DE19749572A1 - Trockenlaufender Schraubenverdichter oder Vakuumpumpe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Schraubenspindelpumpe, die zum trockenen Verdichten von Gasen eingesetzt werden soll.

Schraubenspindelpumpen wurden in der Vergangenheit vorzugsweise als Flüssigkeitspumpen eingesetzt. Sie haben zwei parallel angeordnete zylindrische Rotoren mit schraubenförmig verlaufenden Nuten (Vertiefungen) auf der Zylinderfläche. Die Rotoren greifen ineinander ein, so daß sich zwischen ihnen und der sie umgebenden Gehäusewandung abgeschlossene Arbeitsräume bilden. Bei gegenläufiger Drehung der Rotoren wandern diese Arbeitsräume von der Saugseite zur Druckseite.

In der Patentanmeldung EP 0 183 380 B1 ist eine solche Pumpe (Fig. 1) beschrieben. Es handelt sich hier um eine liegende zweiflutige Maschine zur Förderung von Öl/Gasgemischen. Die zweiflutige Anordnung hat die Eigenschaft, daß unabhängig von der Druckdifferenz keinerlei Axialkräfte auf die Rotoren ausgeübt werden, und da bei diesem Pumpprinzip auch praktisch so gut wie keine Radialkräfte auftreten, muß die Lagerung im wesentlichen nur die Gewichtskräfte der Rotoren tragen.

Bemerkenswert an dieser Erfindung ist die Einführung einer Inneren Verdichtung, um den Energieverbrauch bei der Kompression mit hohen Gasanteilen zu vermindern. Dies wird dadurch erreicht, daß die Steigung des Schraubengewindes der Verdrängerrotoren zur Auslaßseite hin verringert wird und zwar entweder in Stufen (Fig. 3) oder kontinuierlich (Fig. 2).

Ein Kühlmechanismus ist bei dieser Maschine nicht vorgesehen, da der geförderte Flüssigkeitsanteil vollständig zum Abtransport der entstehenden Reibungswärme bzw. Verdichtungswärme ausreicht.

Wegen fehlender Kühlung ist ein Betrieb dieser Maschine als Kompressor zur reinen Gasförderung kaum möglich und ein Betrieb als Vakuumpumpe gar völlig ausgeschlossen, da hier im Enddruckbetrieb überhaupt kein Massenstrom zur Wärmeabfuhr zur Verfügung steht.

Das relativ aufwendige Dichtungssystem, welches den druck- bzw. flüssigkeitsbeaufschlagten Innenteil der Maschine von den übrigen Baugruppen abtrennt, trägt in erheblichem Maße zur Vergrößerung der Baulänge bei. Die dadurch bedingt große Einspannlänge der Rotoren mit entsprechend niedriger biegekritischen Drehzahl sowie die am Dichtungssystem entstehende Reibungswärme haben zur Folge, daß diese Maschine nur bei relativ niedrigen Drehzahlen (max. ca. 3000 Upm) betrieben werden kann. Für den Betrieb als Flüssigkeitspumpe ist dies auch nicht weiter von Belang, denn wegen der hohen Dichte von Flüssigkeiten und den damit verbundenen Phänomenen (z. B. Kavitation) sind dem nutzbaren Drehzahlbereich ohnehin Grenzen gesetzt. Bei der Förderung von Gasen, d. h. beim Betrieb als Kompressor und insbesondere als Vakuumpumpe sind hingegen fast immer möglichst hohe Drehzahlen sinnvoll, da dadurch erst die gewünschten Leistungsdaten, d. h. möglichst hoher volumetrischer Wirkungsgrad, hohe Kompressionsverhältnisse und möglichst hohe spezifische Saugleistung (d. h. Förderstrom im Verhältnis zur Maschinengröße) erreicht werden können. Der zur Gasförderung normalerweise sinnvolle Drehzahlbereich liegt mindestens um den Faktor drei höher als bei flüssigkeitsfördernden Maschinen mit volumetrischem Arbeitsprinzip und entsprechende konstruktive Anpassungsmaßnahmen sind von daher unumgänglich.

Das Ziel der vorliegenden Erfindung besteht darin, basierend auf dem Schraubenspindelprinzip einen möglichst kompakten und robusten Kompressor zu bauen, der über einen so effizienten Kühlmechanismus verfügt, daß er sich sowohl für den Betrieb als Vakuumpumpe als auch für die (relativ) kalte und trockene Kompression von Prozeßgasen eignet. Damit steht dieser Maschinentyp in direkter Konkurrenz zu herkömmlichen, trockenverdichtenden Schraubenkompressoren. Wesentliches Unterscheidungsmerkmal ist hier allerdings die Geometrie der Verdrängerrotoren: Bei Schraubenspindelpumpen haben sie üblicherweise den gleichen Durchmesser, sind spiegelbildlich gefertigt und laufen folglich mit der gleichen Drehzahl (sind also im Verhältnis 1 : 1 synchronisiert). Ihre Steigung ist erheblich geringer als bei den üblichen Schraubenmaschinenprofilen, wodurch sich in Strömungsrichtung gesehen eine vielfache Reihenschaltung von Dichtspalten zwischen Druck- und Saugseite ergibt. Damit wird innerhalb einer Gehäusebohrung der gleiche Effekt erreicht, der sonst nur unter großem maschinellen Aufwand durch den Bau von mehrstufigen Verdichtern (d. h. durch die Reihenschaltung mehrerer kompletter Maschinen) möglich ist. Ein weiteres Unterscheidungsmerkmal besteht darin, daß der Rotor eine zylindrische bzw. flächige Außenkontur besitzt und somit gegenüber der Gehäusewandung keine Linien- sondern eine Flächenüberdeckung hat. Entsprechend höher ist der Strömungswiderstand in den Spalten, welcher die Leck- oder Verlustrückströmungen begrenzt und höher ist folglich auch der erreichbare volumetrische Wirkungsgrad. Die beiden letzten Merkmale unterstützen sich in ihrer Wirkung und führen zu Leistungsmerkmalen, die bisher mit herkömmlichen trockenlaufenden Schraubenverdichtern nicht erreichbar waren.

Für die Verfahrenstechnik kann diese Bauart deshalb interessant sein, weil sich schon bei relativ niedrigen Drehzahlen erstaunlich hohe volumetrische Wirkungsgrade ergeben. Indem man einen effizienten Kühlmechanismus in seiner vollen Leistungsfähigkeit aufrechterhält, die Drehzahl hingegen absenkt, ist damit der Bau von fast beliebig kalten, berührungslosen und ventillosen Verdichtern möglich. In Verbindung mit einer reibungsarmen Kugellagerung und einer optimal angepaßten Inneren Verdichtung ergeben sich darüber hinaus noch erfreulich hohe Gesamtwirkungsgrade.

