirnfläche aus erzielt. Zu diesem Zwecke ist es vorteilhaft, die Flüssigkeit nur in den durch radiale Einspritzung begrenzten Zellenbereich einzuspritzen.
Das beschriebene und in Fig. 2 bzw. 6 in Einzelheiten dargestellte Ventil 33 ist in seiner Art neu. Im Aufbau ist es ein kombiniertes Ventil mit koaxial angeordneten Ventilkörpern, welche mechanisch, entweder fest oder federnd, miteinander verbunden sind. Es wird durch ein nur auf eine Seite eines Kolbens wirkendes Steuermittel, hier Pressluft, betätigt. Im vorliegenden Falle führt es folgende Funktionen aus: - Öffnen und Schliessen der Luftansaugung, des Kühl- und
Schmieröles, sowie der zusätzlichen Olspeisung bei druck losem Carter, bzw. Ölbehälter und Leerlaufbetrieb; - Rückschlagventil bei Stromausfall und plötzlichem
Anhalten des Kompressors.
Der beschriebene Rotationskompressor arbeitet wie folgt (es werden in diesem Beispiel nur Vollast oder Leerlauf gefahren):
Beim Drehschieberverdichter gelangt bei drehendem Läufer 8 und bei Vollast die zu verdichtende Frischluft durch den Ventilsitz 34 (Fig. 2) in die Ventilkammer 32. Hier verteilt sie sich und strömt anschliessend durch die Luftansaugöffnungen 11 in den Zylinder 5, wo sie von den Schiebern 14 des rotierenden Läufers 8 erfasst und in Pfeilrichtung bewegt wird.
Während dieses Vorganges wird sie, bedingt durch den kleiner werdenden Raum zwischen Zylinder 5, Läufer 8 und den entsprechenden Schiebern 14, komprimiert, wobei die Schieber 14 entsprechend der inneren Zylinderwandung 7 in den Läufer 8 zurückgedrängt werden.
Bedingt durch die nun folgende Kompression erwärmt sich die Luft ganz wesentlich. Zwecks Kühlung wird in die entsprechende Kammer des Kompressionsraumes durch die Düsen 54 bzw. 55 Ö1 eingespritzt. Die entstehenden Strahlen zerfallen zum Teil, zum andern treffen sie auf den rotierenden Läufer 8 auf und zerplatzen in ein Tropfengemisch. Das Öl-Luftgemisch sowie ein Schwall des an der Wandung 7 des Zylinders 5 ausge schiedenen Öles werden vom entsprechenden Schieber 14 gegen die Taschen 58 und die Luftauslassöffnungen 12 ge schoben. Der grösste Teil der mit der Luft geförderten Ölmenge muss in äusserst kurzer Zeit, nämlich während der
Zeit, in welcher der Schieber 14 an den Luftauslassöffnungen
12 vorbeistreicht, aus dem enger werdenden Spalt zwischen dem Läufer 8 und dem Zylinder 5 ausgepresst werden.
Um ein stoss- und schlagartiges Ausstossen dieser Flüssigkeitsmasse zu verhüten, sind die Öltaschen 58 sowie mehrere Luftauslassöff nungen 12 geschaffen worden. Es steht somit genügend freies
Volumen zur Verfügung, in welches die Flüssigkeitsmasse beim Vorbeigehen eines Schiebers 14 entweichen kann, womit der stossartige Ausschub vermieden wird. Dadurch, dass sich ausserdem die Taschen 58 über die Öffnungen 12 hinaus erstrecken, ergeben sich auf der Druckseite Ölkeile, welche gegen die Saugseite hin die Leckverluste an Druckluft verrin gern. Dabei ist im!Bereiche der Öltaschen 58 bzw. der Luft auslassöffnungen 12 die tragende Fläche des Zylinders kleiner als 70%, vorzugsweise weniger als 50% der möglichen Trag fläche der ganzen Zylinderbreite.
