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PERFECTIONNEMENTS AUX MACHINES DU TYPE A ROTOR EN VIS.
La présente invention est relative à des machines à déplacement du type à rotor dit "en vis" qui, comme.on:.le sait, sont caractérisées en ce que deux ou plusieurs rotors pourvus de dents (ou de palettes) et de rainures en forme de filets de vis sont en prise par paires les uns avec les autres et forment des chambres de travail enfermées entre les flancs des dents et le carter entourant les rotors., l'agent de travail (éventuellement, agent moteur) étant chargé dans ces chambres et en étant déchargé pendant leur rotation par des orifices d'admission et d'échappement formés de manière convenable dans le carter.
Les dents de deux rotors coopérant peuvent avoir la même forme en profila mais généralement elles sont faites d'aspect différent9 1 un des ro- tors, dit "vis", étant pourvu de dents de*-section transversale sensiblement convexe, située!! complètement ou en majeure partie en dehors du cercle primi- tif de la vis, tandis que l'autre rotor, qu'on appellera ci-après la glissiè- re, est pourvu de dents dont les flancs ont une section transversale sensible- ment concaveet sont complètement ou en majeure partie situées à l'intérieur du cercle primitif du rotoro Des rotors'convenables du type mentionné en der- nier lieu sont décrits par exemple dans.le.brevet anglais n 62701620
Dans des rotors à dents droites ou presque droites,
c'est-à-dire avec un angle d'enroulement pour lequel la déviation totale de la dent sur la longueur du rotor est de 0 à environ 60 , on obtient une machine dans laquelle les chambres de travail s'ouvrent sur l'orifice d'échappement sans qu'aucun changement de volume s'y produise après remplissage par 1-'orifice d'admission.
Des rotors de ce type seront par conséquent employés dans des pompes à liquide et des compresseurs pour agents gazeux travaillant suivant le principe de Rooto Si au contraire les rotors sont faits avec'un angle d'enroulement supérieur à 60 environ, la machine peut en fait travailler comme pompe si les orifices d'admission et d'échappement sont dimensionnés spécialement dans ce but, mais avant tout, de tels rotors sont employés dans les machines à compression et à détente à agents compressibles, lesquelles machines réalisent respectivement une compression et détente interne d'un degré approprié au processus de fonc- tionnement, c'est-à-dire un changement de volume dans les chambres de travail
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alors que la communication est rompue tant avec l'orifice d'admission qu'avec l'orifice d'échappement.
Le type décrit dans le brevet suédois n 870160 peut être mentionné comme exemple d'une telle machine.
Toutefois, l'angle d'enroulement seul n'est pas un critère de ce qu'on obtient un changement de volume suffisant dans les chambres de travail, mais le nombre de dents joue également un certain rôleo La vis doit être pour- vue d'au moins trois dents pour obtenir un changement de volume interne ap- préciable avant que l'orifice d'échappement doive s'ouvrir pour donner une ai- re d'évacuation convenable. D'un point de vue pratique, les combinaisons de dents (3+3), (4 + 4) et (4+ 6) (le premier chiffre entre parenthèses indi- quant le nombre de dents de la vis et le second chiffre indiquant le nombre de dents de glissière) se sont révélées avantageuses pour des machines à taux de compression bas, moyen et élevé, respectivement.
En même temps, l'angle d'en- roulement a été choisi entre les limites de 150 - 213 , la valeur inférieure étant employée normalement pour des machines à taux de compression bas et à combinaison de filets (3 + 3), tandis que la valeur supérieure s'applique à des machines à taux de compression élevé et à combinaison de filets (4 + 6).
En munissant les rotors d'un petit nombre de dents, la profondeur des rainures peut être prise grande et la plus grande partie possible du-volume du rotor peut être utilisée comme volume utile (volume de course). Pour des raisons de résistance,pour obtenir un orifice d'échappement assez grand à de plus forts taux de compression, le nombre de dents ainsi que l'angle d'enroulement ont - été augmentéso Lorsque le taux de compression s'élève, le changement de volu- me intérieur nécessite une partie de plus en plus grande d'angle d'enroulement, tandis que l'orifice d'échappement est diminué en conséquence.
Par contre, dans des formes de réalisation antérieures on n'a pas désiré augmenter l'angle d'enroulement au delà des valeurs mentionnées précédemment, données en rapport avec le nombre de dents, parce qu'en faisant ainsi, la course de compression commencera avant que le remplissage soit complètement terminéo En outre, la perte par fuites augmente avec un angle d'enroulement croissant.
En raison de la longueur de l'espace de fuite entre lés rotors et le carter et entre les rotors eux-mêmes, des machines de ce type ont été faites avec une longueur L de la vis qui, relativement au diamètre, s'est éle- vée jusqu'à une valeur telle qu'en principe le rapport L/D a atteint 1,5 et, plus, dimensions pour lesquelles l'aire de fuite entre les différentes rainu- res de dents ou les chambres de travail correspond à un minimum pour une capa- cité donnée de la machine.
Des essais faits avec des rotors du modèle indiqué dans le brevet des Etats-Unis n 2.457.314 montrent que, contrairement à ce qu'on attendait, déjà de très faibles arrondis des bords des plaques terminales des chambres de rotor réalisent une augmentation de rendement de la machine aussi grande qu' environ 2 points de rendement (pour cent). Pour cette raison, -l'inventeur des perfectionnements suggérés dans la présente demande a eu l'idée d'essayer de modifier le mode de fonctionnement du compresseur en considérant les pertes dynamiques au lieu de le dimensionner pour la plus faible perte intérieure par fuite, abandonnant radicalement les valeurs habituelles jusqu'à présent, de dimensions du rotor et de l'angle d'enroulement.
Ainsi, le premier objet de la présente invention est une forme de réalisation perfectionnée du type de machines à compression ou à détente dans lequel, avant tout, les pertes dynamiques aux orifices d'admission et d'échap- pement sont réduites. En conséquence, l'invention est caractérisée en ce que de préférence pour 3 à 5 dents de la vis, l'angle de dent, c'est-à-dire l'an- gle aigu entre l'axe longitudinal du rotor et la direction de l'hélice du des- sus de la dent,dépasse 50 , tandis que l'angle d'enroulement, c'est-à-dire la déviation totale de la dent sur la longueur du rotor est moindre qu'environ 325 o En même temps la vis sera de préférence dimensionnée de telle manière que le rapport entre sa longueur L et son diamètre D soit compris entre les valeurs 0,5 et 1,
1 et que l'angle d'enroulement soit de préférence supérieur à 200 .
Un autre objet de l'invention est une forme de réalisation des
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plaques d'extrémité des dents de rotor et des bords limitant les orifices d' admission et d'échappement du carter lui-même en vue de réduire encore davan- tage les pertes dynamiques se produisant en ces endroits, ainsi qu'une appli- cation pratique de ce type de machine suivant l'invention à des ensembles com- binés composés de plusieurs machines du type à rotor en vis.