In der Vakuumtechnik spielen dagegen die erreichbaren Kompressionsverhältnisse von über einer Million die entscheidende Rolle, wozu allerdings ein recht hohes Drehzahlniveau nötig ist. Entsprechen gut sind die erreichbaren Enddrücke, die jedoch nur dann voll ausnutzbar sind, wenn auch hier die Maschinen mit einem leistungsfähigen Kühlmechanismus ausgestattet sind.

Vorteilhaft ist weiterhin, daß dieser Pumpentyp ohne seitliche Begrenzungswände auskommt. Probleme mit thermischer Längendehnung und die Gefahr des seitlichen Anlaufens oder Fressens sind damit praktisch ausgeschlossen.

Zusammenfassend läßt sich feststellen, daß Schraubenspindelpumpen u.A. aufgrund ihres deutlich höheren volumetrischen Wirkungsgrades erheblich anpassungsfähiger sind als die ihnen verwandten Schraubenmaschinen, sofern man geeignete Lösungen für die Kühlung und die Abfuhr der Verdichtungswärme findet.

Die erfindungsgemäße Lösung erfolgt dadurch, daß in die Maschine wenigstens ein Kühl- und/oder Schmiermittelkreislauf mit einer druckerzeugenden Pumpe installiert wird. Bei einem kombinierten Kühl- und Schmierkreislauf beträgt der Umlauf ein mehrfaches der Menge, die für reine Schmierzwecke nötig wäre und es erfolgt eine Aufteilung in einen kleinen Teilstrom zu Schmierzwecken und einen großen Teilstrom zu Kühlzwecken.

Es können auch einer oder oder sogar zwei Kreisläufe installiert werden, die durch eine oder zwei Pumpen angetrieben werden, wobei ein Kreislauf (bzw. ein Teilkreislauf) mit höherem Druck und niedrigem Volumenstrom betrieben werden kann und ein zweiter Kreislauf (bzw. der Restkreislauf) mit niedrigem Druck und höherem Volumenstrom. Je nach Maschinengröße, -aufbau und Komplexitätsgrad können dadurch verschiedene Aufgaben wahrgenommen werden:

• 1. Zur Schmierung der Synchronisationsverzahnung und gegebenenfalls der Lager wird ein genau dosierter Teilstrom in die besagten Reibungszonen geführt.
• 2. Bei zweiflutigen Maschinen, die vorzugsweise beidseitig gelagert sind, kann ein besonders effizienter Kühleffekt dadurch erreicht werden, daß in die hohlgebohrten Verdrängerrotoren Kühlöl eingespritzt wird, welches einen Teil der entstehenden Verdichtungswärme direkt aus den Rotoren abtransportiert. Zur Verbesserung des Wärmeübergangs vom Rotor an das Öl kann es sinnvoll sein, eine Durchmesserstufung anzubringen, die dazu führt, daß sich im Inneren der Rotoren ein begrenztem Ölreservoir bildet. Das Reservoir hat den Effekt, die Verweildauer des Öles im Rotor zu verlängern, so daß das Öl mehr Zeit hat, sich zu erwärmen, bevor es den Rotor wieder verläßt.
• 3. Ein ebenfalls reichlich bemessener Kühlöl-Teilstrom kann durch die Gehäusepartien geleitet werden, in deren unmittelbarer Umgebung die Verdichtungswärme konzentriert entsteht. Bei luftgekühlten Maschinen soll durch entsprechende Führung des Kühlöls angestrebt werden, daß die konzentriert entstehende Verdichtungswärme durch die Teilströme 2 und 3 abtransportiert und möglichst über die gesamte Maschinenoberfläche soweit verteilt wird, daß eine vollständige Wärmeabfuhr über die äußere Verrippung möglich ist.
• 4. Der zur Verfügung stehende Öldruck kann außerdem dazu benutzt werden, Kontroll- und Steuerfunktionen zu übernehmen wie z. B. Betriebsüberwachung durch Öldruckkontrolle, Betätigung oder Ansteuerung eines Saugstutzenventils und hydraulischer Axialschubausgleich bei fliegend gelagerten einflutigen Maschinen.

Fig. 4 zeigt einen solchen Ölkreislauf in seiner einfachsten Form. Als wesentliche Elemente gibt es einen Ölkühler 1 bzw. Zonen, in denen dem Öl Wärme entzogen wird, eine oder mehrere druckerzeugende Ölpumpen 2, die einen reichlich bemessenen Ölstrom fördern, sowie eine Aufteilung dieses Ölstromes in einen kleinen Teilstrom 3 zur Schmierung der Reibungszonen und einen mehrfach größeren Hauptstrom 4 zur Kühlung.

Gegenüber dem eingangs erwähnten Stand der Technik sind in dieser Weise ausgerüstete Maschinen (Fig. 5, 6, 7, 10) für die reine Gasförderung geeignet und bietet gegenüber vergleichbaren Kompressoren und Vakuumpumpen eine ganze Reihe von zusätzlichen Optionen und Vorteilen:

• - Durch den massiven Ölumlauf innerhalb der Maschine ist eine gleichmäßige Wärmeverteilung möglich und damit ergibt sich bis zu einer bestimmten Baugröße die Option auf reine Luftkühlung durch Umgebungsluft. Der oftmals umständliche und unerwünschte Anschluß von Kühlwasserleitungen entfällt, was die Installation vereinfacht.
• - Die Betriebstemperatur der Rotoren kann dank des direkten Kontaktes mit dem Kühlmedium (Fig. 5 und 6) trotz hoher Leistungsdichte relativ niedrig gehalten werden.
  Bei Verwendung eines Schmiermittels mit niedrigem Siedepunkt oder eines Mehrstoffsystems wie z. B. einer Öl-Wasseremulsion kann der Kühleffekt durch bewußt herbeigeführte Verdampfung nochmals drastisch gesteigert werden. Die Wärmeverteilung innerhalb der Maschine ist in diesem Fall besonders einfach, da der entstehende Dampf an den kältesten Gehäuseteilen automatisch kondensiert. Durch eine innere Verrippung, die wärmetechnisch an eine äußere angepaßt ist, kann die Wärmeabgabe optimiert werden.
• - Der durch den Druck einer Ölpumpe angetriebene Ölkreislauf eröffnet die Option, Filter und Feinstfilter (z. B. zur Erhöhung der Ölstandzeit und der Lagerlebensdauer) und vor allem einen zusätzliche Ölkühler in den Ölkreislauf einzuschleifen. Die wärmeabgebende Oberfläche kann dadurch drastisch vergrößert werden, was man entweder dazu ausnutzen kann, die Leistungsdichte abermals zu erhöhen oder aber das gesamte Temperaturniveau der Maschine abzusenken. Durch einen eigens dazu vorgesehenen Adapter (in Fig. 7) kann das Nachrüsten mit Ölkühler vereinfacht werden. Für die Serienfertigung bietet sich damit der Bau einer besonders preiswerten Grundversion mit erhöhtem Temperaturniveau und eine um den Öl kühler erweiterte Variante mit deutlich vermindertem Temperaturniveau an.
• - Neben den üblichen Öl/Luftkühlern kann vor allem bei größeren Maschinen die Verwendung von Öl/Wasserkühlern sinnvoll sein. In diesem Fall bietet es sich an, die Kühlkanäle im Gehäuse nicht mit Öl sondern direkt mit Kühlwasser zu versorgen, da man die Ölpumpe und den Kühler dann deutlich kleiner dimensionieren kann. Reihenschaltung von Ölkühler und Gehäusekühlung im Wasserkreislauf kann sich hier als Optimallösung herausstellen.
• - Eine Ölversorgung mit mehreren bar Überdruck eröffnet darüberhinaus die Möglichkeit, den Axialschub von fliegend gelagerten einflutigen Maschinen mit relativ geringem Aufwand nahezu vollständig auszugleichen (Fig. 11).

Fig. 5 zeigt die Draufsicht einer erfindungsgemäß konstruierten Maschine im Halbschnitt. Das Ansaugen geschieht im Zentrum durch einen nicht dargestellten Saugstutzen und das Gas wird anschließend nach beiden Seiten weggefördert und dabei innerhalb der sich verkleinernden Hubräume 5 vorverdichtet. Die Trennung zwischen Arbeits- und Getrieberäumen erfolgt hier durch berührungslose Labyrinthdichtungen 6. Sie beanspruchen nur wenig axiale Einbaulänge und da sie aus Metall sind und berührungsfrei arbeiten, sind sie nahezu beliebig drehzahl- und temperaturfest. Die verkürzte Einspannlänge zwischen den beiden Lagern erhöht die Biegesteifigkeit der Rotoren, was der maximal möglichen Betriebsdrehzahl (biegekritische Drehzahl) ebenfalls zugute kommt.

Konstruktiv und maschinendynamisch bedingt ließen sich somit fast beliebig hohe Leistungsdichten (Förderleistung im Verhältnis zur Maschinengröße) und Kompressionsverhältnisse realisieren, wenn nicht thermische und thermodynamische Grenzen dagegenstünden. Vor allem die Rotoren von Vakuumpumpen würden sich im Enddruckbetrieb bis zur Zerstörung aufheizen, wenn nicht ein effizienter Kühlmechanismus die zwangsläufig entstehende Verdichtungswärme abtransportieren würde. Erfindungsgemäß wird hier durch Einspritzen von gekühltem Öl oder Kühlmittel in die hohlgebohrten Rotoren Abhilfe geschaffen. Die Einspritzdüsen 7 sind vorzugsweise in den Getrieberaumdeckeln untergebracht.

Im vorliegenden Fall wird Öl von beiden Seiten in beide Rotoren eingespritzt, wobei der Flüssigkeitsstrahl auf die Stirnseite der Sackbohrungen prallt. Dort wird das Öl in Rotation versetzt und liegt von da an als dünner Film an der Bohrungswand an, wobei es die Wärme aus dem Rotor aufnimmt. Über das freie Wellenende fließt es wieder ab, wird beim Austreten gegen die luftgekühlten Wandungen der Getrieberäume geschleudert und gibt dort die aufgenommene Wärme wieder ab. Motorseitig ist die Sackbohrung 8 zylindrisch ausgeführt, was den Vorteil der einfachen Herstellung hat und was mit dem Nachteil verbunden ist, daß sich entsprechend dem hohen Drehzahlniveau nur ein sehr dünner Film mit entsprechend kurzer Verweildauer aufbauen kann.

Am gegenüberliegenden Ende des Rotors ist die Bohrung in exemplarischer Weise als Doppelkonus 9 ausgeführt. Dadurch kann sich im heißesten Teil des Rotors ein Ölring mit nennenswertem Volumen ausbilden. Sowohl die wärmeübertragende Kontaktfläche als auch die Verweildauer des Öls im Rotor vergrößern sich durch diese Maßnahme und damit wird auch die Wärmeübertragung vom Rotor an das Öl erheblich verbessert.

Eine weitere Steigerung der Kühlwirkung läßt sich dadurch erreichen, daß man ein Kühlmedium einspritzt, welches teilweise oder sogar vollständig verdampfen kann. Bei einer kompromißlosen Auslegung auf maximale Kühlung kann es sogar Sinn machen, die Maschine völlig ölfrei (mit fettgeschmierten Kugellagern und elektronischer Synchronisation) zu betreiben, da man dann bei der Auswahl des Kühlmediums keinerlei Rücksicht mehr auf dessen Schmiereigenschaften nehmen muß.

Je nachdem, ob aggressive Medien gepumpt werden oder als Kühlmittel zum Einsatz kommen, kann es sinnvoll sein, die Ständer 10 der Motoren zu kapseln und die Läufer sowie die gesamte Maschine korrosionsfest auszuführen.

Für ganz besondere Einsatzfälle (wenn z. B. die Kugellager mit ihrer Fettfüllung unerwünscht sind oder wenn ein absolut verschleiß- und vibrationsfreier Betrieb gefordert wird) ist noch eine weitere, völlig berührungsfreie Variante mit elektronischer Synchronisation und Magnetlagerung denkbar. Dank des vollständigen Ausgleichs aller Gaskräfte kann ungeachtet der auftretenden Druckdifferenzen die Magnetlagerung dabei relativ kompakt und energiesparend ausgeführt werden. Mit Hilfe entsprechender Sensorik und Steuerungssoftware können solche Maschinen vor Inbetriebnahme, während des Betriebs oder bei Ausfall eine sog. Selbstdiagnose durchführen, bei der neben den elektronischen Funktionen auch mechanische Größen wie z. B. verschiedene Spiele oder aufgewachsene Schichtdicken ermittelt werden können.