Beim beschriebenen Schraubenverdichter gelangt bei Vol last die zu verdichtende Frischluft durch den Ventilsitz 34 (Fig. 6) in die Ventilkammer 32. Sie strömt anschliessend durch die auf der Zylinderstirnwand und auf der Zylinderman telfläche angebrachte Luftansaugöffnung 11 in den Zylinder
105. Dort beginnt das Ansaugen damit, dass bei in Pfeilrich tung drehendem Haupt- und Nebenläufer 108 bzw. 110 an der
Stirnseite Zahn und Zahnlücke ausser Eingriff kommen und bei weiterer Drehung sowohl die Zahnlücke auf dem Haupt als auch diejenige auf dem Nebenläufer auf ihrer ganzen
Länge freigegeben werden. Wenn die Zähne an der gegen überliegenden Stirnseite ausser Eingriff kommen, sind beide Zahnlücke mit Luft gefüllt. Bei weiterer Drehung werden die
Zahnlücken an der Saugseite durch die Stirnwand abge schlossen.
Später gelangen an der Saugseite im Bereich, wel cher der Ansaugöffnung gegenüberliegt, Zahn und Lücke wieder in Eingriff. Es bildet sich somit eine durch die drucksei tige Stirnwand, den Zylinder und die ineinandergreifenden
Zahnflanken begrenzte Zelle, in welcher sich die Luft befindet.
Bei weiterer Drehung verkleinert sich die Zelle, indem sich die
Eingriffsstelle in Richtung Druckseite verschiebt und sich so die aufgefüllten Zahnlücken verkürzen. Die Einspritzung von Öl zwecks Kühlung erfolgt analog wie beim Drehschieberver dichter auf dem Zylindermantel, wobei die Verteilung der
Bohrungen bzw. der Schlitze auf dem Zylindermantel der
Zellenform entspricht (Fig. 6b, 6d und 8), sowie auf der druck seitigen Stirnwand. Da beim Schraubenverdichter keine Schie berreibung oder ähnliches auftritt, kann hier Einspritzung von
Wasser statt Öl von Vorteil sein. Die Kompression hört auf, wenn die Zelle die auf der Druckstirnseite und auf dem Zylin dermantel angebrachte Austrittsöffnung 12 erreicht, wobei sich hier ÖItaschen, wie sie beim Drehschieberverdichter vorteilhaft sind, erübrigen.
Sowohl beim Drehschieber als auch beim Schraubenkom pressor gelangt das ausgestossene Gemisch von Luft und Öl anschliessend über den Kanal 59 ins Carter 1 (Fig. 1 bzw. 4), aus welchem die Druckluft durch den Luftkanal 60 und anschliessend durch die erste Filterplatte 16 strömt.
Deren Fläche ist relativ gross, so dass die Durchströmge schwindigkeit der Luft entsprechend klein wird. Der Abschei dungsgrad ist, unter sonst gleichen Bedingungen, bei kleinen
Durchströmgeschwindigkeiten erfahrungsgemäss schlechter als bei grösseren. Die Nachfilterung erfolgt in den Metallgewebe filtern 18 und 22 sowie in dem zweiten, unterteilten plattenför migen Filter 21, 20 mit getrennt arbeitenden Teilen. Aufgrund dieser Unterteilung in Teilflächen und der dadurch erreichten zweifachen Durchströmung der Filterplatte 20, 21 sind die Luftgeschwindigkeiten in den einzelnen Filterteilen 20 bzw. 21 bedeutend höher als in der Filterplatte 16. Dabei ist die äussere Ringfläche des Filters 20 grösser als die innere Fläche des Filters 21 (Flächenverhältnis > 1,5), so dass auch hier eine unterschiedliche Abscheidung erreicht wird.
Die Abscheidewirkung wird mithin grösser als bei der Filterplatte 16. Die vom Öl weitgehend gereinigte Luft gelangt dann, das Rückschlagventil 25 durchströmend, aus dem Auslasskanal 24 zum Pressluftanschlusstutzen 26 und von dort in einen Windkessel bzw. zum Verbraucher (nicht dargestellt).
Wenn das Versorgernetz des Kompressors einen vorgegebenen maximalen Druck erreicht hat, muss der Kompressor automatisch in seine Leerlaufstellung gehen, in welcher die Luftförderung aufhört, jedoch nicht die Schmierung und die Kühlung des Läufers. Die Schaltung ist dementsprechend die folgende:
Bei Erreichen des maximalen Druckes im Netz schaltet ein Druckschalter 89 (Fig. 5) in seine Öffnungslage, ein Magnetventil 91 speist die Steuerflüssigkeit und bringt einen servobetätigten Schieber 92 in seine Leerlauflage L. Die zwischen den beiden Filtern 20 und 21 angeschlossene Zapfleitung wird über den servobetätigten Schieber 92 mit der Aussenluft verbunden, so dass die Luft durch diese Leitung abbläst.