Des exemples des principes de l'invention seront illustrés dans la description suivante et sur le dessin ci-annexé, sans restreindre la pro- tection à ces formes de réalisationo - = Figure 1 est une vue de dessus, partie en coupe, d'une machine du type à rotor en vis construite suivant les principes de la présente inven- tion ; - Figure 2 est une vue de bout de la machine suivant la figure 1, en regardant vers l'orifice d'admission; - Figure 3 est un orifice d'admission purement axial d'un com- presseur ayant un grand angle d'enroulement en comparaison avec l'orifice d' admission de constructions antérieures à petit angle d'enroulement; - Figure 4 montre un orifice d'échappement combiné axial-radial d'un compresseur à grand angle d'enroulement en comparaison avec d'anciennes constructions à petit angle d'enroulement;
- Figure 5 montre l'orifice d'admission axial d'un compresseur ayant des bords arrondis dans le carter ainsi que sur les dents de rotor; - Figure 6 montre en coupe suivant la ligne VI-VI de la figure 5, la dent d'une "glissière" suivant l'invention; - Figure 7 montre en coupe suivant la ligne VII-VII de la figure 8, la dent d'une "vis" suivant l'invention; - Figure 8 montre une coupe suivant la ligne VIII-VIII de la fi- gure 5 faite par les arrondis à l'orifice d'admission et à l'orifice d'échap- pement dans le carter; - Figure 9 montre la partie radiale de l'orifice d'échappement d' un compresseur suivant l'invention; - Figure 10 montre une coupe suivant la ligne X-X de la figure 9 ; - Figure 11 montre l'orifice d'échappement d'un compresseur avec des dents de rotor du type engendré, et Figure 12 une coupe suivant la ligne XII-XII de la figure 11;
- Figure 13 montre l'application de l'invention à un ensemble combiné avec deux étages de compression et refroidissement intermédiaire; - Figure 14 montre une forme de réalisation modifiée du disposi- tif suivant la Figure 13, sans refroidisseur; - Figure 15 montre un ensemble moteur à gaz suivant l'inventiono
Figures 1 et 2 montre une machine du type à rotor en vis construi- te suivant l'invention. Elle peut être utilisée soit comme compresseur, soit comme moteur, suivant le sens de rotation, mais la machine décrite ci-après est supposée fonctionner en compresseur.
Le carter de compresseur 10 est pourvu de deux alésages de rotors se coupant 12 et 14 dans lesquels la vis 16 et la glissière 18 respectivement, sont montés à rotation, la dite vis étant portée par les paliers 20 et 22 et le dit manchon par les paliers 24 et 26 dans les parois terminales 28.et 30.
En 32 et en 34 et en 36 et en 38 on a prévu des garnitures sur arbres pour ré- duire la fuite vers l'extérieur entre les paliers des rotore et les parois.
Chaque rotor est pourvu de roues de synchronisation 40 et 42 res- pectivement pour maintenir les rotors dans leur position relative pendant la rotation et assurer de ce fait le maintien d'un certain jeu entre les dents de rotors qui coopèrent. Les rotors tournent également complètement libres par
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rapport au carter mais avec des jeux assez petits pour réduire les pertes par fuiteso
En outre, le carter est pourvu d'un orifice d'admission 44 et d' un orifice d'échappement 46.
Dans la forme de réalisation montrée, les rotors sont de type connuo ' Ainsi, la partie extérieure du profil de dent de la vis qui, à pleine prise avec la glissière, est situé à l'intérieur de la circonférence primitive, est de contour sensiblement en forme d'are, tandis que la partie restante du pro- fil de dent de la vis est engendrée par points sur la glissière qui sont don- nés par l'intersection de la circonférence primitive de la glissière et les flancs de ses dents.
La rainure de la glissière a une forme correspondant au sommet des dents de la vis, c'est-à-dire une section transversale sensiblement arquée, de sorte qu'à pleine prise entre le dessus d'une dent de la vis et une rainure de la glissière, la rainure sera pratiquement complètement remplie par le des- sus de dent qui s'y engageo
Une particularité caractéristique de ce type de rotor est qu'il ne se forme pas de-volumes nuisibles captifs aux orifices d'admission et d'é- chappement du compresseur, comme dans le cas des autres constructions connues de rotor.
En même temps on a une plus petite longueur de bord de fermeture et une moindre aire de fuite entre les chambres de travail formées par les dents des rotors et par conséquent les pertes par fuites intérieures sont moindres que dans les formes de réalisation antérieureso
En utilisant des profils de rotor circulaire dans une machine sui- vant la présente invention, on obtient les avantages suivants -l'aire de fuite est réduite, il n'y a pas de poches captives, et les pertes dynamiques sont faibles. Naturellement,l'invention n'est pas réduite à cette combinaison, même si elle doit être préféréeo L'invention peut avec avantage être appliquée aussi à des machines avec d'autres profils, par exemple des profils partiellement ou entièrement engendrés, pour permettre une augmentation de rendement en di- minuant les pertes dynamiques.
En changeant suivant l'invention les dimensions des rotors du com- presseur dans le sens d'un plus petit rapport L/D pour une capacité et un angle d'enroulement donnés de la machine, on obtient un angle de dent plus grand (voir Figure 1). Cet angle de dent peut être et sera augmenté en augmentant l'angle d'enroulement dans le sens de valeurs proches de 360 . La simple réduc- tion du rapport L/D donne au compresseur une aire d'admission plus grande, re- lativement au volume d'air aspiré.
Par conséquent, dans la plupart des cas, l'orifice d'admission 44 peut être purement axial sans que la vitesse d'admis- sion devienne fâcheusement élevée et. amène de grandes pertes à l'introduction, Comme le remplissage d'une rainure de dent se fait en direction purement axia- le, l'agent de travail partant de l'orifice d'admission axiale continue dans sa direction naturelle de mouvement pendant toute la période de remplissage; et seulement pendant l'introduction elle-même il sera troublé par les plaques d'extrémité des dents de rotors lorsque ces dernières se meuvent au-dessus de l'orifice d'admission.
Figure 3 montre l'influence de l'angle d'enroulement sur la di- mension de l'orifice axial d'admission dans un compresseur dont les dimensions des rotors sont données. Dans une forme de réalisation suivant l'invention, avec un angle d'enroulement de 300 , l'aspiration ne cesse que tout le long des bords 48 et 50, tandis que dans des formes de réalisation antérieure avec un'angle d'enroulement de 200 le remplissage des chambres de travail est ter- miné déjà le long des lignes pointillées 49 et 52.