In der Mehrzahl der Standardanwendungen ist sicherlich die Luftkühlung die praktischste und einfachste Methode zur Abgabe der Verlustwärme an die Umgebung. Bei luftgekühlten Maschinen sorgt ein starker Lüfter 11 dafür, daß ausreichend Kühlluft an der Verrippung entlangstreicht. Ein angedeutetes Luftleitblech 12 (in Fig. 5) sorgt für die günstigste Führung des Luftstromes und kann gegebenenfalls über die gesamte Baulänge fortgesetzt werden. Bei richtiger Konstruktion und Matrialauswahl kann diese Umhüllung auch noch zur Geräuschdämpfung herangezogen werden.

Der soeben erwähnte Effekt des Verdampfens und Kondensierens kann auch zur Nivellierung der Gehäusetemperaturen herangezogen werden. Bei einer Vakuumpumpe nach Fig. 5 wird der überwiegende Teil der Verdichtungswärme an den Rotor-Enden erzeugt und entsprechend ist auch das Gehäuse hier am wärmsten. In der Gehäusemitte hingegen, also im Ansaugbereich 13, findet keine Energieumsetzung statt und hier bliebe das Gehäuse normalerweise kalt. Versieht man auch diesen mittleren Gehäuseteil mit Kühlmittelkanälen (in Fig. 5 nicht eingezeichnet), so ist es durchaus denkbar, einen durch Dampfblasen angetriebenen Naturumlauf des Kühlmittels herzustellen: Bei richtiger Auswahl des Kühlmittels bilden sich im heißen Gehäuseteil Dampfblasen, die den Kühlmittelstrom mitreißen und die im kalten Teil wieder kondensieren.

Weitere Einzelheiten und Komponenten, die zur Funktion dieser Maschine erforderlich sind, wie z. B. interne oder externe Ölkühler bzw. Kondensatoren, Ölführungskanäle, Adapter, Ölpumpen, Filter, Ventile etc. werden als bekannt vorausgesetzt und sind aus Gründen der Übersichtlichkeit in dieser Zeichnung nicht dargestellt.

In Fig. 6 wird eine fliegend gelagerte einflutige Maschine gezeigt die ebenfalls über eine direkte Rotorkühlung durch Einspritzung verfügt. Da bei dieser Bauart die auf den Rotor ausgeübten Axialkräfte proportional zur Druckdifferenz ansteigen, ist die Verwendung im Verdichterbau nur sehr begrenzt möglich und demzufolge dürfte der überwiegende Einsatzbereich in der Vakuumtechnik (max. 1 bar Druckdifferenz) liegen. Mit ihrer - gegenüber der zweiflutigen Maschine - halbierten Förderleistung hat diese Variante sicherlich ihre Existenzberechtigung beim Bau von kleinen Vakuumpumpen: Die wirtschaftliche Untergrenze dieser Maschinengattung (d. h. die kleinsten Maschinen, die noch wirtschaftlich gebaut werden können) läßt sich wohl am besten mit einflutigen Maschinen abdecken.

Unter maschinendynamischen Aspekten ist diese Variante ungünstiger als die beidseitig gelagerte, da der Schwerpunkt des Verdrängers schon recht weit vom rotorseitigen Lager 14 entfernt ist und sich dementsprechend Probleme mit der biegekritische Drehzahl ergeben können. Die Wellen müssen dick und biegesteif gebaut sein, was auf Kosten des radialen Einbauraumes für den Motor 15 geht. Da eine Aufweitung der Sackbohrung 16 im Rotor zur Verbesserung des Wärmeübergangs fertigungstechnisch kaum möglich ist, wurde hier statt dessen zur Durchmesserverringerung am Austritt ein Röhrchen 17 eingepreßt, dessen Ende eine Ritzelverzahnung 18 zum Antrieb einer speziellen Zahnrad-Ölpumpe 19 hat. Der entscheidende Vorteil gegenüber der zweiflutigen Maschine ist hier die leichte Demontierbarkeit des Pumpengehäuses 21 zur Reinigung und Inspektion der Verdränger-Rotoren 22. Der Vorteil der direkten Rotorkühlung muß hier allerdings durch einen hohen Aufwand bei der Fertigung der Rotoren und bei deren Montage erkauft werden.

Für hoch reine Vakuumanwendungen, in denen eine absolute Öl-Kontaminationsfreiheit erwünscht ist oder bei der Förderung von aggressiven Gasen kann die Abtrennfunktion der Labyrinthdichtungen durch eine Sperrgaszufuhr 23 vervollkommnet werden. Das Sperrgas muß hier unter Druck vorzugsweise in die Ebene zwischen den beiden Dichtringen 24 zugeführt werden und der Getrieberaum muß eine Entlüftung haben. Selbstverständlich ist bei einer Maschine nach Fig. 5 die gleiche Einrichtung möglich.

Maschinendynamisch, montage- und fertigungstechnisch viel eleganter kommt eine weitere Variante nach Fig. 7 daher (ebenfalls Draufsicht im Halbschnitt). Hier ist das rotorseitige Lager 25 in den Rotor hinein verlegt und mit dem minimierten Schwerpunktsabstand ist die biegekritische Drehzahl maximiert. Neben einer besonders einfachen und kostengünstigen Gestaltung der Ölpumpen 26 besteht ein weiterer Vorteil in dem engen und langen Spalt 27, der das Rotorlager vom auspuffseitigen Arbeitsraum 28 trennt, wodurch ein besserer Schutz des Lagers vor dem gepumpten Gas ermöglicht wird.

Die vergrößerte Ansicht dieses Bereichs in Fig. 8 zeigt eine besonders raffinierte Möglichkeit einer drucklosen Sperrgaszufuhr: Durch einen Kanal 35 kann druckloses Sperrgas wie z. B. die Umgebungsluft in den Ringraum 36 gelangen. Die Ausdrehung im Rotor ist mit einem Gewinde 37 versehen, welches die Luft viskositätsbedingt in Richtung Auspuff fördert. Die hohe Relativgeschwindigkeit zwischen drehendem Rotor und feststehendem Sockel sowie die Vielzahl der Gewindegänge garantieren einen kräftigen Druckaufbau, der in jedem Fall ausreichen sollte, einen eventuell im Auspuffsystem vorhandenen Überdruck zu überwinden. Ebenfalls mit einem Gewinde 38 versehen ist der Abschluß des Lagersockels zur Welle hin. Die dadurch gebildete Gewindepumpe erfüllt zugleich zwei Aufgaben: Erstens verhindert sie, daß Kühlöl, welches zur Umspülung der Gleitlagerbuchse zugeführt wird, aus dem Lagerbereich austreten und in den Auspuff gelangen kann. Zweitens pumpt sie einen Teil der zugeführten Sperr­ gas-Luft in den Getrieberaum. Natürlich ist diese zweite Gewindepumpe in ihrem Druckaufbau erheblich schwächer als die erste, was aber nicht weiter tragisch ist, denn der Getrieberaum ist auch hier entlüftet und damit ist die zu überwindende Druckdifferenz immer gleich Null.