Anderseits wirkt unvermindert der Systemdruck (da dieser höher ist als der sinkende Druck im Carter 1, Fig. 1 und 4, schliesst das Rückschlagventil 25), so dass dieser ein Kugelventil 93 in seine linke Lage schiebt (Fig. 5) und über das Magnetventil 91 und den Druckmittelanschluss 40 (Fig. 2, 5 und 6) unter dem Steuerkolben 38 ein Druck aufgebaut wird, welcher den Kolben 38 hebt und über den Ventilschaft 36 den Ventilteller 35 auf den Ventilsitz 34 presst. Damit ist die Ansaugluftzufuhr zum Kompressor unterbrochen. Während dieser Schliessbewegung hat auch der Kolben 38 den Ventilsitz 50 geschlossen.
Durch das Schliessen der Ansaugluftzufuhr stellt sich in der Ölvorkammer 52 (Fig. 2 und 6) ein Unterdruck ein, welcher sich über die nun mit diesem Raum verbundenen Öffnungen 99 ins Innere des Kolbens 38 fortpflanzen kann. Da im Raume 48 zuerst noch ein relativ hoher Oldruck herrscht, schliesst sich ein Ringventil 39. Durch den servobetätigten Schieber 92 (Fig. 5) bläst inzwischen die Luft aus dem Carter 1 ab, der Druck sinkt, und mit dessen Absinken sinkt auch der Öldruck im Raume 48. Wenn der Öldruck im Raume 48 einen gewissen Wert unterschreitet, öffnet unter dem Druck einer Feder 97 der Ringventilte laden ist. Dann schaltet der Kompressor, wie erläutert, automatisch wieder in seine Leerlaufstellung.
Die beschriebenen Kompressoren weisen gegenüber den bisherigen Kompressoren dieser Bauart einen besseren Gesamtwirkungsgrad, einen höheren Fördergrad, eine bessere Ölabscheidung und einen wesentlich geringeren Ölverbrauch auf. Die günstige Kühlwirkung erlaubt bei annähernd gleichem Wirkungsgrad wesentlich grössere Druckverhältnisse pro Stufe als bisher. Man kann unter Umständen bei höheren Druckverhältnissen die Zahl der Kompressionsstufen gegenüber Rotationskompressoren bisheriger Bauart reduzieren.
The present invention relates to a single- or multi-stage rotary compressor with pumpless injection of coolant into the compression chamber through injection nozzles arranged in the housing.
Rotary compressors in the form of rotary vane and screw compressors are known in which, for the purpose of cooling the compression medium, oil or another liquid is injected into the compression chamber by means of a pump or by utilizing the pressure difference of the compression medium. In the case of screw compressors with injection by means of a pump, there are designs in which the entire compression chamber is injected (cf.
in addition e.g. the English patent 947 382). However, it is an injection by means of a pump, in which the optimization of the position and the amount of the oil injection results in completely different values which are optimal for such pump injections. Incidentally, in the aforementioned patent, as in several other similar patents for screw compressors, the possibility of influencing the compression curve by the oil injection is not mentioned and the focus is on leakage reduction. The question of how the oil mixes with the air, whether or not an actual oil mist can occur, was never asked and also not answered.
However, this question becomes very important when you are working without a pump, i.e. you want to achieve maximum effect through the limited injection pressure. First the scientific one
Clarification of the size, trajectory and heat transfer of the oil droplets on the one hand and the air condition in function of the location in the compression space on the other hand could lead to the knowledge on which this invention is based.
Extensive tests have now shown that the efficiency of pump-less compressors can be improved without significant additional design effort. In this sense, the present invention is characterized in that, preferably over the entire operating range and for each compression stage, for w, the difference between the smallest cell volume, into which coolant is still injected, and the smallest closed cell volume of the compressor, based to the smallest closed cell volume, the relationship is - 0.404 v 6 + 0.60.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are then explained with reference to figures. Air is assumed as the compression medium and oil as the injected liquid, although all considerations also apply to others
Compression media and coolants can be expanded.