Pendant la course de compression suivante, la masse d'air capti-- ve est déplacée de manière périphérique -axiale vers 1-'orifice d'échappement 46 qui, également par suite de l'angle de dent agrandi des rotors avec un fai- ble rapport L/D suivant l'invention, peut être fait avec une plus grande aire d'ouverture, mais, avant tout, avec une plus grande longueur de bord d'ouver-
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tùre relativement à la quantité d'agent de travail.
Si l'angle d'enroulement est augmenté aussi, il devient possible d'augmenter encore plus les ouvertu- res d'admission et d'échappemento Ainsi le déplacement périphérique de la mas- se de gaz est réduit dans son trajet de l'admission à l'échappement, ce qui s'applique particulièrement à la partie de la quantité de gaz aspirée en der- nier dans la chambre de travail, la dite partie s'écoulant presque rien qu'a- xialement à travers le'compresseur sans être choquée par la paroi terminale 30 de l'échappement, comme c'est le cas pour la première partie d'air aspiré qui après le choc est amenée vers l'échappement 46 dans la rotation des rotors.
La vitesse du gaz, purement axialement,est toutefois réduite également parce que l'aire transversale axiale est augmentée, lprsque les rotors sont faits avec un faible rapport L/D;, et par conséquent les pertes dynamiques, qui se produisent lorsque le mouvement axial des particules de gaz est freiné et de- vient, au lieu de cela, un mouvement périphérique, sont réduites en même temps.
Les pertes à l'écoulement vers l'extérieur par l'orifice d'échap- pement du compresseur dépendent, dans une large mesure, de l'écoulement en re- tour qui se produit au point de rendement maximum par l'espace étroit entre les dents des rotors et le contour de l'ouverture déchappement pendant les premiers moments d'ouverture, tandis que la pression dans les rainures des ro- tors est encore moindre que la contre-pression dans l'échappemento Toutefois, le vide partiel devient rapidement une pression supérieure à la pression at- mosphérique dans les filets, du fait que le changement de volume des chambres de travail ou de la masse de gaz a lieu plus rapidement que l'augmentation de l'aire de 1-'échappement.
Un tel processus douverture augmente le travail'de compression nécessaire au delà de la valeur théorique et ainsi aussi la puis- sance nécessaire. En dimensionnant le compresseur avec un faible rapport L/D et un grand angle d'enroulement suivant l'invention, la puissance nécessaire est réduite parce que la réduction de volume de la masse de gaz emprisonnée se fait plus lentement, tandis que la longueur du bord de l'orifice d'échappe- ment et ainsi l'aire de l'espace de l'ouverture augmente par rapport à la quantité de gaz qui traverse le compresseuro
Figure 4 illustre l'influence de l'angle d'enroulement sur un compresseur à échappement combiné radial-axial 54, pour des dimensions de ro- tors données.
Pour en faciliter l'examen la partie radiale a été relevée dans le même plan que la partie axiale de l'échappement.
Pour un angle d'enroulement égal à 3000 l'évacuation commence le long du bord d'échappement 56 montré en traits pleins tandis que pour un angle d'enroulement égal à 200 l'ouverture n'a lieu qu'après la ligne en tirets 580 La plus grande longueur de bord d'ouverture qu'on obtient pour un plus grand angle d'enroulement donne un plus grand espace d'ouverture pendant la période d'ouverture et une plus grande aire totale d'échappement, les chambres de tra- vail étant maintenues ouvertes vers l'échappement pendant la plus grande par- tie d'un tour, toutes choses qui contribuent, à réduire les pertes à l'échap- pement.
Les conditions d'écoulement décrites plus haut et leur influence sur le rendement du compresseur seront mieux comprises par une comparaison en- tre deux compresseurs avec le même volume utile, l'un étant construit suivant les principes anciens, l'autre suivant l'inventiono L'ancienne construction avait le rapport L/D = 1,5, la longueur de rotor = 300 mm et le diamètre de la vis 200 mm avec un angle d'enroulement des sommets des dents = 200 . L'au tre compresseur, construit suivant l'invention avait L/D = 0075, une longueur de rotor de 195 mm et un diamètre de vis = 252 mm avec un angle d'enroulement correspondant = 250 .
Les deux compresseurs fonctionnaient dans les mêmes conditions de pression et avec le même nombre de tours par minute qui correspondaient aux valeurs donnant le meilleur rendement pour le compresseur suivant l'ancienne construction. La capacité des deux machines est ainsi la même, toutes précau- tions ayant été prises pour mettre l'ancienne construction dans les meilleures conditions de fonctionnement possible. Les essais faits ont montréque le com- presseur à faible rapport L/D et à grand angle d'enroulement donne un rendement
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très supérieur, même pour un point de fonctionnement choisi qui doit dépendre des pertes dynamiques réduites avant tout pendant les périodes de remplissage et de vidange.
Une augmentation de l'angle d'enroulement de 200 à 250 n'amène aucune réduction du rendement volumétrique du fait que la course de compres- sion commence avant que le remplissage des rainures des filets soit complète- ment terminé parce que les chambres de travail ou les rainures des rotors, du fait des circonstances améliorées d'admission, seront remplies d'air à pres- sion statique plus élevée et qu'ainsi on aura une plus grande quantité d'agent de travail par unité de volume que ce qui est le cas dans l'ancienne construc- tiono En outre, le compresseur est favorisé par ce remplissage perfectionné à une pression statique supérieure parce qu'il faut moins de travail de compres- sion pour un taux de compression désiré. Ainsi, le dit remplissage perfection- né contribue à un plus grand rendement total.
Les rapports entre l'aire de l'ouverture d'admission, la longueur du bord de l'ouverture d'échappement et l'aire de l'ouverture d'échappement et les vitesses de gaz respectives dans les deux compresseurs résultent clai- rement des chiffres relatifs de la table suivante
EMI6.1
<tb> au <SEP> compresseur <SEP> L/D=1,5 <SEP> = <SEP> 0,75
<tb>
<tb>
<tb> aire <SEP> totale <SEP> de <SEP> l'admission <SEP> 1 <SEP> 2
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> de <SEP> l'agent <SEP> de <SEP> travail <SEP> 1 <SEP> 0,5
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,25
<tb>
<tb>
<tb> longueur <SEP> de <SEP> bord <SEP> d'ouverture <SEP> 1 <SEP> 1,6
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> d'échappement <SEP> pendant <SEP> les <SEP> premiers <SEP> moments
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> de <SEP> la <SEP> période <SEP> d'ouverture <SEP> 1 <SEP> 0,
4
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,16
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> aire <SEP> totale <SEP> de <SEP> l'échappement <SEP> 1 <SEP> 2,2
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> d'échappement <SEP> 1 <SEP> 0,45
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,20
<tb>
Le fait que la vitesse d'échappement pendant les premiers moments devienne si faible pour le compresseur à plus petit rapport L/D et à plus grand angle d'enroulement ne dépend pas seulement de la longueur du bord d'ouverture mais également du fait que la réduction de volume des chambres, de travail se fait plus lentement de sorte que par unité de temps une plus petite quantité est expulsée dans l'échappement,
tandis qu'au même moment l'ouverture se fait plus rapidement dans la machine à plus petit rapport L/D du fait de son plus grand diamètre de rotor et de la plus grande vitesse périphérique des sommets des dents des rotors.