Bei allen Vorzügen hat diese Variante einen entscheidenden Pferdefuß, der darin besteht, daß eine direkten Kühlung des Rotors nicht mehr möglich ist. Er muß hier ein deutlich höheres Temperaturniveau annehmen, um seine Wärme loszuwerden. Denn auch wenn man - wie hier dargestellt - den in den Rotor hineinragenden Lagersockel reichlich mit Öl kühlt, so bildet dennoch der enge Luftspalt 27 zwischen Rotor und Sockel einen erheblichen zusätzlichen Wärmedurchgangswiderstand, der nur durch eine größere treibende Temperaturdifferenz überwunden werden kann. Die Wärmeabgabe nach außen an das Gehäuse 29 übernimmt dabei die dominierende Rolle für das thermische Verhalten des Rotors. Das Gleitlager selbst kann soweit mit Kühlöl umspült werden, daß sich hier optimale Arbeitstemperaturen einstellen lassen.

Um einen ausreichenden Öldruck zur Schmierung der Gleitlager sicherzustellen, ist hier ein Druckbegrenzungsventil 30 eingebaut, welches erst dann den Ölstrom zur Gehäusekühlung freigibt, wenn die Gleitlager ausreichend versorgt sind. Die Kühlung und Schmierung der Lager hat damit Priorität vor der Gehäusekühlung.

Entsprechend der höheren Wärmebelastung des Pumpengehäuses im Auslaßbereich ist hier ein Kühlkanal 31 eingebaut, in dem das Öl die vom Rotor abgegebene Wärme aufnimmt. Am gegenüberliegenden ansaugseitigen Ende des Gehäuses sind hier ebenfalls Kanäle 32 vorgesehen, in denen das Öl einen Teil seiner Wärme wieder abgeben kann. Der Ölstrom hat also hier die Funktion, thermisch hochbelastete Stellen zu entschärfen und im übrigen ein möglichst gleichmäßiges Temperaturniveau über der gesamten Maschinenoberfläche herzustellen.

Fertigungstechnisch besonders günstig ist es, die Kühlkanäle von beiden Stirnseiten aus sofort beim Gießen herzustellen. Fig. 9 zeigt zwei Möglichkeiten, den Abschluß zu bilden: Entweder stützt sich der O-Ring 39 direkt auf den Kanten ab oder es wird eine Stützleiste 40 eingebaut oder eingeklebt.

Bemerkenswert in Fig. 7 ist weiterhin ein Adapter 33 für den optionellen Anbau eines externen Ölkühlers. Das zwangsläufig hohe mittlere Temperaturniveau einer leistungsoptimierten und daher preiswerten Serienmaschine läßt sich durch den Anbauölkühler in den Anwendungsfällen, wo dies erwünscht ist, absenken. Sinnvoll kann hier eine kombinierte elektrische Anschlußmöglichkeit für den Betrieb eines im Ölkühler integrierten Lüfters sein, der die Wirkung des Ölkühlers verstärkt.

Auf der gegenüberliegenden Seite ist der zum erzielen der hohen Betriebsdrehzahlen notwendige Frequenzumrichter 34 in die Maschine integriert.

In Fig. 10 ist schließlich eine Maschine mit einem sehr hohen innere Verdichtungsverhältnis dargestellt, das in dieser Höhe nur durch die Durchmesser­ stufung der Rotoren erreichbar ist. Diese extreme Auslegung macht vor allem Sinn für Vakuumpumpen, die überwiegend im Enddruckbetrieb arbeiten sollen. Zur Erhöhung der biegekritischen Drehzahl ist auch hier das rechte Lager 41 so weit wie möglich an den schweren Teil des Verdrängerrotors herangerückt und befindet sich damit auch hier innerhalb des Rotors. Die äußere Durchmesserstufung des Rotors schafft in seinem Inneren genügend radialen Einbauraum für ein Kugellager. Eine direkte Kühlung durch Öleinspritzung in den Rotor ist auch hier kaum realisierbar und folglich kann er seine Wärme praktisch nur durch Strahlung und Konvektion nach außen an das Gehäuse 42 oder nach innen an den Lagersockel 43 loswerden. Ungekühlt würde der Lagersockel und mit ihm das rechte Lager annähernd die Temperatur des Rotors annehmen, was zumindest für das Lager tödlich wäre. Abhilfe schafft auch hier der erfindungsgemäße Ölkreislauf: Durch eine selbstansaugende Ölpumpe 44 (hier eine Zahnradpumpe, die in besonders kostengünstiger Weise am Wellenende angebracht ist), wird das Öl durch die hohlgebohrten Wellen in den Lagerbereich gefördert und kann dort durch Querbohrungen 45 entweichen. Durch spiralförmig angeordnete Schleuderringe 46 soll erreicht werden, daß der Lagersockel von innen gleichmäßig mit Öl benetzt wird und das Öl zurück in den Ölsumpf transportiert wird. Der enge Spalt 47 zwischen Sockelende und Welle ist auch hier mit Gewindenuten ausgestattet, die mit ihrer Pumpwirkung das Austreten von Öl verhindern sollen.

Erwähnenswert ist weiterhin das Überdruckventil 48, welches zwischen den Stufen angebracht ist. Es hat die Aufgabe, bei hohen Ansaugdrücken die von dem hubraumstarken saugseitigen Rotorabschnitt geförderte Überschußmenge an der hubraumschwachen Endstufe vorbei und direkt in den Auspuff 49 zu leiten. Überverdichtung bei hohen Ansaugdrücken wird dadurch vermieden. Aus Darstellungsgründen ist der Auspuff hier an der Oberseite der Maschine angeordnet. Bei einer praktisch ausgeführten Maschine wird man den Auspuff so tief wie möglich anbringen um die Verschmutzungs- und Verstopfungsgefahr zu verringern.

Im Bereich der thermisch hochbelasteten Endstufe kann auch hier das Gehäuse mit Kühlkanälen 50 versehen werden, die ebenfalls vom Öl- bzw. Kühlmittelkreislauf gespeist werden.