Show it:
Fig. 1 is a schematic representation of the structure of a
Rotary vane compressor with oil separation system, im
Section along line I-I of Fig. 3,
2, 2a, 2b, 2c, 2d show a section of the rotary slide compressor according to FIG. 1, with cylinder, rotor, oil injection system and combined control valve according to the section line
II-II of Fig. 3, or in a perspective view, with two different positions of the rotor (2 and 2a), in the executions with injection nozzles (2, 2a, 2b) and injection slots (2c, 2d), -s
3 shows a longitudinal section through the detail of the rotary vane compressor, according to section line III-III of FIG. 2,
Fig. 4 is a schematic representation of the structure of a
Screw compressor with oil separation system in section along line IV-W of FIG. 7,
5 shows a diagram of a rotary compressor according to ISO standards, according to FIG. 1 or
4, shown simultaneously for idle and full load,
6, 6a, 6b, 6c, 6d show a detail from the screw compressor, partly in perspective, according to FIG. 4, with cylinder, main rotor, secondary rotor, oil injection system (on FIGS. 6a and 6c the nozzles are only open for injection the main rotor shown) and combined control valve according to section line VI-VI of Fig. 9,
7 shows a longitudinal section through the detail of the screw compressor, according to section line VII-VII in FIG. 6,
8, 8a a development of the rotor jacket surface of the screw compressor for two rotor positions in which the position of intake, compression, oil injection and air outlet can be seen.
8 shows the smallest cell volume V1 into which coolant is still being injected, and FIG. 8a shows the smallest closed cell volume V2.
FIG. 9 is a plan view of the screw compressor according to FIG. 6, with an intake opening,
FIG. 10 is a view of the screw compressor according to FIG. 6 from the rear, with injection flange, outlet and supply of the axial oil supply.
In the schematic representation of the structure of a rotary vane compressor, a housing substructure or
Carter 1 can be seen with which a housing superstructure 3 is assembled. A cylinder 5 is connected to the housing 1, 3 with the axle 6. A rotor or rotor 8 is mounted with its axis 9 eccentric to the cylinder axis 6. The cylinder 5 is provided with one or more air intake openings 11 and with air outlet openings 12. The rotor 8 has approximately radially arranged slides 14 which, due to the centrifugal force of the rotating rotor 8, nestle against the inner surface of the cylinder 5.
In the schematic representation of the construction of a screw compressor, a housing substructure or carter 1 can be seen in FIG. 4, with which a housing superstructure 3 is assembled. A double cylinder 105 with axes 106 and 107 is connected to housing 1, 3. In the double cylinder 105, a main rotor 108 rotates with the axis 106 and a secondary rotor 110 with the axis 107. The drive preferably takes place on the main rotor. The secondary rotor is driven via timing gears 85 (Fig. 7) so that the main rotor and secondary rotor do not touch. With the appropriate lubrication, direct drive without timing gears is also possible, due to the meshing of the teeth of the main and secondary rotors. The double cylinder 105 is provided with an air intake opening (not visible in this section) and an air outlet opening 12.
Both the rotary vane and screw compressors (Figs. 1 and 4) also have a first filter disc 16, e.g. made of felt, with a relatively large filter surface and associated oil pit 15, which is followed by a metal fabric 18 for catching large drops formed on the disk 16. This filter 18, seen in the direction of the flowing air, is followed by a second filter disk, the surface of which is divided into an outer ring part 20 and an inner ring part 21. The associated oil pits 17 resp.
19 can also be seen. Downstream of the outer ring part 20 is a metal mesh filter 22, after which the inner ring part 21 of the second filter disk is to be flowed through, followed by an outlet channel 24 and a check valve 25 as well as a compressed air connection piece 26. The oil pits 15, 17 and 19 are accessible via a return line 43 ( Fig. 3, 5) connected to the suction chamber of the compressor.
The oil-air mixture conveyed by the compressor reaches the carter 1, in which the oil is deposited at the bottom, but the compressed air flows out at the top and is cleaned in the downstream filters 16, 18, 20, 22 and 21. The air then flows through the check valve 25, which is connected upstream of an air cooler 28 (FIG. 5). The oil, on the other hand, passes into an oil cooler 27 for the purpose of cooling and then via a combined control valve 33 through nozzles 54, 55 (bores or slots) into the compression chamber.
According to Fig. 2 and 6, the fresh air drawn in flows or
the sucked gas into a valve chamber 32 via the combined multiple function control valve 33.