Les résultats d'essais montrent que grâce aux perfectionnements constructifs suivant l'invention, il est devenu possible d'augmenter le rende- ment du compresseur de 5 à 8 points de rendement pour cent, comparativement aux anciens modèles.
Outre les avantages mentionnés ci-dessus pour un petit rapport L/D et un grand angle d'enroulement, on peut mentionner aussi que la distance de fermeture entre dents de rotor peut être maintenue plus faible. Une usure de la transmission de synchronisation ou une déformation des rotors a, traduit en pourcentage, une influence moindre sur le jeu et ainsi sur la souplesse de service de la machine.
Comme déjà mentionné, le compresseur à vis obtient des propriétés encore meilleures en arrondissant les bords des extrémités des dents aux ori- fices d'admission et d'échappement, ce qui se traduit par des pertes à l'écou- lement réduites aux rainures des filets. Toutefois, un perfectionnement sup- plémentaire est obtenu en prévoyant ces parties arrondies de telle manière que les plaques terminées de la vis, et de la glissière respectivement, aient une-forme de profil plus avantageuse, dans la direction de l'écoulement, que celle qui est montrée dans le brevet des Etats-Unis 2.457.314 susmentionné, et en même temps les bords de l'orifice d'admission,.et ceux de l'orifice d' échappement, respectivement, sont arrondis, et l'air est aspiré et respective- ment expulsé, entre ces bords arrondis et les bords arrondis des rotors.
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Figure 5 montre l'admission d'un compresseur avec écoulement en- trante ou introduction, purement axial, et une ouverture d'admission dont les bords sont arrondis suivant les principesde l'invention. Ainsi, les plaques d'extrémité des dents de la glissière 60 ont été arrondies de telle sorte qu' en section transversale suivant la figure 6, on obtient un profil à ligne de- courant qui s'étend des racines des dents à leurs sommets mais qui laisse li- bre leur plus grande partie de sorte que la fermeture demeure inchangée.
Les dents 62 de la vis sont profilées de manière analogue pour offrir le moins de résistance possible à l'air entrant.
Pour que la fermeture entre les rotors reste inchangée, les par- ties des flancs de la glissière qui engendrent la partie racine des dents de la vis doivent rester inchangées, tandis que l'arrondissement des surfaces ter- minales des dents de la vis seulement est fait du sommet des dents à leur ra- cine qui est engendrée par les dents de la glissière. En d'autres termes, seu- les les parties sensiblement arquées des flancs des dents de la vis doivent être arrondies aux surfaces terminales.
La particularité caractéristique du modèle de profil des dents des rotors suivant les figures 6 et 7 consiste en ce que la partie en nez 64, et 66 respectivement, est dirigée dans le sens de rotation des dents.
Ceci est obtenu en arrondissant le bord 68, et 70 respectivement, qui mène- dans le sens de la rotation, avec un rayon de courbure'plus petit que le bord suivant 72 et 74, respectivement, et si possible en*déplaçant la surface de fermeture restante 76, et 78 respectivement, vers les parois d'extrémité dans la direction allant vers le flanc menant.
L'orifice d'admission dans le carter sera en même temps arrondi le long des bords le long desquels commencent et cessent respectivement l'é- coulement d'introduction vers les chambres de travail et l'écoulement d'évacu- ation.,
Sur la Figure 5, les bords 80, 82 et 84 sont ainsi arrondis com- me montré à la Figure 8 pour réaliser l'ouverture et la fermeture graduelle des chambres de travail ce qui influence favorablement le processus d'écoule- ment pendant la période de remplissage.
Les pertes à l'écoulement vers l'extérieur sont réduites de maniè= re correspondante, dans un échappement axial-radial combiné suivant les figures 4, 9 et 10 en arrondissant les bords des ouvertures., La partie axiale de l'o- rifice de sortie est par suite arrondie en 86, 88 et 90 tandis que l'ouverture radiale suivant la figure 9 est arrondie de manière analogue le long de tout le contour triangulaire 92-94-96, comme montré à la figure 10.
L'échappement axial-radial décrit plus haut se rapporte à un com- presseur à profil circulaire, mais, pour être complet, les figures 11 et 12 montrent l'aspect d'un échappement perfectionné suivant l'idée de l'invention dans une machine de construction ancienne avec une forme de profil dont un flanc est sensiblement arqué tandis que l'autre est engendré. Au moins les bords de l'ouverture radiale suivant 98-100 et 102-104 doivent être arrondis juste comme la partie 106 de la paroi d'extrémité 30 qui se projette sur 1' ouverture d'échappement pour la fermeture entre chambres de travail pendant le remplissage et chambres de travail pendant l'évacuation.
En outre, en ce qui concerne la partie axiale de l'échappement, on arrondira les bords qui correspondent aux bords indiqués par 86, 88 et 90 à la figure 40
Pour réduire encore davantage les pertes dynamiques on arrondira légèrement aussi les bords des dents de rotors vers l'échappement quoiqu'avec moins de précautions que montré aux figures 6 et 7, car il est question seule- ment de réaliser une ouverture douce de la liaison entre la chambre de travail et l'échappement.
Aux figures 1 à 12, les ouvertures d'admission et d'échappement ont été dessinées en fonction du fait que la machine fonctionne comme compres- seur. Mais si la machine doit jouer le rôle de moteur et détendre un agent précomprimé, et éventuellement chauffé, le dessin de l'admission et de l'éva- cuation de la machine et la conformation des parties arrondies suivant les
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figures 4 à 12 deviennent analogues puisque dans ce cas aussi l'admission peut être faite purement axiale, tandis que l'échappement serà fait axial-radial combiné du fait du plus grand volume des gaz usés. Dans ce cas aussi les dents de rotor à extrémités profilées suivant les figures 6 et 7 sont placées à l' admission, c'est-à-dire dans ce cas du côté haute-pression de la machine.
Ayant constate 1-l'avantage -qu'il y a à faire des rotors de compresseur avec un petit rapport L/D ou, dans tous les cas, avec un grand angle d'enroulement, il est devenu possible de construire des ensembles (ou groupes) ou machines tandem suivant les figures 13 à 15.