Der Saugstutzen 51 wird im stromlosen Zustand durch ein Saugstutzenventil 52 verschlossen. Im Betrieb kann das Ventil entgegen dem Druck einer Feder elektromagnetisch nach unten gezogen und dadurch geöffnet werden.

Wie bereits erwähnt haben einflutigen Maschinen das prinzipielle Problem, daß je nach Größe und Druckdifferenz erhebliche Axialkräfte auftreten können, die im Zusammenwirken mit den betriebsbedingt hohen Drehzahlen ab 10.000 Upm aufwärts) sehr leicht zur Überlastung der Lager führen können. Der Ölkreislauf mit druckerzeugenden Pumpen bietet hier eine besonders platzsparende und elegante Möglichkeit zum hydraulischen Axialschubausgleich (Fig. 11): Eine Druckplatte 55 ragt hier in die ausgesparten Zahnräder 56 hinein, so daß nur ein Minimum an zusätzlicher Baulänge 57 erforderlich ist. Da die Öldruck aufnehmende Fläche begrenzt ist und wesentlich kleiner als die druckbeaufschlagte Fläche der Rotoren, muß hier mit höheren Öldrücken gearbeitet werden, als für Kühlung und Schmierung erforderlich ist. Folglich kann es sinnvoll sein, zwei unabhängige Ölkreisläufe mit unterschiedlichen Pumpprinzipien zu installieren: Für den Hochdruckkreislauf 58 kommen dann vorzugsweise volumetrisch fördernde Pumpen wie z. B. Zahnradpumpen (hier Innenzahnradpumpe 59 in Frage, für den Niederdruck­ kreislauf zur Kühlung und Wärmeverteilung eignen sich Pumpen mit hohen Durchsatz und niedrigen Druckaufbau besser, wie z. B. Viskositäts- Kreisel- oder Seitenkanalpumpen 60.

Falls nötig ist es bei einer solchen Anordnung sogar möglich, den Öldruck mittels eines Druckreglers 61 in Abhängigkeit der Druckdifferenz zwischen Einlaß und Auspuff so auszuregeln, daß in allen Betriebszuständen ein nahezu vollständiger Axialschubausgleich erfolgt.

Weitere Verbesserungen, Besonderheiten und Änderungen gegenüber dem eingangs erwähnten Stand der Technik betreffen den Antrieb, die Schalldämpfung, die Vakuumsicherung, den Schutz der Lagerung sowie die Verringerung des Energieverbrauchs durch innere Verdichtung.

Antrieb

Es wird vorgeschlagen, den Antriebsmotor direkt auf der verlängerten Welle anzubringen. Ein Frequenzumformer, der möglichst in die Maschine integriert sein sollte, sorgt für das hohe Drehzahlniveau.

Gegenüber einer Getriebelösung ohne Frequenzumformer hat das den Vorteil, daß der Motor sehr viel kleiner gebaut werden kann und man zusätzliche Zahnräder einspart.

Man kann eine oder auch beide Wellen direkt antreiben, wobei die Verzahnung im letzteren Fall keine Leistung mehr übertragen muß sondern nur noch der Synchronisation der beiden Schraubenspindelrotoren dient. In beiden Fällen kann es jedoch sinnvoll und sogar notwendig sein, die Verzahnung ausreichend zu schmieren.

Neben der Tatsache, daß die gesamte Maschine durch Verwendung eines Frequenzumformers erheblich leichter und kompakter wird, bieten sich zusätzlich noch drei erfreuliche Optionen an:

• 1. Moderne Frequenzumrichter sind nicht mehr an feste Netzspannungen und -fre­ quenzen gebunden, sondern sie beherrschen eine beachtliche Bandbreite von Spannungen und Frequenzen. Dadurch kann die Ausstattung der Maschinen mit Sondermotoren für verschiedene Länder entfallen.
• 2. Eine manuelle und/oder elektronisch gesteuerte Drehzahlanpassung an unterschiedliche Prozesse ist dank des Frequenzumformers problemlos machbar (z. B. mit Einstellknopf und Analogeingang). Da die volle Leistung bzw. das volle Saugvermögen einer Vakuumpumpe in vielen Fällen nur in der Anfangsphase der Evakuierung eines Systems (d. h. während des Ausgasens) benötigt wird, kann nach Erreichen des gewünschten Systemdruckes die Drehzahl soweit abgesenkt werden, daß der gewünschte Druck soeben gehalten wird. Die Pumpe kann somit praktisch als Druckregler arbeiten und proportional zur Drehzahlabsenkung wird zusätzlich noch in erheblichem Maße Antriebsleistung eingespart. Ähnliches kann auch für Verdichtungsprozesse gelten.
• 3. Da Drehmomentstöße und -anstiege in einem Elektromotor von äquivalenten Stromänderungen begleitet sind, kann ein Frequenzumrichter, der um ein elektronisches Überwachungsmodul erweitert ist, zusätzliche Schutz- und Überwachungsfunktionen erfüllen.

Schalldämpfung

Da bis auf die Lagerung und Verzahnung die Pumpe weitestgehend berührungsfrei arbeitet, ist nur eine geringe mechanische Geräuschentwicklung zu erwarten. Die abgeschlossenen Arbeitsräume zwischen den Rotoren jedoch werden im Betrieb ziemlich schlagartig mit der Auslaßseite (bei Vakuumpumpen mir der Atmosphärenseite) in Verbindung gebracht, wodurch zwangsläufig Druckpulsationen im Auslaßbereich entstehen, die sich als dominierende Geräuschquelle bemerkbar machen. Zur Geräuschminderung bieten sich vier verschiedene Möglichkeiten an:

• 1. Kontrollierter Einlaß von Gas in die noch abgeschlossenen Arbeitsräume durch kalibrierte Bohrungen in der Gehäusewand. Das Druckniveau in den Arbeitsräumen wird angehoben, noch bevor die Verbindung zum Auslaß hergestellt ist. Entsprechend der verringerten Druckdifferenz nimmt die Amplitude der Pulsationen ab. Wenn das eingeführte Gas kalte Umgebungsluft oder gekühltes Abgas ist, hat diese Maßnahme noch zusätzlich einen Kühleffekt, der bei anderen Maschinenarten auch als "Voreinlaßkühlung" bekannt ist.
• 2. Allmähliche Vergrößerung des Radialspaltes zwischen Rotoren und Gehäuse im Bereich der Rotorauslaßkante im betriebswarmen Zustand. Ahnlich wie unter 1 wird auch hier der Arbeitsraum aufgefüllt, nur daß hier die Zuströmung über die vergrößerten Spalte erfolgt. Eine gleichzeitige Kühlfunktion ist hier nicht möglich.
  Beiden Maßnahmen ist gemein, daß sie das maximal mögliche Kompressionsverhältnis der Maschine verschlechtern.
• 3. Integrierter oder externer Anbauschalldämpfer, der analog wie der Ölkühler an die Maschine angepaßt ist. Die Schalldämpfung erfolgt hier durch Umlenkungen, absorbierende Auskleidungen sowie größere Totvolumina und Verengungen im Abgasweg ähnlich den Auspuffanlagen von Kraftfahrzeugen.
• 4. Besonders effizient dürfte der Einbau eines gewichts- oder federbelasteten Rückschlagventils im Abgasweg sein, welches je nach Betriebspunkt nur soviel Querschnitt wie unbedingt nötig freigibt. Im Enddruckbetrieb von Vakuumpumpen ist die lärmerzeugende Auslaßkante der Rotoren dann weitestgehend vom Auspuff getrennt, so daß eine direkte Schallübertragung fast vollständig verhindert werden kann. Diese Lösung hat weiterhin den Vorteil, daß sie nur sehr wenig Einbauraum benötigt und zu keiner Leistungsverschlechterung führt. Das Ventil sollte nur statisch arbeiten und daher ist eine ausreichende Bedämpfung wichtig, um vorzeitigen Ausfall durch Flattern und Renonanzen etc. zu verhindern.

Vermutlich erweist sich die Kombination von mehreren Möglichkeiten in der Praxis als optimal. In der Standardversion sollte die Maschine über eine serienmäßig integrierte, robuste und schmutzunempfindliche Schalldämpfung verfügen (z. B. 1, 2, 4) und nur extreme Geräuschanforderungen (z. B. Laborbetrieb oder Gerätebau) sollten durch einen speziell angepaßten und optimierten Anbauschalldämpfer erfüllt werden. In Fig. 12 ist eine besonders kostengünstige Version vorgestellt: Da diese Maschine wegen der starken Stufung ohnehin ein Überdruckventil 62 benötigt, kann die gleiche Ventilplatte an der linken Seite als Geräuschdämpfer 63 fungieren.

Vakuumsicherung

In Fig. 10 ist die Maschine noch um ein Saugstutzenventil 52 erweitert. Bei der Anwendung als Vakuumpumpe ist es häufig unerwünscht, daß nach dem Abschalten der Pumpe der Druck im leergepumpten Vakuumsystem ansteigt. Zu diesem Zweck wird der Saugstutzen mit einem Verschlußorgan abgedichtet. Die Bewegung des Verschlußorgans kann entweder durch einen federbelasteten Elektromagneten erfolgen, der in dem zylindrischen Gehäuse untergebracht ist oder durch Belüftung eines Kolbens, der in diesem Fall über ein Magnet- oder ein hydraulisches Ventil angesteuert wird. In beiden Fällen muß das Saugstutzenventil im stromlosen Zustand bzw. bei Unterschreiten einer bestimmten Drehzahl (oder eines äquivalenten Öldruckes) verzögerungsfrei schließen.

Da die Maschine sich beim Abschalten oder bei Stromausfall aufgrund ihrer Trägheit zunächst weiterdreht, kann bei einer elektromagnetischen Lösung ein Rückströmen des Gases praktisch vollständig ausgeschlossen werden (Ausschalt-Luftschluck = Null). Beim Einschalten muß hingegen dafür gesorgt werden, daß das Saugstutzenventil nicht sofort öffnet, da die Maschine eine gewisse Zeit braucht, um auf ihre Enddrehzahl und einen entsprechend niedrigen Druck zu kommen. Ein zeitverzögertes Öffnen oder eine drehzahlabhängige Ansteuerung (z. B. bei Überschreitung von 70-90% der eingestellten Enddrehzahl) kann hier sinnvoll sein. Auch hier kann das integrierte Steurungs- und Überwachungsmodul am Frequenzumrichter wertvolle Dienste leisten und bei optimaler Ansteuerung die Option eröffnen, auch den Einschalt-Luftschluck in eine vernachlässigbare Größenordnung zu bringen.

Schutz der Lagerung

Eine erste und wesentliche Maßnahme besteht darin, den Auspuff so tief wie möglich anzubringen. Anfallendes Kondensat sollte ungehindert zum Auspuff entweichen können bevor es die Lager erreicht.

Labyrinthdichtungen verbessern die Trennung zwischen Getriebe- und Arbeitsraum. Durch zusätzliches Einblasen von Sperrgas in den Raum zwischen den Dichtringen 24 (in Fig. 6) kann der Kontakt des geförderten Gases mit der Lagerung vollständig verhindert werden. Bei den einflutigen Maschinen bietet sich der Ringraum 36 (in Fig. 8) zwischen Rotor und Lagersockelstirnseite zum Einblasen von Sperrgas an. Diese Option ist besonders bei der Förderung von aggressiven Gasen wichtig. Ebenso läßt sich die Diffusion von Getriebeöl in den Arbeitsraum durch Sperrgaseinsatz vollständig unterbinden, so daß die Pumpen auch für hoch reine Vakuumanwendungen geeignet sind. Berührungslose Labyrinthdichtungen unterliegen keinerlei Verschleiß, sie sind in der Regel aus metallischen Werkstoffen und von daher fast beliebig temperaturfest und da keine Reibungswärme erzeugt wird, können sie auch beliebig hohe Drehzahlen vertragen.

Es kann sich als sinnvoll erweisen, die Maschinen serienmäßig mit einem Anschluß für Sperrgas auszustatten.

Verringerung des Energieverbrauchs durch innere Verdichtung und Gestaltung der Verdrängerrotoren:
Bei der ursprünglichen flüssigkeitsfördernden Schraubenspindelpumpe nach Fig. 1 sind die schraubenförmigen Aussparungen in den Rotoren über der gesamten Länge konstant und auch der Durchmesser der Rotoren ändert sich nicht. Diese Gestaltung hat zur Folge, daß das Hubvolumen pro Umdrehung an der Saugseite genauso groß ist wie an der Druckseite. Bei den für reine Flüssigkeitsförderung ausgelegten Pumpen ist das auch notwendig, da Flüssigkeiten inkompressibel sind. Bei gasfördernden Pumpen ist diese Gestaltung ungünstig, da Gase kompressibel sind. Wenn man auf die Kompression während des Fördervorgangs verzichtet und das unverdichtete Gas gegen die Druckseite ausschiebt, hat man eine sogenannte isochore Verdichtung, die energetisch umso ungünstiger, je höher das Verdichtungsverhältnis ist. Speziell bei Vakuumpumpen mit extrem hohen Kompressionsverhältnissen ist diese Art der Verdichtung enorm energieverschwendend und führt darüber hinaus zu einer unerwünscht starken Erwärmung der Rotoren.

