DE69324803T2

DE69324803T2 - Axialschubausgleich für schraubenverdichter

Info

Publication number: DE69324803T2
Application number: DE69324803T
Authority: DE
Inventors: Paul Szymaszek
Original assignee: Vilter Manufacturing LLC
Current assignee: Copeland Industrial LP
Priority date: 1992-03-13
Filing date: 1993-02-16
Publication date: 1999-10-14
Anticipated expiration: 2013-02-17
Also published as: US5207568A; WO1993018280A1; EP0630441B1; DK0630441T3; DE69324803D1; EP0630441A1; JPH07504955A; EP0630441A4

Description

Die Erfindung betrifft Rotationsschraubenverdichter und insbesondere einen Verdichter und ein Betriebsverfahren, das einen automatischen Ausgleich für auf die Rotorlager des Verdichters wirkenden Axialschubkräfte ermöglicht, wie in den Ansprüchen 1 und 6 ausgeführt.
Rotationsschraubenverdichter weisen ein Gehäuse mit Arbeitsfluideintritt und -austritt, Rotorbohrungen und eine Rotoranordnung auf, die auf Lagern zur Drehung in der Rotorbohrungen angeordnet ist. Der Rotor kann ein einzelner Rotor oder ein männlicher und ein weiblicher schraubenartiger Rotor mit ineinandergreifenden Stege und Nuten sein. Die Drehung des Rotors bewirkt, daß ein Arbeitsfluid von der Niederdruckeintritts- oder Ansaugseite geholt wird und schrittweise in Räumen, die durch die Stege und Nuten entstehen, komprimiert wird. Das Hochdruckfluid wird dann durch den Hochdruckaustritt abgegeben.
Die Kapazität des Verdichters und das Volumenverhältnis des Verdichters, das mitunter als Verdichtungsverhältnis bezeichnet wird, werden von verschiedenen Arten von Ventil- bzw. Schieberanordnungen gesteuert. Eine Art der Schieberanordnung, die verwendet wird, um die Kapazität und das Volumensverhältnis zu regulieren, wird als (Kolben-)schieberizezeichnetWenn ein Kolbenschieber verwendet wird, ist das Verdichtergehäuse mit einer Kolbenschieberaufnahmeaussparung versehen, die die Rotorbohrungen in Fluidkommunikation mit dem Niederdruckeintritt versetzt. Der Schieber ist so angeordnet und betriebsfähig, daß diese Aussparung entweder geschlossen oder geöffnet wird, wodurch eine variabel große Umleitungsöffnung bereitgestellt wird, um einen Teil des komprimierten Fluids zu diesem Eintritt zurückzuleiten, um die Verdichterkapazität zu steuern.
Das Volumenverhältnis des Verdichters hängt davon ab, wie lange das Fluid in den Rotorräumen eingeschlossen bleibt. Sowie sich die Rotoren drehen, werden die Rotorräume zunehmend kleiner, was das Volumen des Fluids in ihnen verringert und seinen Druck erhöht. Daher gilt: Je länger die Zeitdauer ist, in der das Fluid in den Rotorräumen eingeschlossen bleibt, um so kleiner wird sein Volumen. Der Kolbenschieber ist regelbar, um zu regulieren, wie lange das Fluid in den Rotorräumen eingeschlossen ist, und eine Zunahme oder Abnahme der Rückhaltezeit vergrößert oder verringert das Verdichtervolumenverhältnis.
Ein dem Verdichter eigener Differenzdruck ΔP besteht zwischen der Niederdruckeintritts- und der Hochdruckaustrittsseite des Verdichters. Dieser ΔP-Druck wirkt auf die Endflächen der Rotoren und erzeugt Axialschubkräfte, die die Tendenz haben, die Rotoren zur Niederdruckeintrittsseite zu bewegen. Diese Axialschubkräfte müssen von den Lagern aufgenommen werden, und solche Kräfte können extrem hohe Axiallagerlasten erzeugen, die die Lager unter vielen normalen Betriebsparametern überlasten. Unter anderen Betriebsparametern kann jedoch eine sehr geringe oder gar keine Axialschubkraft erzeugt werden, mit der Folge, daß die Lager im wesentlichen unterlastet sind.
Es ist seit langem bekannt, daß hohe Axiallagerlasten größere Reibung und höhere Betriebstemperaturen an den Axiallagern erzeugen, die deren Betriebslebensdauer stark verkürzen. Beispielsweise beträgt die Lebensdauer der Lager bei Stirnflächenlagerlasten von 10000 lbs 2000 Stunden oder weniger als 3 Monate. Ein Austausch dieser Lager ist extrem teuer, was die Lagerkosten, die Arbeitskosten und Verdichterausfallzeit betrifft. Es ist auch folgendes bekannt: Um eine ausreichende Leistung sowohl von Rollen- und Kugellagern zu garantieren, müssen diese immer einer gegebenen Mindestlast ausgesetzt sein, insbesondere wenn sie mit hohen Drehzahlen arbeiten, z. B. bei Verdichtern, wo die Trägheitskräfte der Lagerelemente und des Lagerkäfigs und die Reibung des Schmiermittels bewirken können, daß schädigende Gleitbewegungen zwischen den Lagerelementen und ihren Laufbahnen auftreten. Daher kann sowohl durch das Nichtvorhandensein einer Mindestlast als auch durch das Vorhandensein einer zu hohen Axiallagerlast die Lebensdauer der Lager beeinträchtigt und drastisch verkürzt werden.
Das Problem einer kurzen Lagerbetriebslebensdauer bei Verdichtern ist bereits seit Jahrzehnten bekannt, und es sind viele Lösungen zur Lösung desselben vorgeschlagen worden. Der Stand der Technik lehrt, daß die hohen Axialschubkräfte durch eine in der entgegengesetzten Richtung wirkende Ausgleichskraft ausgeglichen werden sollten. Zu diesem Zweck lehrt US-A- 3 161 349, daß ein Ausgleichskolben am Rotor in einem Raum angeordnet sein sollte, der mit einer Verdichter- Druckschmierölquelle verbunden ist, die durch eine Pumpe dargestellt wird, die vom Verdichter angetrieben wird. Der Schmieröldruck widerspiegelt, wenn er in Funktion ist, den Enddruck des Verdichters und erzeugt somit eine Ausgleichskraft, die eine Funktion des Differenzdrucks ΔP des Verdichters ist. Dieser Ausgleichskolben übt eine Kraft auf das Lager aus, die gegen die Axialschubkraft gerichtet ist. Wie in Fig. 4 dargestellt, entsteht jedoch durch die Erzeugung einer Kraft, die sich auf den Enddruck bezieht, eine Kraft WDPT, die eine gerade Linie über der Ausgangskapazität des Verdichters ist, wie in dem dargestellten Bereich der Ansaugdrücke von 0 bis 100 psia bzw. 0 bis 689,7 kPa (absoluter Druck) dargestellt.
Kälte- und Klimatisierungsverdichter sind mit einer bestimmten Art von Ventil- bzw. Schieberanordnung, wie bereits beschrieben, zum Verändern der Kapazität des Verdichters zwischen einer maximalen und einer minimalen Höhe ausgerüstet. Die Axialschubkraft am Rotor ändert sich, wenn sich die Kapazität des Verdichters ändert. Die resultierende Axiallagerlast bei einer minimalen Kapazität beträgt etwa die Hälfte der Axiallagerlast, die bei einer maximalen Kapazität vorhanden ist. Da, wie bereits beschrieben, ein Lager immer eine Mindestbelastung haben muß, um einen Ausfall zu verhindern, besteht immer ein Dilemma zwischen beiden Konstruktionsparametern. Erstens muß zur Erreichung einer langen Lebensdauer der Lager ein Ausgleichskraftwirkkolben so bemessen sein (in bezug auf die Fläche), daß er möglichst groß ist, um bei maximaler Kapazität einen möglichst großen Teil der Axialschubkraft auszugleichen. Zweitens muß zur Erreichung einer langen Lebensdauer der Lager ein Ausgleichskraftwirkkolben klein genug bemessen sein, um bei minimaler Kapazität ein übermäßiges Ausgleichen der Axialschubkraft zu verhindern, um eine Unterlastung des Lagers zu verhindern. Wenn also jemand den Ausgleichskraftwirkkolben dimensioniert, um den zweiten Parameter zu erfüllen, so ist bei maximaler Kapazität keine ausreichende Ausgleichskraft vorhanden, und die Lebensdauer der Lager verkürzt sich. Wenn einer den Ausgleichskolben dimensioniert, um den ersten Parameter zu erfüllen, werden die Lager unter bestimmten Minimalkapazitätsbedingungen unterlastet, und die Lebensdauer der Lager verkürzt sich, da die erforderliche Mindestlagerlast nicht aufrechterhalten wird.