A valve seat 34 is inserted at the entrance to this valve chamber 32. The combined control valve 33, which regulates OPEN / CLOSE (by assigning control organs can also be continuously regulated, by throttling the fresh air drawn in and, in the case of screw compressors, also by means of internal air circulation) also includes a valve disk 35 with a valve stem 36 Control piston 38 is connected in a control cylinder 37. The free end of the control cylinder 37 carries a pressure medium connection 40 (normally compressed air). An insert 42 is provided in the control piston 38.
The supply of cooling oil to be injected into the compression space (it can also be another liquid, e.g.
Water) takes place from the carter 1, designed as an oil container, which is under the final compression pressure and from which the oil is removed via a line and the cooler 27 (FIG. 5). The oil then reaches a chamber 48 (FIGS. 2 and 6), from where it flows through a valve seat 50 into an oil pre-chamber 52. One end of the control piston 38 is designed as a valve body which controls the passage between the chamber 48 and the oil pre-chamber 52. Bores 53, which end in nozzles 54 or 55, lead from the oil pre-chamber 52 into the interior of the cylinder 5 or 105. For example, as shown in FIG. 26, the number of coolant injection nozzles 54 is over twenty.
In the above-mentioned version with circular injection nozzles, these nozzles are arranged in relatively dense rows (Fig. 2, 2a, 2b and 3 or 6, 6a, 6bO like the tufts of a brush, whereby a well-distributed, even oil feed into the compressed air in the Compression chamber 56. The oil can also be supplied through slot-shaped nozzles 55 (FIGS. 2c, 2d or 6c, 6d).
If you work with higher pressure ratios per stage (e.g. 8), good cooling is essential to avoid that the air temperature rises too high during compression; Because high air temperatures result in poor efficiency, high thermal stress on the oil, uneven temperature distribution within the compressor, etc. The previous pumpless compressors with liquid injection are designed so that the cooling liquid is injected through a relatively small number of nozzles, preferably before the compression process to use the highest possible pressure difference oil-air for injection. It was believed that an oil mist would form which, thanks to its intimate mixing with the air and the small droplet size, would absorb the heat generated during the compression of the air.
This conclusion was apparently confirmed by the measurement of relatively low air temperatures at the outlet of the compressor or the compression stage.
It has now been recognized that due to the relatively low injection pressure and the relatively large diameter of the injection nozzles, the desired oil mist does not arise through such an injection, but that the majority of the liquid volume turns into relatively coarse droplets, which the air movement is difficult to follow assets and are therefore eliminated immediately. If the cooling liquid is only injected at the beginning of the compression): t, there is practically no more mixing of oil and air at the point where higher pressures prevail and thus an intensive heat exchange is possible due to the higher air temperature.
The air temperature there becomes correspondingly high, which cannot be recorded by measuring the temperature at the outlet, since there the liquid and air mix again, so that the air temperature there is significantly lower than in the compression room. Furthermore, the temperature measurement there shows the oil temperature rather than the air temperature.
Even with an injection at higher air pressures, only a relatively poor mixing of cooling liquid and air is achieved as long as the liquid is not injected through many, evenly distributed nozzles or through one or more thin slots. Extensive research was required in order to identify the advantages of an evenly distributed injection in the area of higher air pressures and temperatures.
The previous cooling is also less effective in the sense that in some designs the cooling oil has to be replaced after a relatively modest number of operating hours due to premature aging, as it suffers thermal damage. With a ratio of 10 kg of cooling oil per kg of compressed air and thanks to the even distribution of oil and air in the area of higher pressures, an oil change is practically not necessary with the compressor described, since the oil does not reach decomposition temperatures at any point.
By a corresponding division into many individual nozzles arranged in the manner of brush bristles with nozzle diameters between 0.3 mm and 1.2 mm, preferably approx. 0.8 mm, or by one or more slots with a gap thickness of at most 1 mm, preferably 0.3 mm , an excellent distribution of the oil used for cooling can take place in a finely atomized state in the compression chamber. When the oil jets burst (or in the case of injection through slots, the oil curtains) on the rotor surface, the degree of atomization and thus the distribution of the cooling liquid in the air to be cooled is improved. The air / oil mixture also becomes more homogeneous microscopically.
All these phenomena bring an effective cooling of the air and an actually optimal utilization of the cooling oil. The large number of jets also improves the turbulence of the air in the compression space, which improves both the temperature and the mass exchange and therefore also improves the effectiveness of the cooling oil.