Figure 13 montre un groupe compresseur à deux étages avec refroi- dissement entre les deux étages. L'air est aspiré dans le compresseur à basse pression 150 par l'admission 152 et est conduit par l'échappement 154 au refroi- disseur intermédiaire 156. Du dit refroidisseur, l'air est amené par l'admis- sion 158 au compresseur à haute-pression 160 et quitte le groupe par l'orifice- d'échappement 162 et le conduit 164. Une particularité caractéristique du grou- pe est que les vis 166 et 168 (tout comme les deux glissières) forment un seul rotor monté en deux points seulement, soit en 170 et 172 sans aucun palier intermédiaire. Des garnitures 174 ont été introduites pour réduire les fuites entre les deux étages de compression.
Pour rendre possible une telle construc- tion, les deux vis et les deux glissières respectivement, doivent avoir la mê- me forme en section transversale, la même -circonférence primitive et la même distance axiale entre vis et glissières. Comme on le verrat, la transmission de synchronisation peut également être commune,, La solution pratique consiste en ce que le compresseur à haute pression est fait avec de courts rotors L/D= 0,5 à 0,7 et un angle d'enroulement modéré, tandis que les rotors du compres- seur à basse pression sont faits relativement longs avec L/D = 1,5 à 2 et avec un grand angle d'enroulement, de préférence supérieure à 250 .
Par cet agence- ment, la distance entre paliers devient courte par rapport au diamètre de noyau des rotors et les pertes dynamiques deviennent faibles pour les deux é- tages de compression puisque dans les deux cas un grand angle de dent est uti- lisé suivant les principes exposés plus haut.
Comme autre avantage on peut signaler que le groupe suivant la figure 13 est pour la plus grande partie équilibré en direction axiale. En ou- tre, le jeu à l'arbre devient faible comparativement à un modèle où les deux étages sont complètement séparéso
Figure 14 montre une variante de l'ensemble à deux étages décrit précédemment, dans lequel les deux étages de compression sont reliés directe- ment l'un à l'autre sans refroidisseur intermédiaire.
Figure 15 montre un ensemble moteur à gaz comprenant un compres- seur à vis 200 et en moteur à vis 202 qui ont été construits ensemble suivant les mêmes principes que ceux des formes de réalisation des figures 13 et 14 et dont les rotors, en ce qui çoncerne le choix du rapport L/D et l'angle d' enroulement, se trouvent dans les limites de cette demande.
Ainsi, les vis 204 et 206 respectivement sont unies chacune à leur rotor respectif commun monté seulement sur les paliers extérieurs en 208 et 210o La partie intermédiaire ou la paroi terminale commune '212 sert seulement de chambre de distribution d'air et n'a pas de dispositif de palier pour les rotors. Les garnitures introduites 214 et 216 ont en premier lieu pour objet de réduire la quantité d'air de fuite de compresseur aux chambres de travail du moteur. La transmission commune de synchronisation 217 est placée dans la partie compresseur.
Les deux vis et glissière, respectivement ont exactement la même forme en section transversale, mais leur longueur et leur angle d'enroulement est différent. Les rotors du compresseur sont faits avec un petit L/D et un angle d'enroulement relativement modéré tandis que les rotors du moteur ont un L/D relativement grand mais un grand angle d'enroulement, c'est-à-dire que dans les deux cas un grand angle de dent est utilisé pour obtenir des condi- tions d'admission et d'échappement favorables, et ainsi de faibles pertes dy- namiques.
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Dans l'ensemble montré, l'aire est aspiré à travers l'admission 218, est repris après compression dans la chambre de distribution 219 et est conduit de là par les lumières 220 de l'arbre intermédiaire 202 et les lumiè- res 224 du carter du moteur, dans les systèmes refroidisseurs 226 et 228 du moteur, agencés dans les rotors aussi bien que dans le carter. Après avoir traversé les systèmes refroidisseurs, l'air est mené par la conduite 230 à la chambre de combustion 232 où il est chauffé à la température désirée pour l'agent de travail et est alors amené au moteur par la conduite 234 et l'ad- mission 236.
Après la détente, les gaz partent par l'échappement 2380
Les extrémités haute pression des deux machines se font face et les échappements sont situés du même côté des rotors, les forces agissantes' de l'air et du gaz étant ainsi presque complètement équilibrées, ce qui con- tribue à équilibrer les forces axiales et radiales agissant sur les rotorso REVENDICATIONS.
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IMPROVEMENTS IN SCREW ROTOR TYPE MACHINES.
The present invention relates to displacement machines of the so-called "screw" type rotor which, as is known, are characterized in that two or more rotors provided with teeth (or vanes) and grooves in form of screw threads engage in pairs with each other and form working chambers enclosed between the flanks of the teeth and the housing surrounding the rotors., the working agent (possibly motive agent) being loaded into these chambers and being discharged during their rotation through inlet and outlet ports suitably formed in the housing.
The teeth of two cooperating rotors can have the same profiled shape but generally they are made of different appearance9 1 one of the rotors, called "screw", being provided with teeth of substantially convex transverse section, located !! completely or mainly outside the pitch circle of the screw, while the other rotor, hereinafter referred to as the slide, is provided with teeth whose flanks have a substantially concave cross section. are completely or mainly located within the pitch circle of the rotoro. Suitable rotors of the last mentioned type are described, for example, in English Patent No. 62701620
In rotors with straight or nearly straight teeth,
that is, with a winding angle for which the total deviation of the tooth along the length of the rotor is from 0 to about 60, a machine is obtained in which the working chambers open to the orifice exhaust without any change in volume occurring there after filling through 1-inlet port.
Rotors of this type will therefore be used in liquid pumps and compressors for gaseous agents working according to the Rooto principle. If, on the contrary, the rotors are made with a winding angle greater than about 60, the machine can in fact work as a pump if the intake and exhaust ports are specially dimensioned for this purpose, but above all, such rotors are used in compression and expansion machines with compressible agents, which machines respectively perform internal compression and expansion of a degree appropriate to the process of operation, i.e. a change in volume in the working chambers
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while communication is broken with both the intake port and the exhaust port.
The type described in Swedish Patent No. 870160 can be mentioned as an example of such a machine.
However, the winding angle alone is not a criterion for obtaining a sufficient change in volume in the working chambers, but the number of teeth also plays a certain role. The screw must be provided with at least three prongs to achieve an appreciable internal volume change before the exhaust port has to open to provide adequate exhaust air. From a practical point of view, the combinations of teeth (3 + 3), (4 + 4) and (4+ 6) (the first number in parentheses indicating the number of teeth of the screw and the second number indicating number of slide teeth) have been found to be advantageous for machines with low, medium and high compression ratios, respectively.
At the same time, the winding angle was chosen between the limits of 150 - 213, the lower value being used normally for machines with low compression ratio and combination of threads (3 + 3), while the higher value applies to machines with high compression ratio and thread combination (4 + 6).