Dieses Dilemma ist in Fig. 4 dargestellt. Die Kurve FW/OCB (Kraft ohne Ausgleich) zeigt, daß sich die Kraft während des Betriebs bei maximaler Kapazität bei einem konstanten ΔP von 100 psi von annähernd 3920 bis 9800 lbs ändert. Wenn man sich zum Ausgleichen auf den Enddruck bezieht, beträgt die zum Ausgleichen verfügbare Kraft WDPT annähernd 1353 lbs für einen normal dimensionierten Ausgleichskolben bei einem Rotor mit einer bestimmten Größe, ganz gleich, wie groß der Ansaugdruck ist, solange ΔP konstant ist. Somit wäre bei maximaler Kapazität und 10 psi Ansaugdruck (WR1) der zum Ausgleichen verfügbare Nettoaxialdruck FDPT-1 4400 - 1335 = 3065 lbs. Die Lagerlast, die aus dieser Kraft resultiert, würde zu einer akzeptablen Lebensdauer der Lager führen. Bei minimaler Verdichterkapazität (Fig. 5) wäre die Axialkraft ohne Ausgleich so groß, wie durch WR1 in Fig. 5 dargestellt, und die Nettolagerlast FDPT-1 wäre 2200 - 1335 - 895 lbs. Diese Last liegt weit unter der empfohlenen Mindestlagerlast des Herstellers von 2000 lbs und führt zu einer unakzeptablen Lebensdauer der Lager. Wenn man nun wieder von der maximalen Kapazität (Fig. 4) ausgeht, so wäre bei einem Ansaugdruck von 90 psia (WR2) die Nettoaxialkraft FDPT-2 9100 - 1335 = 7765 lbs. Dadurch entsteht eine Lagerlast, die viel zu hoch ist und zu einer Lebensdauer der Lager von weniger als einem Jahr führen würde. Bei minimaler Verdichterkapazität (Fig. 5) wäre die Nettola gerlast FDPT-2 (aus Fig. 5) bei 90 psia (WR2) 4550 - 1335 = 3215 lbs. Dies wäre eine akzeptable Mindestlagerlast. Es folgt eine Tabelle, die typische Werte von relevanten Betriebsparametern eines Verdichters einer herkömmlichen bekannten Bauart für ΔP = 100 psi aufführt, wobei der Enddruck des Verdichters erfaßt und verwendet wird, um einen Druck zur Beaufschlagung eines Ausgleichskolbens bereitzustellen. Diese typischen Werte sind für eine bestimmte Größe einer normalen Verdichter-, Ausgleichskolben- und Lageranordnung bestimmt. Tabelle 1
Es sind bereits viele Anordnungen, die dem Stand der Technik entsprechen, vorgeschlagen worden, um die nachteilige Auswirkungen dieser Probleme zu verringern. US-A-3 388 854 verwendet eine Feder 35, die auf die Axiallager wirkt. Die Feder übt einen Axialschub auf den Rotor in der entgegengesetzten Richtung zu der vom Schubausgleichskolben ausgeübten Axialkraft aus, um den Axialschub gleichmäßiger zu verteilen.
US-A-3 811 805 erkennt an, daß die Schubausgleichskolben eine Ausgleichskraft ausüben können, die die Axialschubkläfte zu stark ausgleicht. Ferner wird festgestellt, daß die nachteiligen Auswirkungen dadurch überwunden werden können, daß ein hydrodynamisches Fluidlager zwischen den Endflächen der weiblichen und der männlicher Schraube und einer festen Schubfläche des Gehäuses bereitgestellt wird. Ein Ölfilm wird zwischen diesen beiden Komponenten aufrechterhalten, um den Verschleiß zu verringern, wobei jedoch das Problem der Überla stung oder Unterlastung der Lager nicht vollständig gelöst wird.
US-A-4 180 089 setzt die Vorspannung der Schubausgleichskolben mit dem Enddruck des Verdichters in Wechselbeziehung. Es wird vorgeschlagen, eine Ventilstruktur in der Hochdruckschmierölleitung zu verwenden, um den auf den Schubausgleichskolben ausgeübten Druck so zu dämpfen, daß er annähernd 20 psi darunter liegt, ganz gleich, welchen Wert der Verdichterenddruck hat. Das Hauptproblem, nämlich die Über- und Unterlastung wird jedoch nicht gelöst.
US-R-32 055 offenbart, daß dem Schubausgleichskolben am Niederdruckende des männlichen Rotors Hochdruckschmieröl zugeführt werden sollte, daß ein mittlerer Schmieröldruck auf die Hochdruckenden des männlichen und des weiblichen Rotors ausgeübt werden sollte, und daß ein Axialverbindungskanal bzw. -durchgang vom Hochdruckende des weiblichen Rotors zum weiblichen Rotorausgleichskolben an dessen Niederdruckende bereitgestellt wird, um beide Enden auf dem mittleren Druck zu halten. Das Niederdruckende des männlichen Rotors ist somit auf einem hohen Schubausgleichsdruck, und das Niederdruckende des weiblichen Rotors ist auf einem niedrigeren mittleren Schubausgleichsdruck, um zur Erhöhung der Betriebslebensdauer der Lager beizutragen, wobei jedoch das Problem, nämlich die Unter- und Überlastung der Lager nicht gelöst wird.
US-A-4 964 790 stellt fest, daß nach dem Stand der Technik "der auf die Kolben wirkende Ausgleichsdruck nicht auf die verschiedenen Betriebsparameter, außer auf den Enddruck des Rotationsverdichters anspricht". Es wird ein komplexes System offenbart, das eine Mikroprozessorsteuerung zum Berechnen des Nettogegendrucks als Antwort auf Eingangssignale oder erfaßte Parameter, die sich auf den Gasdruck am Eintritt und Austritt des Verdichters beziehen, verwendet und ein Regelventil einer Ölpumpe, die auf Mikroprozessorsignale anspricht, reguliert, um die Größe des auf die Ausgleichskolben wirkenden Schubausgleichsöldrucks zu steuern.
Alle bekannten Schubausgleichssysteme sind in Aufbau und Funktion entweder sehr komplex und daher in der Herstellung und im Betrieb teuer oder führen keine Ausgleichskraft zu, die mit der Axiallagerlast über den gesamten Ansaugdruckbereich, der zwischen einem minimalen und einem maximalen Verdichterbetriebsbereich liegt, in Wehselbeziehung steht, wie durch die Kurven WR1 und WR2 in Fig. 4 und 5 dargestellt.
Es wird daher ein Verdichter mit einer einfachen, zuverlässigen, preiswerten Schublagerkraftausgleichsanordnung und ein Verfahren für dessen Betrieb benötigt, um eine Ausgleichskraft zu erzeugen, die mit der auf die Rotoren wirkenden Axialkraft in Wechselbeziehung steht.
DE-A-26 19 542 offenbart einen Verdichter mit zwei Schraubenrotoren, einer mit Stegen und der andere mit Nuten, die in einem durch Seitenteile begrenzten Gehäuse drehbar angeordnet sind und Anordnungen haben, um Seitenkräfte intern zu kompensieren. Die axial gerichteten Seitenkräfte werden angeblich durch die Form der Zähne beider Rotoren bestimmt, wobei jedoch keine weitere Einzelheiten angeführt werden.