The even distribution of the oil, especially in the area of higher pressures, avoids leakage in most places. This not only improves efficiency, but also oil separation. The smallest oil droplets, which make oil separation difficult, are only created at higher air speeds, as can mainly occur at leakage points.
The cell volume is understood to be the volume of the enclosed space (cell) in which the air is located during compression. A cell volume explained in the following can also be defined after reaching the outlet openings. In the case of the rotary vane compressor, the cell volume is limited by two following, opposing vane surfaces and the associated outer surface parts of the rotor and the cylinder which is considered to be closed (FIG. 2). In the case of screw compressors, the cell volume is limited by the pressure-side end wall and cylinder wall, which are considered closed, and the tooth flanks.
By unwinding the circumferential surface of the runner, it is possible to a certain extent to represent the three-dimensional cell volume in two dimensions (FIGS. 8, 8a). There main and secondary rotors 108 and 110 can be seen, as well as the points 112 and 114, where the tooth combs nestle against the cylinder (see also FIG. 6). The suction-side end wall 170 is interrupted by the suction opening 11, the pressure-side end wall 169 by the outlet opening 12. The more complicated delimitation 120 of the cell volume due to the meshing of the main rotor and secondary rotor teeth is only shown schematically in FIGS. 8 and 8a.
The smallest cell volume into which coolant is still injected is V1, the smallest closed cell volume in which the cell reaches the first edge of an oil pocket or the first edge of an air outlet opening (if no corresponding pocket is provided) is V2 designated.
In Fig. 2, 2a Vl corresponds to the hatched area CDEF, V2 to the area GHIK. In FIG. 8, V1 corresponds to the area ABC DEFGH, V2 to the area IKLMOPQR. For the compressor described, the relationship - 0.40 <to g + 0.60 must then apply for each stage, with iF VlV2
V2
This means that coolant is still injected even when the cell has passed the first edge of an oil pocket or an outlet opening, in which case V1 <V2.
This arrangement ensures that a sudden, unintentional increase in pressure, e.g. due to a liquid shock, cannot develop in the cell, since the pressure can escape either through the spray nozzles 54 or spray slots 55 still connected to the cell or through the air outlet openings 12 or oil pockets 58 already connected to the cell. In the rotary vane compressor, an oil pocket 58 is assigned to each outlet opening 12 (FIG. 2b).
With the known pumpless rotary compressors, these values are in the range
0.9 <w <3
In single-stage compressors with a pressure ratio of 8 and a ratio of 10 kg of cooling oil per kg of compressed air, the result is an injection area F of approx. 1.5 mm2 / PS nominal power, where F means the sum of the injection cross-sections of all injection openings. With circular nozzles with a diameter of 0.8 mm, this results in approx. 3 holes / HP rated power. In the known pumpless rotary compressors, on the other hand, the number of injection nozzles per stage is less than 12, the nozzle cross-section being circular. In the case of a rectangular cross-section with a length to width ratio, e.g. 10, the number 12 corresponds to a nozzle width b of approx. 0.1 d F.
In order to achieve an even supply of oil to the air during compression, a significantly higher number of holes than 12 is necessary for compressors with a rated output of more than 10 hp, or for a ratio of length to width of the nozzle opening greater than 10, the smallest nozzle width is significantly less than 0.1 V F.
As can be seen from FIGS. 1 and 4, the air outlet openings 12 are connected to the carter 1 by a channel 59, from which an air channel 60 leads to the filters 16, 18, 20, 21 and 22. The plate-shaped filters 16, 20, 21 are held on two tie rods 61, 62 and 161, 162, which are supported on the covers 64 and 65, the tie rods being braced by means of nuts 63.
According to FIG. 3, the cylinder 5 and the rotor 8 of the rotary vane compressor are laterally covered by means of two two-part cylinder covers 69, 70, which are used to accommodate roller bearings 72 and 73. In each cover 69 and 70 there is also a stuffing box ring 75 and 76, which prevent outside air from getting into the bearings. Leakage air charged with oil mist passes through gaps 77 between the spacer rings 80 and the covers 69 and 70 into the bearings 72, 73, which are lubricated in this way.
The leakage air then passes through channels 74 into the suction side of the compressor.
The rotor journals are designated 78 and 79. In the case of the air-cooled version, a cooling propeller 81 is placed on one free end of the rotor journal 79.