By providing the rotors with a small number of teeth, the depth of the grooves can be made great and as much of the rotor volume as possible can be used as the working volume (stroke volume). For strength reasons, to obtain a large enough exhaust port at higher compression ratios, the number of teeth as well as the winding angle have - been increased - As the compression ratio increases, the change interior volume requires an increasingly larger portion of winding angle, while the exhaust port is reduced accordingly.
On the other hand, in previous embodiments it was not desired to increase the winding angle beyond the previously mentioned values, given in relation to the number of teeth, because by doing so, the compression stroke will start. before filling is complete. Also, the leakage loss increases with increasing winding angle.
Due to the length of the leakage space between the rotors and the housing and between the rotors themselves, machines of this type have been made with a length L of the screw which, relative to the diameter, has increased. - lifted up to a value such that in principle the L / D ratio has reached 1.5 and, moreover, dimensions for which the leakage area between the different tooth grooves or the working chambers corresponds to a minimum for a given machine capacity.
Tests carried out with rotors of the model shown in United States Patent No. 2,457,314 show that, contrary to expectations, already very small rounding of the edges of the end plates of the rotor chambers results in an increase in efficiency. of the machine as large as about 2 efficiency points (percent). For this reason, the inventor of the improvements suggested in the present application had the idea of trying to modify the operating mode of the compressor by considering the dynamic losses instead of dimensioning it for the lowest internal loss by leakage, radically abandoning the usual values until now, of rotor dimensions and winding angle.
Thus, the first object of the present invention is an improved embodiment of the type of compression or expansion machines in which, above all, the dynamic losses at the inlet and outlet ports are reduced. Accordingly, the invention is characterized in that preferably for 3 to 5 teeth of the screw, the tooth angle, that is to say the acute angle between the longitudinal axis of the rotor and the direction of the helix above the tooth exceeds 50, while the winding angle, i.e. the total deflection of the tooth along the length of the rotor is less than about 325 o At the same time the screw will preferably be dimensioned such that the ratio between its length L and its diameter D is between the values 0.5 and 1,
1 and that the winding angle is preferably greater than 200.
Another object of the invention is an embodiment of the
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end plates of the rotor teeth and edges limiting the intake and exhaust ports of the crankcase itself to further reduce the dynamic losses occurring in these locations, as well as an application practice of this type of machine according to the invention to combined assemblies composed of several machines of the screw rotor type.
Examples of the principles of the invention will be illustrated in the following description and in the accompanying drawing, without restricting the protection to these embodiments - = Figure 1 is a top view, partly in section, of a screw rotor type machine constructed according to the principles of the present invention; - Figure 2 is an end view of the machine according to Figure 1, looking towards the inlet port; - Figure 3 is a purely axial inlet port of a compressor having a large winding angle compared to the inlet port of earlier small winding angle constructions; - Figure 4 shows a combined axial-radial exhaust port of a large winding angle compressor compared to older small winding angle constructions;
- Figure 5 shows the axial inlet of a compressor having rounded edges in the casing as well as on the rotor teeth; - Figure 6 shows in section along line VI-VI of Figure 5, the tooth of a "slide" according to the invention; - Figure 7 shows in section along line VII-VII of Figure 8, the tooth of a "screw" according to the invention; - Figure 8 shows a section along the line VIII-VIII of Figure 5 made by the roundings at the inlet port and at the exhaust port in the crankcase; - Figure 9 shows the radial part of the exhaust port of a compressor according to the invention; - Figure 10 shows a section along the line X-X of Figure 9; - Figure 11 shows the exhaust port of a compressor with rotor teeth of the type generated, and Figure 12 a section along the line XII-XII of Figure 11;
- Figure 13 shows the application of the invention to a combined assembly with two stages of compression and intermediate cooling; Figure 14 shows a modified embodiment of the device according to Figure 13, without a cooler; - Figure 15 shows a gas engine assembly according to the invention
Figures 1 and 2 show a screw rotor type machine constructed according to the invention. It can be used either as a compressor or as a motor, depending on the direction of rotation, but the machine described below is supposed to operate as a compressor.
The compressor housing 10 is provided with two intersecting rotor bores 12 and 14 in which the screw 16 and the slide 18 respectively are mounted to rotate, the said screw being carried by the bearings 20 and 22 and the said sleeve by the bearings 24 and 26 in the end walls 28. and 30.
At 32 and 34 and at 36 and 38, shaft seals are provided to reduce the outward leakage between the bearings of the rotor and the walls.
Each rotor is provided with synchronization wheels 40 and 42, respectively, to maintain the rotors in their relative position during rotation and thereby ensure that a certain clearance is maintained between the teeth of the cooperating rotors. The rotors also rotate completely free by
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compared to the crankcase but with small enough clearances to reduce leakage losses
In addition, the housing is provided with an intake port 44 and an exhaust port 46.
In the embodiment shown, the rotors are of the known type. Thus, the outer part of the tooth profile of the screw which, fully engaged with the slide, is located inside the pitch circumference, has a substantially contour. shaped as an are, while the remaining part of the tooth profile of the screw is generated by points on the slide which are given by the intersection of the primitive circumference of the slide and the sides of its teeth.
The slideway groove has a shape corresponding to the apex of the teeth of the screw, i.e. a substantially arched cross section, so that fully engaged between the top of a tooth of the screw and a groove of the slide, the groove will be practically completely filled by the top of the tooth which engages it.
A characteristic feature of this type of rotor is that no harmful volumes captive to the compressor inlet and outlet ports form, as is the case with other known rotor constructions.
At the same time there is a shorter closing edge length and a less leakage area between the working chambers formed by the teeth of the rotors and therefore the internal leakage losses are less than in the previous embodiments.
By using circular rotor profiles in a machine according to the present invention, the following advantages are obtained - the leakage area is reduced, there are no captive pockets, and the dynamic losses are low. Of course, the invention is not reduced to this combination, although it should be preferred. The invention can advantageously also be applied to machines with other profiles, for example partially or fully generated profiles, to allow a increase in efficiency by reducing dynamic losses.
By changing according to the invention the dimensions of the rotors of the compressor in the direction of a smaller L / D ratio for a given capacity and a given winding angle of the machine, a larger tooth angle is obtained (see Figure 1). This tooth angle can and will be increased by increasing the winding angle in the direction of values close to 360. Simply reducing the L / D ratio gives the compressor more intake area, relative to the volume of air drawn in.
Therefore, in most cases, the inlet port 44 can be purely axial without the inlet speed becoming annoyingly high and so. leads to great losses on introduction. As the filling of a tooth groove takes place in the purely axial direction, the working agent starting from the axial inlet orifice continues in its natural direction of movement throughout the filling period; and only during the introduction itself it will be disturbed by the end plates of the rotor teeth as the latter move above the inlet port.