Diese Kräfte werden durch Taschen in den Endflächen der Ansaugseite in einem solchen Maße passiv ausgeglichen, das mit der Lebensdauererwartung der auf der Ansaugseite angeordneten Rollenlager der Führungsschulter kompatibel ist. Die Taschen öffnen sich in Ringkanäle, die mit druckseitigen Ringkanälen durch Bohrungen verbunden und auf diese Weise der Last des vorherrschenden Ausgleichsdruckes ausgesetzt sind. Die selbstregulierende Ausgleichskraft liegt im Bereich zwischen dem Austrittsdruck und dem Ansaugdruck und wird entweder durch entsprechend angeordnete Körper im Druckanschluß beliebig erzeugt oder steht nur in wechselseitiger Abhängigkeit mit den Endspalten zwischen beiden Enden und den Taschenprofilen. Der vorherrschende Druck in den Ringkanälen wird in der Zwischenzeit gegen den Ansaugdruck in den Lagerzwischenräumen durch Dichtungen abgedichtet.
Der Verdichter und das Verfahren zu dessen Betrieb offenbaren ein Abzweigen von Druck vom Verdichter an einen vorgewählten Punkt, um einen Mitteldruck zu erzeugen, der sich als Funktion des Ansaugdrucks des Verdichters ändert, um einen Druck zur Beaufschlagung eines Ausgleichskolben bereitzustellen, der eine Kraft erzeugt, die annähernd parallel zu einer Kurve der auf das Lager wirkenden variablen Axialschubkräfte verläuft. Ferner ist der Mitteldruck bei minimaler Kapazität gleich dem Ansaugdruck, um die Ausgleichskraft zu verringern und sicherzustellen, daß angemessene Mindestlagerlasten aufrechterhalten werden.
Der erfindungsgemäße Rotationsverdichter weist ein Gehäuse mit einer Bohrung, eine Lagereinrichtung, ein Niederdruckende mit einem Niederdruckeintritt und ein Hochdruckende mit einem Hochdruckaustritt auf. Eine Rotoreinrichtung ist in der Bohrung mittels der Lagereinrichtung drehbar angeordnet und stellt eine Hochdruckendfläche dar, die einer Axialschubkraft ausgesetzt ist, die durch Hochdruck am Hochdruckende des Gehäuses bewirkt wird. Mehrere Verdichtungsraumeinrichtungen sind am Rotor vorgesehen, die nacheinander fortschreitend an Volumen abnehmen, um einen Niederdruck entsprechend dem Niederdruck am Eintritt, einen Hochdruck entsprechend dem Hochdruck am Austritt und eine Serie von Mitteldrücken bereitzustellen, die zwischen dem Hoch- und dem Niederdruck liegen. Eine Druckbeaufschlagungseinrichtung ist vorgesehen zum Ausüben einer Ausgleichskraft auf den Rotor entgegen der Axialschubkraft, die während des Betriebs auf der Rotorendfläche am Hochdruckende des Verdichters vorhanden ist. Eine Mitteldruckanschlußeinrichtung ist vorgesehen, die in Druckausgleichsverbindung mit den auf den Mitteldrücken befindlichen Verdichtungsraumeinrichtungen ist. Eine Kanaleinrichtung ist vorgesehen, die sich in Druckausgleichskommunikation zwischen der Druckbeaufschlagungseinrichtung und dem Mitteldruckanschluß befindet, um zu bewirken, daß die Druckbeaufschlagungseinrichtung eine Ausgleichskraft auf den Rotor ausübt, deren Größe sich entsprechend dem Mitteldruck ändert, wie durch die Gleichung
P&sub2; = P&sub1;(V&sub1;/V&sub2;)k
über den Ausgangsleistungsbereich des Verdichters bestimmt wird.
Im einzelnen werden die Verdichtungsräume durch ineinandergreifende Spiralnuten und -stege am Rotor gebildet, wobei jede der Spiralnuten ein offenes Ende hat, das sich zur Endfläche des Rotors öffnet. Die Niederdruckenden und die Hoch druckenden des Verdichters sind durch Niederdruckendgehäuse bzw. Hochdruckendgehäuse eingeschlossen. Die Kanaleinrichtung weist einen Mitteldruckanschluß auf, der im Hochdruckendgehäuse angeordnet ist, das sich in Druckausgleichskommunikation mit den offenen Enden der Spiralnuten befindet, die auf einem Mitteldruck sind.
In einer alternativen Ausführungsform der Erfindung weist die Kanaleinrichtung eine Mitteldruckanschlußeinrichtung auf, die im äußeren Umfang des Rotorgehäuses angeordnet ist und sich in Druckausgleichskommunikation mit einem der Druckräume befindet, der auf Mitteldruck ist.
Die Erfindung kann mit jeder Art von Verdichter verwendet werden, einschließlich solchen, die eine Kapazitätssteuereinrichtung zur Steuerung der Verdichterkapazität und eine Volumensteuereinrichtung zur Steuerung des Verdichtervolumenverhältnisses haben. Im einzelnen ist meine Erfindung zur Verwendung mit Verdichtern geeignet, die einen (Kolben-)Schieber zur Kapazitäts- und Volumenverhältnissteuerung verwenden. Die Verwendung eines Kolbenschiebers zur Regulierung der Fluidmenge, die zur Ansaugseite zurückgeleitet wird, um die Kapazität zu steuern, und der Zeit, nämlich wie lange das Fluid in den Rotorräumen verbleibt, um das Volumenverhältnis zu steuern, ist vollständig kompatibel mit meiner Erfindung, die eine Serie von Mitteldrücken bereitstellt, um zu bewirken, daß eine Druckbeaufschlagungseinrichtung eine Ausgleichskraft auf den Rotor ausübt, die ihre Größe über den gesamten Bereich der Verdichterausgangsleistungen ändert, um die erforderliche Axiallast auf die Rotorlager ständig aufrechtzuerhalten.
Das Verfahren zum Betrieb eines Rotationsschraubenverdichters der erfindungsgemäßen Art weist die Schritte auf: Herstellen einer Mitteldruckanschlußeinrichtungsöffnung, die sich in die auf dem Mitteldruck befindlichen Raumeinrichtung öffnet; Drehen der Verdichtereinrichtung, um einen normalen Betriebsausgangsleistungsbereich zu erzeugen und um sich ändernde Pegel des Mitteldrucks zu erzeugen; Versetzen des Mitteldruckanschlusses in Druckausgleichskommunikationen mit der Druckbeaufschlagungseinrichtung, um zu bewirken, daß die sich ändernden Mitteldruckpegel in der Druckbeaufschlagungseinrich tung auftreten und eine Ausgleichskraft entsprechend der variablen Axialschubkraft auf die Rotoreinrichtung ausüben, die auf die Rotorendfläche wirkt, was zu einer im wesentlichen konstanten Lagerlast einer Größe führt, die sowohl die Höchst- als auch die Mindestlagerlastanforderung erfüllt.
Es folgt eine Tabelle 2, die die identischen, bereits in Tabelle 1 verwendeten Betriebsparameter aufführt und die neuen Werte zeigt, die auftreten, wenn die Erfindung im gleich großen Verdichter wie der in Tabelle 1 verwendet wird, um einen Vergleich mit typischen, in Tabelle 1 aufgeführten Werten ziehen zu können. Tabelle 2
In den Zeichnungen zeigen:
Fig. 1 eine Schnittansicht eines erfindungsgemäßen Rotationsschraubenverdichters;
Fig. 2 eine Schnittansicht entlang der Linie 2-2 gemäß Fig. 1;
Fig. 3 eine vergrößerte Teilansicht von Fig. 1, die eine zweite Ausführungsform der Erfindung zeigt,
Fig. 4 ein Diagramm, das die Axialkraft in pound (Pfund) als Funktion des Ansaugdrucks für einen Enddruckabzweig, einen Mitteldruckabzweig oder keinen Druckabzweig bei maximaler Kapazität bei einem normal dimensionierten Rotor und einem herkömmlich dimensionierten Ausgleichskolben darstellt;
Fig. 5 ein Diagramm, das die Axialkraft in pound (Pfund) als Funktion des Ansaugdrucks für einen Enddruckabzweig, einen Mitteldruckabzweig oder keinen Druckabzweig bei einer minimalen Kapazität bei einem normal dimensionierten Rotor und einem herkömmlich dimensionierten Ausgleichskolben darstellt;
Fig. 6 eine Schnittansicht wie Fig. 2, die eine bewegliche Selektoreinrichtung darstellt,
Fig. 7 eine Schnittansicht entlang der Linie 7-7 in Fig. 1, die einen Kapazitäts- und Volumenverhältnissteuerungskolbenschieber zeigt.