Pressure oil channels 82 lead from the oil pre-chamber 52 into the cover 69 and 70, respectively. Through channels 84, lubricating and cooling oil is fed as a barrier fluid to the side of the rotor end faces. For this purpose it is advantageous to feed the liquid only to one sector JH9 (FIG. 2a) of the rotor 8, which is in each case limited by the smallest closed cell V2, GHJK. It is also possible to move the injection nozzles 54 in the axial direction, i. H. to be arranged spraying parallel to the axes 6 and 9. In this case, nozzles arranged on the same guide jets of the cylinder housing 5 are defined as rows of nozzles.
As shown in FIG. 7, in the screw compressor, the cylinder 105 is laterally covered by means of two end walls 169 and 170 in the form of cylinder covers, which serve to accommodate roller bearings 172 and 173. In the cover 169 there are also two packing rings 175 and 176, which prevent outside air from entering the bearings.
Leakage air charged with oil mist passes through an annular gap 177 into the roller bearings 172 and 173 and from there through the bores 174 into the intake duct of the compressor.
Two control gears 85 can preferably be mounted on the rotor journals 179 and 183 on the side opposite the drive. In the air-cooled version, the cooling propeller 81 is also included.
From the oil pre-chamber 52, pressure oil channels 188 lead into the cylinder covers 169 and 170, which supply cooling oil as a barrier fluid through holes 182 to the rotor end faces, which at the same time partially compensates for the axial thrust of the rotor. Furthermore, the oil channels 184 are fed from the oil antechamber 52 and a cooling injection is achieved from the pressure-side end face through the nozzles 54. For this purpose it is advantageous to inject the liquid only into the cell area delimited by radial injection.
The valve 33 described and shown in detail in FIGS. 2 and 6 is new of its kind. In its construction it is a combined valve with coaxially arranged valve bodies, which are mechanically connected to one another, either firmly or resiliently. It is actuated by a control means, here compressed air, which only acts on one side of a piston. In the present case it performs the following functions: - Opening and closing the air intake, the cooling and
Lubricating oil, as well as the additional oil feed when the carter is depressurized, or oil tank and idling operation; - Check valve in the event of a power failure and sudden
Stop the compressor.
The rotary compressor described works as follows (in this example only full load or idling are run):
In rotary vane compressors, when the rotor 8 is rotating and at full load, the fresh air to be compressed passes through the valve seat 34 (Fig. 2) into the valve chamber 32. Here it is distributed and then flows through the air intake openings 11 into the cylinder 5, where it is removed from the slides 14 of the rotating rotor 8 is detected and moved in the direction of the arrow.
During this process, it is compressed due to the decreasing space between cylinder 5, rotor 8 and the corresponding slide 14, the slide 14 being pushed back into the rotor 8 in accordance with the inner cylinder wall 7.
Due to the compression that now follows, the air is heated up considerably. For the purpose of cooling, oil is injected into the corresponding chamber of the compression space through the nozzles 54 or 55. The resulting rays partially disintegrate, and secondly they strike the rotating rotor 8 and burst into a mixture of drops. The oil-air mixture and a surge of the oil separated out on the wall 7 of the cylinder 5 are pushed by the corresponding slide 14 against the pockets 58 and the air outlet openings 12. Most of the oil volume conveyed with the air has to be transported in an extremely short time, namely during the
Time in which the slide 14 at the air outlet openings
12 strokes past, are pressed out of the narrowing gap between the rotor 8 and the cylinder 5.
In order to prevent this mass of liquid from being ejected abruptly, the oil pockets 58 and several Luftauslassöff openings 12 have been created. So there is enough free space
Volume available into which the liquid mass can escape when a slide 14 passes, thus avoiding the sudden ejection. Because the pockets 58 also extend beyond the openings 12, there are oil wedges on the pressure side which reduce the leakage of compressed air against the suction side. In this case, in the area of the oil pockets 58 or the air outlet openings 12, the supporting surface of the cylinder is less than 70%, preferably less than 50% of the possible supporting surface of the entire cylinder width.