Figure 3 shows the influence of the winding angle on the dimension of the axial inlet orifice in a compressor whose rotor dimensions are given. In one embodiment according to the invention, with a winding angle of 300, the suction ceases only all along the edges 48 and 50, while in earlier embodiments with a winding angle of 200 the filling of the working chambers has already been completed along the dotted lines 49 and 52.
During the next compression stroke the captured air mass is displaced peripherally -axially towards the exhaust port 46 which, also as a result of the enlarged tooth angle of the rotors with a low The L / D ratio according to the invention can be made with a larger opening area, but above all with a greater length of the opening edge.
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tùre relative to the quantity of labor agent.
If the winding angle is also increased, it becomes possible to further increase the intake and exhaust openings. Thus the peripheral displacement of the gas mass is reduced in its intake path. to the exhaust, which particularly applies to that part of the quantity of gas sucked last into the working chamber, said part flowing almost nothing but axially through the compressor without being shocked by the end wall 30 of the exhaust, as is the case for the first part of sucked air which after the shock is brought to the exhaust 46 in the rotation of the rotors.
The gas velocity, purely axially, is however reduced also because the axial transverse area is increased, when the rotors are made with a low L / D ratio ;, and consequently the dynamic losses, which occur when the axial movement gas particles is slowed down and becomes, instead, a peripheral movement, are reduced at the same time.
The losses to the outflow through the exhaust port of the compressor depend, to a large extent, on the backflow which occurs at the point of maximum efficiency through the narrow space between the teeth of the rotors and the contour of the exhaust opening during the first moments of opening, while the pressure in the grooves of the rotors is still less than the back pressure in the exhaust o However, the partial vacuum quickly becomes a pressure greater than the atmospheric pressure in the threads, because the change of volume of the working chambers or of the mass of gas takes place more rapidly than the increase in the area of the exhaust.
Such an opening process increases the necessary compression work beyond the theoretical value and thus also the necessary power. By dimensioning the compressor with a low L / D ratio and a large winding angle according to the invention, the power required is reduced because the reduction in volume of the mass of trapped gas occurs more slowly, while the length of the edge of the exhaust port and thus the area of the opening space increases with respect to the quantity of gas passing through the compressor.
Figure 4 illustrates the influence of winding angle on a combined radial-axial exhaust compressor 54, for given rotor sizes.
To facilitate examination, the radial part has been raised in the same plane as the axial part of the exhaust.
For a winding angle equal to 3000 the evacuation begins along the exhaust edge 56 shown in solid lines while for a winding angle equal to 200 the opening takes place only after the dashed line 580 The greater length of opening edge which is obtained for a greater winding angle gives a greater opening space during the opening period and a greater total exhaust area, the tra - vail being kept open towards the exhaust for the greater part of a revolution, all of which contributes to reducing exhaust losses.
The flow conditions described above and their influence on the efficiency of the compressor will be better understood by a comparison between two compressors with the same useful volume, one being built according to old principles, the other according to the invention. The old construction had the L / D ratio = 1.5, the rotor length = 300 mm and the screw diameter 200 mm with a winding angle of the tops of the teeth = 200. The other compressor, built according to the invention had L / D = 0075, a rotor length of 195 mm and a screw diameter = 252 mm with a corresponding winding angle = 250.
The two compressors operated under the same pressure conditions and with the same number of revolutions per minute which corresponded to the values giving the best efficiency for the compressor according to the old construction. The capacity of the two machines is thus the same, all precautions having been taken to put the old construction in the best possible operating conditions. Tests have shown that the compressor with low L / D ratio and large winding angle gives an efficient
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much higher, even for a chosen operating point which must depend on the reduced dynamic losses above all during the filling and emptying periods.
Increasing the winding angle from 200 to 250 does not lead to any reduction in volumetric efficiency because the compression stroke begins before filling of the thread grooves is complete because the working chambers or the grooves of the rotors, due to the improved intake circumstances, will be filled with air at higher static pressure and thus there will be a greater quantity of working agent per unit volume than is required. the case in the old constructiono In addition, the compressor is favored by this improved filling at a higher static pressure because less compression work is required for a desired compression ratio. Thus, said improved filling contributes to a greater total yield.
The ratios between the area of the intake opening, the length of the edge of the exhaust opening and the area of the exhaust opening and the respective gas velocities in the two compressors are clearly shown. relative digits from the following table
EMI6.1
<tb> to <SEP> compressor <SEP> L / D = 1.5 <SEP> = <SEP> 0.75
<tb>
<tb>
<tb> total <SEP> area <SEP> of <SEP> admission <SEP> 1 <SEP> 2
<tb>
<tb>
<tb> speed <SEP> of <SEP> agent <SEP> of <SEP> job <SEP> 1 <SEP> 0.5
<tb>
<tb>
<tb> height <SEP> due <SEP> to <SEP> the <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> 0.25
<tb>
<tb>
<tb> length <SEP> of <SEP> edge <SEP> opening <SEP> 1 <SEP> 1.6
<tb>
<tb>
<tb> escape <SEP> speed <SEP> during <SEP> the first <SEP> <SEP> moments
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> of <SEP> the <SEP> opening <SEP> period <SEP> 1 <SEP> 0,
4
<tb>
<tb>
<tb> height <SEP> due <SEP> to <SEP> the <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> 0.16
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> total <SEP> area <SEP> of <SEP> the escape <SEP> 1 <SEP> 2,2
<tb>
<tb>
<tb> escape <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> 0.45
<tb>
<tb>
<tb> height <SEP> due <SEP> to <SEP> the <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> 0.20
<tb>
Whether the exhaust speed during the first few moments becomes so low for the smaller L / D ratio and larger winding angle compressor is not only dependent on the length of the opening edge but also on whether reducing the volume of the chambers, working is done more slowly so that per unit of time a smaller amount is expelled into the exhaust,
while at the same time the opening is done more quickly in the machine with smaller L / D ratio due to its larger rotor diameter and the greater peripheral speed of the tops of the rotor teeth.
The test results show that thanks to the constructive improvements according to the invention, it has become possible to increase the efficiency of the compressor by 5 to 8 percentage points of efficiency, compared with the old models.
Besides the advantages mentioned above for a small L / D ratio and a large winding angle, it can also be mentioned that the closing distance between rotor teeth can be kept smaller. A wear of the synchronization transmission or a deformation of the rotors has, in percentage, a less influence on the play and thus on the flexibility of service of the machine.
As already mentioned, the screw compressor obtains even better properties by rounding the edges of the ends of the teeth at the intake and exhaust ports, which results in reduced flow losses at the grooves of the teeth. nets. However, a further improvement is obtained by providing these rounded portions such that the finished plates of the screw, and of the slide respectively, have a more advantageous profile shape, in the direction of flow, than that. which is shown in the aforementioned U.S. Patent 2,457,314, and at the same time the edges of the intake port, and those of the exhaust port, respectively, are rounded, and the air is sucked and expelled respectively, between these rounded edges and the rounded edges of the rotors.