In Fig. 1 bezeichnet das Bezugszeichen 10 einen typischen Rotationsschraubenverdichter. Der Rotationsschaubenverdichter weist ein Rotorgehäuse 12 mit sich schneidenden Bohrungen 14, 16, ein Niederdruckende 18, das von einem Ansaugendgehäuse 19 umgeben ist, und ein Hochdruckende 20, das von einem Hochdruckendgehäuse 21 umgeben ist, auf. Ein männlicher und ein weiblicher Rotor 22, 24 sind auf parallelen Achsen 28, 29 in den Gehäusebohrungen 14, 16 drehbar angeordnet. Der männliche Rotor 22 weist eine Welle 31 mit einem Ende 32 auf, das in einer Eintrittsende-Lagereinrichtung 33 angeordnet ist und von einem Motor, nicht dargestellt, angetrieben wird. Das andere Ende 34 der Welle 31 ist mittels einer Austrittsende- Lagereinrichtung 36 angeordnet. Ebenso weist der weibliche Rotor 24 eine Welle 37 mit einem Ende 38 auf, das in einer Eintrittsende-Lagereinrichtung 39 angeordnet ist, und das andere Ende 41 mittels einer Austittsende-Lagereinrichtung 42 drehbar angeordnet.
Der Aufbau der Endgehäuse 19 und 21 wird nachstehend beschrieben. Das Ansaugendgehäuse 19 hat einen Innenabschnitt 40, der Bohrungen 44, 46 mit offenen Enden 48, 4ß aufweist. Das Eintrittsende-Lager 33 des männlichen Rotors ist in einer Bohrung 44 angeordnet, und das Eintrittsende-Lager 39 des weiblichen Rotors ist in einer Bohrung 46 angeordnet. Ausgleichszylinderbuchsen 51, 52 sind in Bohrungen 44 und 46 gepreßt. Ausgleichskolben 53, 54 sind hin- und herbewegbar in den Buchsen 51 und 52 angeordnet und befinden sich in einer Kraftübertragungsbeziehung zu den Rotorwellen 31 und 37. Endkappen 56, 58 verschließen die offenen Enden 48, 49, um Druckräume 62, 63 zu bilden. Ein Druckeingangskanal 64 verläuft durch das Ansaugendgehäuse 19 in den Raum 63. Ein Innenkanal 65 versetzt die Räume 62 und 63 in offene Kommunikation miteinander.
Was das Hochdruckende 20 des Verdichters betrifft, so hat Hochdruckendgehäuse 21 einen Innenabschnitt 66, der Bohrungen 67, 68 mit offenen Enden 69 und 71 aufweist, und einen Umfangsflansch 70, der den Hochdruckendflächen 72 des Rotors 22, 24 zugewandt ist. Das Austrittsende-Lager 36 des männlichen Rotors ist in der Bohrung 67 angeordnet, und das Austrittsende-Lager 42 des weiblichen Rotors ist in der Bohrung 68 angeordnet. Eine Endkappe 73 ist auf dem Innenabschnitt 66 des Endgehäuses 21 angeordnet, um die offenen Enden 69, 71 zu schließen. Die Endkappe 73 hat Innenhohlräume 74, 76, die den Lagern 36, 42 zugewandt sind. Ein Innenkanal 78 versetzt die Hohlräume 74, 76 in offene Kommunikation miteinander. Ein Ausgangskanal 79 verläuft durch die Endkappe 73 und stellt eine offene Kummunikation mit den Hohlräumen 74 und 76 dar. Der Ausgangskanal 79 ist über eine Leitung 97 mit einem Ansaugdruckanschluß 98 im Endgehäuse 19 verbunden, um die Hohlräume 74 und 76 auf Ansaugdruck zu halten, um einen Teil der Last auf den Lagern 36 und 42 zu verringern.
Gemäß Fig. 1 und 2 ist der männliche Rotor 22 mit mehreren Spiralstegen versehen, die insgesamt mit 81 bezeichnet sind, und der weibliche Rotor 24 ist mit einer entsprechenden Anzahl von Spiralnuten versehen, die insgesamt mit 82 bezeichnet sind. Die Spiralstege 81 und die Spiralnuten 82 greifen ineinander, um mehrere Verdichtungsräume 86, 87, 88 und 89 (Fig. 1) zu bilden, die auf bekannte Art und Weise nacheinander und zunehmend an Volumen abnehmen, wenn sich der männliche und weibliche Rotor drehen, um eine Hochdruckausgangsleistung bereitzustellen. Die Regulierung dieser Ausgangsleistung erfolgt durch Steuerung der Kapazität und des Volumenverhältnisses des Verdichters. Eine Kolbenschiebereinrichtung 100 (Fig. 7) kann für eine solche Steuerung vorgesehen sein. Gemäß Fig. 7 weist der Kolbenschieber 100 allgemein einen passiven Kol benschieber 120 und einen aktiven Kolbenschieber 140 auf. Der passive und der aktive Kolbenschieber 120, 140 und zugehörige Komponenten zur Steuerung der Kapazität und des Volumenverhältnisses werden nachstehend beschrieben.
Das Gehäuse weist eine sich axial erstreckende Kolbenschieberaussparung 101 auf, die sich über eine Umfangsöffnung 105 in Fluidkommunikation zwischen den Bohrungen 14, 16 und den Eintritt 84 (Fig. 1) befindet. Das Ansaugendgehäuse 19 weist eine Außenbohrung 102 mit einem ersten Durchmesser und eine innere Zylindersenkbohrung 103 mit einem zweiten Durchmesser auf, der größer als der erste Durchmesser ist. Das Ende der Außenbohrung 102 ist mit einer Endkappe 107 verschlossen, die einen äußeren passiven Kolbenschieberraum 108 bildet. Die Endkappe 107 weist auch einen ersten Anschluß 109 auf. Das Ansaugendgehäuse 19 weist ferner den Saugdruck- oder zweiten Anschluß 89 auf, wie in Fig. 1 dargestellt, der sich zum Eintritt 84 öffnet, wie bereits erwähnt.
Der passive Kolbenschieber 120 hat ein Kolbenteil 121, das gleitfähig in einer Bohrung 102 angeordnet ist, und einen Steuerkolben 122, der gleitfähig in der Innenbohrung 103 angeordnet ist. Der passive Kolbenschieber 120 weist ein erstes Innenflächenende 123 und einen Umfangsabschnitt 124 am Steuerkolben 122 auf, der mit den Rotoren 22, 24 in einer dichtenden Beziehung steht und mit den Bohrungen 102 und 103 zusammenwirkt, um einen inneren passiven Kolbenschieberraum 126 zu bilden. Der Steuerkolben 122 hat eine Steuerkolbenfläche 125, die dem Innenraum 126 zugewandt ist. Ein Kanal 127 versetzt den Innenraum 126 in offene Fluidkommunikation mit einem Eintritt 84, und somit wird der Innerraum 126 während des Betriebs dauerhaft auf Ansaugdruck gehalten.
Der aktive Kolbenschieber 140 und die zugehörigen Komponenten werden nachstehend beschrieben. Das Hochdruckaustrittsendgehäuse 21 ist am Gehäuse 12 mittels Bolzen fest angeordnet und weist eine Austrittsbohrung 141 auf, die ein inneres und ein äußeres Ende 142, 143, den Austritt 85 und einen dritten Anschluß 144 hat. Das Austrittsendgehäuse 21 ist auch mit einer Endkappe 146 versehen, die, eine Öffnung im äußeren Ende 143 der Austrittsbohrung 141 umgebend, mittels Kap penschrauben 147 fest angeordnet ist. Das innere Ende 142 der Austrittsbohrung 141 ist offen und den Enden der Rotoren 22, 24 zugewandt, um verdichtetes Fluid, z. B. ein Gas, zum Entweichen durch den Austritt 85 in die Austrittsendgehäusebohrung 141 eintreten zu lassen. Die Endkappe 146 weist einen Zylinder 149 auf, der ein offenes Ende 151, das der Austrittsbohrung 141 zugewandt ist, und ein geschlossenes Ende 152 mit einem vierten Anschluß 153 darstellt.