In the described screw compressor, the fresh air to be compressed passes through the valve seat 34 (FIG. 6) into the valve chamber 32 at full load. It then flows into the cylinder through the air intake opening 11 mounted on the cylinder end wall and on the cylinder surface
105. There the suction begins with the main and secondary rotors 108 and 110 rotating in the direction of the arrow at the
Front side tooth and tooth gap come out of engagement and with further rotation both the tooth gap on the main as well as that on the secondary runner on their whole
Length to be released. When the teeth on the opposite face disengage, both tooth gaps are filled with air. With further rotation the
Tooth gaps on the suction side closed by the front wall.
Later, on the suction side, in the area opposite the suction opening, the tooth and the gap come into engagement again. It is thus formed by the pressure side end wall, the cylinder and the interlocking
Cell bounded by tooth flanks in which the air is located.
With further rotation, the cell shrinks as the
The point of engagement moves towards the pressure side and the filled tooth gaps are shortened. The injection of oil for cooling is done in the same way as with the rotary valve compressor on the cylinder jacket, with the distribution of the
Bores or the slots on the cylinder jacket of the
Cell shape corresponds to (Fig. 6b, 6d and 8), as well as on the pressure-side end wall. Since there is no sliding friction or the like with the screw compressor, injection of
Water instead of oil would be beneficial. The compression stops when the cell reaches the outlet opening 12 mounted on the pressure face and on the cylinder jacket, with oil pockets here, as they are advantageous in rotary vane compressors, unnecessary.
Both the rotary valve and the screw compressor, the ejected mixture of air and oil then passes through the channel 59 into the Carter 1 (Fig. 1 or 4), from which the compressed air flows through the air channel 60 and then through the first filter plate 16.
Their area is relatively large, so that the flow rate of the air is correspondingly small. All other things being equal, the degree of separation is small
Experience has shown that flow velocities are worse than larger ones. The post-filtering takes place in the metal mesh filters 18 and 22 and in the second, subdivided plattenför shaped filter 21, 20 with separately operating parts. Due to this subdivision into partial areas and the resulting double flow through the filter plate 20, 21, the air velocities in the individual filter parts 20 and 21 are significantly higher than in the filter plate 16. The outer annular surface of the filter 20 is larger than the inner surface of the filter 21 (area ratio> 1.5), so that different levels of deposition are also achieved here.
The separation effect is therefore greater than in the case of the filter plate 16. The air, which has been largely cleaned of the oil, then flows through the check valve 25, from the outlet duct 24 to the compressed air connection piece 26 and from there into an air chamber or to the consumer (not shown).
When the supply network of the compressor has reached a predetermined maximum pressure, the compressor must automatically go into its idle position, in which the air supply stops, but not the lubrication and cooling of the rotor. The circuit is accordingly the following:
When the maximum pressure in the network is reached, a pressure switch 89 (Fig. 5) switches to its open position, a solenoid valve 91 feeds the control fluid and brings a servo-operated slide 92 into its idle position L. The tap line connected between the two filters 20 and 21 is via the servo-operated slide 92 is connected to the outside air so that the air blows off through this line.
On the other hand, the system pressure acts undiminished (since this is higher than the falling pressure in the carter 1, FIGS. 1 and 4, the check valve 25 closes), so that it pushes a ball valve 93 into its left position (FIG. 5) and over the solenoid valve 91 and the pressure medium connection 40 (FIGS. 2, 5 and 6) under the control piston 38, a pressure is built up which lifts the piston 38 and presses the valve disk 35 onto the valve seat 34 via the valve stem 36. The intake air supply to the compressor is thus interrupted. During this closing movement, the piston 38 has also closed the valve seat 50.
By closing the intake air supply, a negative pressure is established in the oil pre-chamber 52 (FIGS. 2 and 6), which can propagate into the interior of the piston 38 via the openings 99 which are now connected to this space. Since there is initially a relatively high oil pressure in space 48, a ring valve 39 closes. By means of the servo-operated slide 92 (FIG. 5), the air is now blown out of the carter 1, the pressure drops, and with its drop the oil pressure also drops in space 48. When the oil pressure in space 48 falls below a certain value, the ring valve opens under the pressure of a spring 97. Then, as explained, the compressor automatically switches back to its idle position.
Compared to the previous compressors of this type, the compressors described have a better overall efficiency, a higher rate of delivery, better oil separation and a significantly lower oil consumption. The favorable cooling effect allows much higher pressure ratios per stage than before with approximately the same efficiency. Under certain circumstances, at higher pressure ratios, the number of compression stages can be reduced compared to rotary compressors of previous designs.