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Figure 5 shows the inlet of a compressor with inlet flow or introduction, purely axial, and an inlet opening whose edges are rounded according to the principles of the invention. Thus, the end plates of the teeth of the slide 60 have been rounded so that in cross section according to Figure 6 a streamline profile is obtained which extends from the roots of the teeth to their apices but which leaves most of them free so that the closure remains unchanged.
The teeth 62 of the screw are similarly profiled to provide the least possible resistance to incoming air.
In order for the closure between the rotors to remain unchanged, the parts of the slide sides which generate the root part of the teeth of the screw must remain unchanged, while the rounding of the end surfaces of the teeth of the screw only is makes the top of the teeth at their root which is generated by the teeth of the slide. In other words, only the substantially arcuate portions of the flanks of the teeth of the screw should be rounded at the end surfaces.
The characteristic feature of the profile model of the teeth of the rotors according to Figures 6 and 7 consists in that the nose part 64, and 66 respectively, is directed in the direction of rotation of the teeth.
This is achieved by rounding the edge 68, and 70 respectively, which leads in the direction of rotation, with a radius of curvature 'smaller than the following edge 72 and 74, respectively, and if possible by moving the surface of remaining closure 76, and 78 respectively, towards the end walls in the direction towards the leading flank.
At the same time, the inlet opening in the housing will be rounded along the edges along which the introduction flow to the working chambers and the exhaust flow begin and end respectively.
In Figure 5, the edges 80, 82 and 84 are thus rounded as shown in Figure 8 to achieve the gradual opening and closing of the working chambers which favorably influences the flow process during the period. filling.
Outward flow losses are correspondingly reduced in a combined axial-radial exhaust according to figures 4, 9 and 10 by rounding the edges of the openings., The axial part of the orifice exit is therefore rounded at 86, 88 and 90 while the radial opening according to figure 9 is rounded in a similar manner along the entire triangular contour 92-94-96, as shown in figure 10.
The axial-radial exhaust described above relates to a compressor with a circular profile, but, for completeness, Figures 11 and 12 show the appearance of an improved exhaust according to the idea of the invention in a machine of old construction with a profile shape, one side of which is substantially arched while the other is generated. At least the edges of the radial opening along 98-100 and 102-104 should be rounded just like the portion 106 of the end wall 30 which projects over the exhaust opening for closure between working chambers during. filling and working chambers during evacuation.
In addition, as regards the axial part of the exhaust, the edges which correspond to the edges indicated by 86, 88 and 90 in figure 40 will be rounded.
To further reduce the dynamic losses, the edges of the rotor teeth will also be slightly rounded towards the escapement, although with less care than shown in figures 6 and 7, because it is only a question of achieving a smooth opening of the connection. between the working chamber and the exhaust.
In Figures 1 to 12, the intake and exhaust openings have been drawn according to whether the machine operates as a compressor. But if the machine is to act as an engine and relax a precompressed agent, and possibly heated, the design of the inlet and outlet of the machine and the conformation of the rounded parts according to the
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Figures 4 to 12 become analogous since in this case also the admission can be made purely axial, while the exhaust will be made axial-radial combined due to the greater volume of waste gases. In this case also the rotor teeth with profiled ends according to Figures 6 and 7 are placed at the inlet, ie in this case on the high-pressure side of the machine.
Having noticed 1-the advantage -that there is to make compressor rotors with a small L / D ratio or, in any case, with a large winding angle, it became possible to build assemblies ( or groups) or tandem machines according to figures 13 to 15.
Figure 13 shows a two-stage compressor unit with cooling between the two stages. The air is drawn into the low pressure compressor 150 through the intake 152 and is conducted through the exhaust 154 to the intercooler 156. From said cooler, the air is supplied through the intake 158 to the compressor. at high pressure 160 and leaves the group through the exhaust port 162 and the duct 164. A characteristic feature of the group is that the screws 166 and 168 (like the two slides) form a single rotor mounted in two points only, or in 170 and 172 without any intermediate level. Packings 174 have been introduced to reduce leakage between the two compression stages.
To make such a construction possible, the two screws and the two slides, respectively, must have the same shape in cross section, the same pitch circumference and the same axial distance between the screw and the slides. As will be seen, the synchronization transmission can also be common ,, The practical solution is that the high pressure compressor is made with short rotors L / D = 0.5 to 0.7 and a winding angle moderate, while the rotors of the low pressure compressor are made relatively long with L / D = 1.5 to 2 and with a large winding angle, preferably greater than 250.
By this arrangement, the distance between bearings becomes short compared to the core diameter of the rotors and the dynamic losses become low for the two compression stages since in both cases a large tooth angle is used depending on the requirements. principles set out above.
As a further advantage it can be pointed out that the group according to FIG. 13 is for the most part balanced in the axial direction. In addition, the shaft clearance becomes low compared to a model where the two stages are completely separated.
Figure 14 shows a variant of the two-stage assembly described above, in which the two compression stages are directly connected to each other without an intercooler.
Figure 15 shows a gas engine assembly comprising a screw compressor 200 and a screw motor 202 which have been constructed together according to the same principles as those of the embodiments of Figures 13 and 14 and including the rotors, in which The choice of L / D ratio and the winding angle are within the limits of this request.
Thus, the screws 204 and 206 respectively are each united to their respective common rotor mounted only on the outer bearings at 208 and 210o. The intermediate part or the common end wall '212 serves only as an air distribution chamber and does not have bearing device for the rotors. The primary purpose of the introduced gaskets 214 and 216 is to reduce the amount of compressor leakage air to the engine working chambers. The common synchronization transmission 217 is placed in the compressor part.
Both screw and slide, respectively have exactly the same shape in cross section, but their length and winding angle is different. Compressor rotors are made with small L / D and relatively moderate winding angle while motor rotors have relatively large L / D but large winding angle, i.e. in in both cases a large tooth angle is used to obtain favorable intake and exhaust conditions, and thus low dynamic losses.
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In the assembly shown, air is sucked through inlet 218, is taken up after compression in distribution chamber 219, and is conducted from there by lumens 220 of intermediate shaft 202 and lumens 224 of intermediate shaft 202. engine crankcase, in engine coolers 226 and 228, arranged in the rotors as well as in the crankcase. After passing through the cooling systems, the air is led through line 230 to the combustion chamber 232 where it is heated to the temperature desired for the working medium and is then supplied to the engine through line 234 and ad - mission 236.
After the expansion, the gases leave by the exhaust 2380
The high pressure ends of the two machines face each other and the exhausts are located on the same side of the rotors, the acting forces of air and gas being thus almost completely balanced, which helps to balance the axial and radial forces. acting on the rotorso CLAIMS.