Der aktive Kolbenschieber 140 ist gleitfähig in der Aussparung 101 angeordnet, um sich zum passiven Kolbenschieber 120 hin und von diesem weg zu bewegen. Der aktive Kolbenschieber 140 weist einen Steuerkolben 154 mit einem zweiten Innenflächenende 156 auf, das dem ersten Innenflächenende 123 zugewandt ist, um einen veränderlichen und verschließbaren Spalt 155 zwischen diesen und einen Umfangsabschnitt 157 in dichtender Beziehung mit den Rotoren 22, 24 zu bilden. Eine Feder 158 kann zwischen den Innenflächenenden 123, 156 angeordnet sein. Im Betrieb werden die Enden 123, 156 entweder dichtend zusammengehalten oder können sich zueinander oder voneinander weg bewegen, um den veränderlichen Spalt 155 zwischen diesen zu erzeugen, der die Bohrungen 14, 16 über die Öffnung 105 in Fluidkommunikation mit dem Eintritt 84 versetzt. Das äußere Ende des Steuerkolbens 154 hat eine Austrittsendfläche 159, die sich in offener Kommunikation mit der Austrittsbohrung 141 befindet und sich zur Kante 161 des Austrittsgehäuses 21 hin oder von dieser weg bewegt, wenn sich der aktive Kolbenschieber 140 hin- und herbewegt. Somit ist das Ende des aktiven Kolbenschiebers 140, das die Fläche 159 darstellt, während des Betriebs dauerhaft dem Austrittsdruck ausgesetzt.
Eine aktive Kolbenschieberausgleichseinrichtung in Form eines Kolbens 162, der zur Hubbewegung im Zylinder 149 angeordnet ist, ist mit dem aktiven Kolbenschieber 140 durch eine Kolbenstange 163 verbunden. Vorzugsweise ist die Kolbenstange 163 einstückig mit einem aktiven Steuerkolben 154 und einem Kolben 162 ausgebildet. Der Kolben 162 und der Zylinder 149 erzeugen einen aktive Kolbenschieberraum 164.
Die Kolbenstange 163 weist eine Zahnstange 166 auf, die nach unten gewandt ist, wie in Fig. 7 dargestellt. Ein Zahnrad 167 ist auf einer Zahnradantriebswelle 168 fest angeordnet und steht in Eingriff mit der Zahnstange 166. Ein umsteuerbarer Motor 169 ist durch einen Getriebezug in Antriebsbeziehung mit der Welle 168 verbunden. Der Motor 169 kann aktiviert werden, um den aktiven Kolbenschieber 140 in Hubbewegung zu versetzen.
Die oben beschreibenen mehreren Verdichtungsräume 86, 87, 88 und 89 sind an jedem gegebenen Punkt während der Betriebszeit auf einem niedrigen Druck entsprechend dem Druck am Niederdruckeintritt 84, auf einem hohen Druck entsprechend dem Druck am Hochdruckaustritt 85 und auf einer Serie von Mitteldrücken zwischen den Hoch- und dem Niederdruck. Beispielsweise ist der Verdichtungsraum 86 auf dem Niederdruck; die Räume 87 und 88 auf den Mitteldrücken; und der Raum 89 auf dem Hochdruck.
Gemäß Fig. 1 und 2 hat der Umfangsflansch 70 des Endgehäuses 21 einen Mitteldruckanschluß 90 oder einen Mitteldruckabzweig, dessen Druck seine Größe als Funktion des Ansaugdrucks ändert. Der Mitteldruckanschluß 90 hat einen Aufnahmeabschnitt 92, der sich axial zur Spiralnut 88 öffnet, die auf einem Mitteldruck ist, und einen Abgabeabschnitt 93, der sich radial nach außen erstreckt. Die Lage des Aufnahmeabschnitt 92 ist lediglich ein Beispiel und kann axial oder entlang dem Umfang verschoben werden, um den Zeitpunkt und die Dauer der Öffnung zu steuern. Obwohl der Aufnahmeabschnitt kreisförmig dargestellt ist, könnte er auch irgendeine geometrische Form haben, z. B. einen gebogenen Schlitz oder ein V-förmiges Segment. Wie in Fig. 1 und 2 dargestellt, ist der Mitteldruckanschuß 90 an einer festen Stelle im Endgehäuse 21. Man kann den Anschluß 90 auf einer Selektoreinrichtung 94 anordnen, wie in Fig. 6 dargestellt, und eine Betätigungseinrichtung zum Bewegen der Selektoreinrichtung bereitstellen, um die spezifische Lage des Mitteldruckanschlusses zu ändern, um einen der Mitteldruckpegel innerhalb der Serie von Mitteldrücken, die im Verdichter verfügbar sind, zu wählen. Eine Leitungseinrichtung 96 versetzt den Anschluß 90 in Druckausgleichskommunikation mit einem Kanal 64, der sich zu den Ausgleichsräumen 62, 63 öffnet.
Der Betrieb des Kolbenschiebers 100 zur Regulierung der Kapazität und des Enddrucks wird nachstehend beschrieben und wird von einer Beschreibung der Funktion des Mitteldruckanschlusses 90 gefolgt.
Wie bereits beschrieben, ist die innere passive Kolbenschieber-Steuerkolbenfläche 125 über den Anschluß 127, der mit dem Innenraum 126 verbunden ist, dauerhaft dem Ansaugdruck ausgesetzt. Die Endfläche 159 des aktiven Kolbenschiebers 140 ist der Austrittsbohrung 141 zugewandt und daher dauerhaft den Enddruck ausgesetzt, der in der Austrittsbohrung 141 herrscht. In bezug auf die Regulierung des Volumenverhältnisses gilt: Wenn die Endfläche 159 des aktiven Kolbenschiebers 140 nach links zur Austrittskante 161 hin bewegt wird, wird das Gas inden Rotornutenräumen für eine längere Zeitdauer eingeschlossen, und das Gasvolumen verringert sich, wenn der Druck erhöht wird. Die Bewegungsrichtung des aktiven Kolbenschiebers 140 nach links führt zu einer Erhöhung des Volumenverhältnisses. Wenn umgekehrt die Endfläche 159 des aktiven Kolbenschiebers nach rechts von der Austrittskante 161 weg bewegt wird, bleibt das Gas für eine kürzere Zeitdauer eingeschlossen. Sein Volumen verringert sich nicht so sehr, da sein Druck zur Zeit des Austritts abnimmt. Diese Bewegungsrichtung des aktiven Kolbenschiebers 140 führt zu einer Abnahme des Volumenverhältnisses.
Wenn der Verdichter in der Praxis mit Vollast betrieben werden soll, verbindet das Verdichtersteuersystem, nicht dargestellt, den äußeren passiven Kolbenschieberraum 108 und den äußeren aktiven Kolbenschieberraum 164 über die Anschlüsse 109, 153 mit dem Enddruck, was die Innenflächenenden 123, 156 zwingend in dichtenden Berührungseingriff bringt. Der passive Kolbenschieber 120 und der aktive Kolbenschieber 140 werden nun durch den Enddruck zusammengehalten und bewegen sich als eine Einheit. Wenn die Stellung des aktiven Kolbenschiebers 140 vom Motor 169 reguliert wird, folgt der passive Kolbenschieber 120 automatisch. Wenn sich die Endfläche 159 näher zur Austrittskante 161 hin oder von dieser weiter weg bewegt, wird das Volumenverhältnis reguliert, das heißt, es wird erhöht oder verringert, aber die Kapazität des Verdichters verändert sich nicht.
Die Verdichterkapazität wird nachstehend beschrieben. Wenn, wie bereits erläutert, die Endflächen 123 und 156 sich auseinanderbewegen können, um einen Spalt 155 zwischen diesen zu bilden, kann ein Teil des Gases, das in den Rotorverdichterräumen eingeschlossen ist, entweichen und über die Öffnung 105 zum Eintritt 184 zurückgeführt werden, um die Kapazität zu verringern. Durch Vergrößerung oder Verringerung des Spalts zwischen den Endflächen 123, 156 kann die Kapazität erhöht oder verringert werden.
Wenn der Verdichter beispielsweise mit Teillast arbeiten soll, verbindet das Steuersystem den äußeren passiven Kolbenschieberraum 108 und den äußeren aktiven Kolbenschieberraum 164 mit dem Ansaugdruck. Somit werden der passive Kolbenschieber 120 und der aktive Kolbenschieber 140 nicht mehr zusammengedrückt, und die positive Regulierung der aktiven Kolbenschieberstellung durch den Motor 169 wird vom passiven Kolbenschieber 120 nicht vollzogen. In diesem Betriebsmodus kann eine Trennung auftreten, die den veränderlichen Spalt 155 zwischen den Innenflächenenden 123, 156 öffnet, der mehr oder weniger Gas zum Eintritt 84 zurückströmen läßt, um die Kapazität zu steuern. Im tatsächlichen Betrieb können die Steuerung der Kapazität und des Volumenverhältnisses gleichzeitig auftreten, um die Betriebsbedingungen des Verdichters zu regulieren.
Der Betrieb des Austrittsanschlusses 90 wird nachstehend beschrieben. Während des Verdichterbetriebs befindet sich der Austrittsanschluß 90 in offener Fluidkommunikation mit einem der Mitteldrücke, die in den Räumen 87, 88 herrschen und die ihre Größe in Abhängigkeit von der Größe des Ansaugdrucks ändern. Der Austrittsanschluß 90 ist immer auf einem aus der Serie von Mitteldrücken und niemals mit dem Enddruck verbunden oder auf diesen bezogen. Dieser veränderlich große Mitteldruck wirkt über die Leitung 96 auf die Ausgleichskolben 53, 54.
Wie in Fig. 4 und 5 dargestellt, ändert sich die zum Beaufschlagen der Ausgleichskolben 53, 54 verfügbare Axialkraft in pound (Pfund) im Verhältnis zum Ansaugdruck, der in psia angegeben ist. Fig. 4 zeigt Kurven bei maximaler Kapazität, und Fig. 5 zeigt Kurven bei minimaler Kapazität. Die typischen Betriebsbedingungen, die bei Kühl- und Klimatisie rungssystemen auftreten, können zu einem Ansaugdruckbereich von 0 bis 100 psia und zu einem ΔP von 100 bis 250 psi führen. Ein normaler Arbeits- oder Ausgangsleistungsbereich würde zwischen 10 und 90 psia liegen, wie durch gestrichelte Linien WR1 und WR2 in Fig. 4 und 5 dargestellt. Der einfacheren Beschreibung halber beruhen die Kurven WDPT (mit Enddruckabzweig), WIPT (mit Mitteldruckabzweig) und FW/OCB (Kraft ohne Ausgleich) auf ΔP = 100 psi. Der Erfinder hat jedoch festgestellt, daß analoge Kurven für einen AP von 150, 200 und 250 psi bestehen. Wie Fig. 4 und 5 zeigen, ist die Axialschubkraft veränderlich und erhöht sich, wenn der Ansaugdruck steigt.
Die Grundanforderung, wie bereits beschrieben, ist es, eine Kraft bereitzustellen, die zur Verwendung bei einem Axialschubausgleich verfügbar ist und die sich parallel zur Lastkurve des Verdichters über seinen vollen Bereich von Ausgangsleistungen ändert und zu einer langen Lebensdauer der Lager führt. Wenn, wie in Fig. 4 dargestellt, ein Mitteldruckanschluß bereitgestellt wird, ergibt sich eine Nettolagerlast FIPT-1 bei maximaler Kapazität bei niedrigem Verdichteransaugdruck WR1 und eine Nettolagerlast FIPT-2 bei maximaler Kapazität bei hohem Ansaugdruck WR2, was im Hinblick auf die Lebensdauer der Lager akzeptabel ist. Wie in Fig. 5 dargestellt, wird der Druck am Anschluß 90, der normalerweise auf einen bestimmten Mitteldruck ist, bei minimaler Verdichterkapazität während des gesamten Betriebs des Kolbenschiebers 160 auf Ansaugdruck herabgesetzt, was zu einer akzeptabel niedrigen Ausgleichskraft FIPT-1 führt, die im wesentlichen null und deutlich niedriger als die Kraft FDPT-1 ist, die vorhanden ist, wenn der Enddruck zum Ausgleichen verwendet wird, wie bekannt. Die Nettoaxiallagerlasten, die während der niedrigen und hohen Ansaugdrücke bei minimalen und maximalen Verdichterkapazitäten bestehen, die aus der Verwendung einer Ausgleichskraft resultieren, die sich entweder auf den Enddruck, wie bekannt, oder den Druck eines Mitteldruckanschlusses beziehen, wie erfindungsgemäß gelehrt, sind in den Tabellen 1 und 2 oben zusammengefaßt. Die Tabellen 1 und 2 erlauben einen Vergleich der Lagerlasten, bei denen sich der Ausgleich auf den Enddruck bezieht, wie bekannt, mit Lagerlasten, die sich bei einem Aus gleich ergeben, der sich auf einen veränderlichen Mitteldruck bezieht, wie die Erfindung lehrt. Wie in Tabelle 2 dargestellt, werden sowohl eine akzeptable Höchstlagerlast als auch akzeptable Mindestlagerlast erreicht und mit dem verbesserten System, das einen Mitteldruckanschluß 90 verwendet, aufrechterhalten.
Wenn beispielsweise gemäß Tabelle 1 der Verdichter mit minimaler Kapazität ohne Verwendung eines sich auf den Ansaugdruck beziehenden Mitteldruckanschlusses arbeitet, beträgt die Nettolagerlast bei einen Ansaugdruck von 10 pound lediglich 895 pound, was unter der empfohlenen Mindestlagerlast liegt, wie sie vom Lagerhersteller vorgeschrieben ist. Gemäß der Tabelle 2 beträgt die eingestellte Lagerlast erfindungsgemäß 2200 pound, was eine akzeptable Mindestlagerlast ist.
Bei maximaler Verdichterkapazität ohne die Verwendung des Mitteldruckanschlusses beträgt die Nettolagerlast, wie Tabelle 1 zeigt, 7765 pound, was unakzeptabel hoch ist. Durch Verwendung des Mitteldruckanschlusses, wie in Tabelle 2 gezeigt, wird die hohe Lagerlast auf 4100 pound herabgesetzt, was zu einer deutlichen Erhöhung der Lebensdauer der Lager führt.
Ferner sind diese verbesserten Ergebnisse mit einem einfachen, billigen wartungsfreien Aufbau erreicht worden, der nicht die Verwendung von komplexen, teuren Mikroprozessorsystemen erfordert, die Druckventile oder dgl. dämpfen.
Das Verfahren zum Betrieb eines erfindungsgemäßen Verdichters weist auf: Herstellen eines Mitteldruckanschlusses 90 in einem der Verdichterräume 87, 88, der auf Mitteldruck ist; Drehen der Rotoreinrichtung in einem normalen Betriebsausgangsleistungsbereich (d. h. von niedrigen bis zu hohen Ansaugdrücken) und Erzeugen von sich ändernden Pegeln von Mitteldrücken; und Versetzen des Mitteldruckanschlusses 90 in Druckausgleichskommunikation mit den Druckbeaufschlagungseinrichtungen 53, 54, um zu bewirken, daß die sich ändernden Mitteldruckpegel an den Druckbeaufschlagungsausgleichskolben 53, 54 auftreten und eine Ausgleichskraft auf die Rotoren 22, 24 entsprechend der veränderlichen Axialschubkraft ausüben, die auf die Endflächen 72 wirkt, wodurch die Rotorlager während des Betriebs des Verdichters über ihren Betriebsausgangsleistungsbereich weder zu stark noch zu gering ausgeglichen werden. Während des Betriebs wird die maximale und die minimale Kapazität, wie dargestellt, durch Betätigung des Kolbenschiebers 100 erreicht.
In der Ausführungform gemäß Fig. 3 wird die Lage des Mitteldruckanschlusses 90A von dem Hochdruckendgehäuse 21 zu Gehäuse 12 bewegt. Ebenfalls wie dargestellt, liegen mehrere Mitteldruckanschlüsse 90A, 90B innerhalb des Schutzbereiches der Erfindung. Obwohl zwei Anschlüsse 90A, 90B dargestellt sind, könnten mehr vorgesehen sein. Die Anschlüsse 90A, 90B werden von einer Selektoreinrichtung in Form von Ventilen 99A, 99B gesteuert. Eines der Ventile 99A oder 99B wird geöffnet, damit der Bediener den genauen Mitteldruckpegel wählen kann, der für den Betrieb erwünscht ist. Alle anderen Elemente des Verdichters der zweiten Ausführungsform sind aufgebaut und angeordnet wie die der ersten Ausführungsform. Somit wird auf eine weitere Beschreibung des Aufbaus des Verdichter der zweiten Ausführungsform verzichtet. Das Verfahren zum Betrieb des Verdichters der zweiten Ausführungsform ist genau des gleiche, wie für den ersten Verdichter beschrieben. Die Konfiguration und Lage der Anschlüsse 90A, 90B ist nur ein Beispiel. Die geometrische Form der Anschlüsse 90A, 90B kann geändert werden, oder ihre Lage kann axial oder entlang dem Umfang verschoben werden, oder sie können auf einem beweglichen Selektorteil, z. B. auf der Fig. 6 dargestellten Selektoreinrichtung 94, angeordnet sein, vorausgesetzt, der gewünschte Mitteldruck wird erreicht.

Claims

1. Rotationsschraubenverdichter (10) mit:

einem Rotorgehäuse (12) mit Bohrungseinrichtungen (14, 16), Lagereinrichtungen (33, 36, 39, 42), einem Niederdruckende (18) mit einem Niederdruckeintritt (84) und einem Hochdruckende (20) mit einem -Hochdruckaustritt (85); Rotoreinrichtungen (22, 24), die mittels der Lagereinrichtungen drehbar in den Bohrungseinrichtungen (14, 16) angeordnet sind und eine Hochdruckendfläche (72) aufweist, die einer veränderlichen Axialschubkraft ausgesetzt ist, die durch hohen Druck an dem Hochdruckende bewirkt wird;

Verdichtungsraumeinrichtungen (86-89) an den Rotoreinrichtungen (22, 24), die während des Betriebes nacheinander und zunehmend an Volumen abnehmen, um einen niedrigen Druck entsprechend dem niedrigen Druck an dem Eintritt (84), einen hohen Druck entsprechend dem hohen Druck an dem Austritt (85) und eine Serie von mittleren Drücken zwischen dem hohen und dem niedrigen Druck über einen gesamten Bereich der Verdichterausgangsleistungen bereitzustellen;

Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54) zum Ausüben einer Ausgleichskraft auf die Rotoreinrichtungen (22, 24) gegen die veränderliche Axialschubkraft, die auf der Rotoreinrichtungsendfläche an dem Hochdruckende während des Betriebes vorhanden ist; gekennzeichnet durch

Mitteldruckanschlußeinrichtungen (90A, 90B; 100) in Druckausgleichskommunikation mit den Verdichtungsraumeinrichtungen mit einem wählbaren (88) aus der Serie von mittleren Drücken; und

einer Leitungseinrichtung (96) in Druckausgleichskommunikation zwischen den Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54) und den Mitteldruckanschlußeinrichtungen (90A, 90B; 100), um den gewählten aus der Serie von mittleren Drücken den Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54) zuzuführen und die Aufbringung einer veränderlichen Ausgleichskraft auf die Rotoreinrichtungen (22, 24) zu bewirken, die sich über den Ausgangsleistungsbereich des Verdichters ändert.

2. Rotationsschraubenverdichter nach Anspruch 1, wobei der Verdichter ferner eine Kapazitäts- und Volumenverhältniseinrichtung (100) zum Regulieren des Ausgangsleistungsbereichs des Verdichters aufweist.

3. Rotationsschraubenverdichter nach Anspruch 2, wobei die Kapazitäts- und Volumenverhältniseinrichtung aufweist: eine Kolbenschieberaufnahmeaussparung (101) in dem Rotorgehäuse (12), das eine Fluidumleitung zwischen den Bohrungseinrichtungen (14, 16) und dem Niederdruckeintritt (84) -bereitstellt; einen Kolbenschieber (100), der in der Aussparung angeordnet ist, um die Umleitung entweder zu schließen oder zu öffnen, um eine veränderliche Volumenöffnung zum zurückleiten von Fluid zu dem Eintritt (84) zu erzeugen und einen minimalen bis maximalen Verdichterkapazitätsbereich bereitzustellen; eine Kolbenschieberbetätigungseinrichtung (169) zum Bewegen des Kolbenschiebers (100), um einen Verdichtervolumenverhältnisbereich bereitzustellen; wobei die Kapazität- und Volumenverhältniseinrichtung die Serie von mittleren Drücken in der Leitungseinrichtung (96) erzeugt, um zu bewirken, daß die Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54) eine veränderliche Ausgleichskraft auf die Rotoreinrichtungen (22, 24) ausüben, die ständig eine erforderliche Axiallast auf den Lagereinrichtungen (36, 33, 39, 42) über den gesamten Verdichterausgangsleistungsbereich aufrechterhält.

4. Rotationsschraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei:

die Verdichterraumeinrichtung ausweist: mehrere Verdichtungsräume (86-89), die durch ineinandergreifende Spiralnuten (82) und -stege (81) an den Rotoreinrichtungen (22, 24) gebildet werden und die auf dem hohen, niedrigen und der Serie von mittleren Drücken sind, wobei die Spiralnuten (82) jeweils eine offene Endöffnung zu der Rotorendfläche haben;

das Niederdruckende (18) durch ein Ansaugendgehäuse (19) eingeschlossen ist und das Hochdruckende (20) durch ein Hochdruckendgehäuse (21) eingeschlossen ist; und die Mitteldruckanschlußeinrichtungen (90A, 90B; 100) in dem Hochdruckendgehäuse (21) in Druckausgleichskommunikation mit dem offenen Ende einer der Spiralnuten (82) sind, die auf dem mittleren Druck ist.

5. Rotationsschraubenverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Mitteldruckanschlußeinrichtungen mehrere Mitteldruckanschlüsse (90A, 90B) aufweisen, die in Druckausgleichskommunikation mit den Verdichterraumeinrichtungen (86-89) auf verschiedenen mittleren Druckpegeln innerhalb der Serie von mittleren Drücken versetzbar sind, und wobei eine Selektoreinrichtung (99A, 99B) zum verbinden nur eines der Mitteldruckanschlüsse (90A, 90B) mit der Leitungseinrichtung (96) vorgesehen ist.

6. Verfahren zum Betreiben eines Rotationsschraubenverdichters (10) von der Art, mit einem Rotorgehäuse (12) mit Bohrungseinrichtungen (14, 16), Lagereinrichtungen (33, 36, 39, 42), einem Niederdruckeintrittsende (18), einem Hochdruckaustrittsende (20), Rotoreinrichtungen (22, 24), die in den Bohrungseinrichtungen mittels der Lagereinrichtungen drehbar angeordnet sind und mit mehreren Verdichtungsraumeinrichtungen (86-89), die nacheinander fortschreitend an Volumen abnehmen, um einen niedrigen Druck entsprechend dem Druck an dem Einrittsende, einen hohen Druck entsprechend dem Druck an dem Austrittsende und eine Serie von mittleren Drücken zwischen dem niedrigen und dem hohen Druck bereitzustellen, und einer Hochdruckendfläche (72), die dem hohen Druck an dem Austrittsende ausgesetzt ist, der eine veränderliche Axialschubkraft auf die Rotoreinrichtungen entsprechend der Verdichterausgangsleistung ausübt, und Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54), die mit den Rotoreinrichtungen verbunden sind, um einen Ausgleichskraft auf die Rotoreinrichtungen (22, 24) auszuüben, mit den Schritten:

Herstellen von Mitteldruckanschlußeinrichtungen (90A, 90B; 100), die sich zu den Verdichtungsraumeinrichtungen (86- 89) an einem wählbaren aus der Serie von mittleren Drücken öffnen;

Drehen der Rotoreinrichtungen (22, 24), um den Verdichter in einem Ausgangsleistungsbereich zu betreiben und eine Quelle der Serie von mittleren Drücken zu erzeugen; und

Versetzen der gewählten Mitteldruckanschlußeinrichtungen (90A, 90B; 100) in Druckausgleichskommunikation mit den Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54), um zu ermöglichen, daß der gewählte aus der Serie von mittleren Drücken an den Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54) auftritt und eine sich ändernde Ausgleichskraft auf die Rotoren (22, 24) ausübt, die parallel zur Lastkurve des Verdichters von minimaler bis maximaler Betriebskapazität verläuft, um ständig eine erforderliche Axiallast auf die Lagereinrichtungen bereitzustellen.

7. Verfahren zum Betreiben eines Rotationssschraubenverdichters nach Anspruch 6, wobei das Verfahren aufweist:

Herstellen mehrerer wählbarer Mitteldruckanschlüsse (90A, 90B) zu den Mitteldruckeinrichtungen an Stellen, die zu einem anderen der mittleren Drücke führen, die an jedem Anschluß auftreten;

Versetzen irgendeines der gewählten der mehreren Mitteldruckanschlüsse in Druckausgleichskommunikation mit den Druckbeaufschlagungseinrichtungen (53, 54); und

Verhindern eines Mitteldruckstroms aus den verbleibenden Mitteldruckanschlüssen.

8. Verfahren zum Betreiben eines Rotationschraubenverdichters nach Anspruch 6 oder 7, wobei das Verfahren aufweist:

Herstellen der Mitteldruckanschlußeinrichtungen auf einem beweglichen Teil (94), das beweglich ist, um die Lage der Mitteldruckanschlußeinrichtungen zu ändern, und

Bewegen des beweglichen Teils (94), um die Mitteldruckanschlußeinrichtungen in Druckausgleichskommunikation mit einem gewählten der sich ändernden Drücke innerhalb des Mitteldruckbereichs zu versetzen.