Damit die Maschine energiesparend arbeiten und eine hohe spezifische Saugleistung erreichen kann, wird die Gestaltung der Rotoren dahingehend geändert, daß das auslaßseitige Hubvolumen pro Umdrehung kleiner ist als das einlaßseitige.

Das ist dadurch möglich, daß man die Steigung der Spindeln am druckseitigen Ende der Rotoren kleiner macht als am saugseitigen Ende und damit die Zahnbreite verkleinert.

Eine andere Möglichkeit besteht darin, daß man dem Rotor am druckseitigen Ende einen kleineren Außendurchmesser gibt als am saugseitigen. Dadurch greifen die Gewindezähne am unteren Ende weniger tief ineinander ein und die reduzierte Zahnhöhe ergibt ebenfalls verkleinerte Arbeitsräume.

Die Durchmesserreduktion kann gerade bei einflutigen Maschinen vorteilhaft sein, da die Fläche, auf die die volle Druckdifferenz wirkt, sich mit dem verringerten Durchmesser verkleinert. Die auf die Lagerung wirkende Axialschubbelastung kann dadurch verringert werden.

Bei Vakuumpumpen, die im Enddruckbetrieb immer eine isochore Restverdichtung haben, läßt sich durch diese Maßnahmen der Energiebedarf entsprechend dem Verhältnis des druck- zum saugseitigen Hubvolumen verringern. D.h. wenn man z. B. das druckseitige Hubvolumen auf ein Drittel des saugseitigen reduziert, dann fällt der Leistungsbedarf dieser Vakuumpumpe im Enddruckbetrieb ebenfalls auf ein Drittel. Da Vakuumpumpen zum überwiegenden Teil ihrer Betriebsdauer im Bereich des Enddruckes betrieben werden, führt diese sogenannte Innere Verdichtung auf Dauer zu einer ganz erheblichen Energieersparnis.

In Fig. 2, 5, 6 und 7 sind Pumpen dargestellt, deren Innere Verdichtung durch kontinuierlich abnehmende Steigung erzeugt wird. Vorteilhaft ist hier der einfache Gehäuseaufbau sowie die leichte Demontierbarkeit von einflutigen Maschinen, nachteilig ist der Umstand, daß aufgrund von Fertigungs- und Festigkeitsproblemen das maximal mögliche Verdichtungsverhältnis auf ca. 3 begrenzt ist. Fliegend gelagerte einflutige Maschinen mit konstantem Rotordurchmesser eignen sich daher für rauhe Einsatzbedingungen mit hohem Schmutzanfall.

Wenn es hingegen darauf ankommt, eine möglichst energiesparende und geräuscharme Vakuumpumpe zu bauen, empfiehlt sich eine Variante nach Fig. 10 mit gestuften Rotoren und einem hohen Verdichtungsverhältnis. Die Durchmesserstufung der Rotoren erlaubt ein beliebig hohes und frei wählbares Verdichtungsverhältnis, hat aber den Nachteil, daß die Demontage des Gehäuses nur in Verbindung mit Rotordemontage oder mit einem geteilten und somit aufwendigen Gehäuse möglich ist. Endsprechen diesen Eigenschaften eignen sich solche Maschinen eher für saubere physikalische Anwendungen, bei denen eine Reinigung nicht zu erwarten ist.

Besonders günstig zur Optimierung des Kompressionsverhältnisses, des Energieverbrauchs und der Geräuschemission ist es, wenn man zusätzlich zu der Durchmesserabstufung eine Steigungsreduzierung an den Rotorabschnitten durchführt.

Stufenweise Steigungs- und Durchmesseränderungen sind fertigungstechnisch problemlos zu bewältigen, haben aber den prinzipiellen Nachteil, daß der Rotor auf einer beträchtlichen Länge unwirksam gemacht wird, denn mit dem Einstich zwischen den Stufen steht fast immer ein mehr oder weniger großer Teil der angrenzenden Arbeitsräume in Verbindung. D.h. der kurzgeschlossene und damit unwirksame Teil des Rotors ist leider erheblich breiter als die Einstichbreite. Vor allem bei Vakuumpumpen wird dadurch das maximal erreichbare Kompressionsverhältnis empfindlich beeinträchtigt. Auch wenn kontinuierliche Änderungen der Steigung und vor allem des Durchmessers eine erhebliche fertigungstechnische Herausforderung darstellen, so ist die Beschäftigung damit dennoch sicherlich lohnend, denn dadurch erst wird der Bau von kompakten Hochleistungsmaschinen möglich.

Aus verschiedenen bereits erwähnten Gründen spielen die Maschinen mit konstantem Rotordurchmesser eine besonders wichtige Rolle. Die Frage nach den maximal erreichbaren Kompressionsverhältnissen von Vakuumpumpen im Zusammenhang mit der Anzahl der Gewindegänge ist daher von großem Interesse. Geht man davon aus, daß bei gegebener Zahnhöhe (bei konstantem Rotordurchmesser ist zwangsläufig auch die Zahnhöhe bzw. Gewindetiefe konstant) nur eine gewisse Mindestzahnbreite fertigungstechnisch möglich ist, dann ergibt sich das maximale Innere Verdichtungsverhältnis aus dem Verhältnis der größten zur kleinsten Zahnbreite. Nun kann man saugseitig die Zahnbreite zwar anständig vergrößern, muß dann allerdings in Kauf nehmen, daß sich auf einer gegebenen Rotorlänge nur wenige Umschlingungen unterbringen lassen. Den Luxus von zwei um 180° versetzten Gewindegängen wird man sich möglichst nicht erlauben, da der Rotor dann die doppelte Länge haben müßte. Die Konsequenz ist, daß bei Vakuumpumpen, die auf maximales Inneres Verdichtungsverhältnis und gleichzeitig auf bestmögliche Abdichtung zwischen Druck- und Saugseite optimiert sein sollen, die eingängige Schraube am besten ist, denn bei maximalem Inneren Verdichtungsverhältnis bringt sie die größte Anzahl an Umschlingungen und damit an Dichtspalten zwischen Saug- und Druckseite zustande und somit auch das bestmögliche Kompressionsverhältnis (Anmerkung: in sämtlichen Zeichnungen sind der Einfachheit halber nur eingängige Rotoren dargestellt).

Diesen rein vakuumtechnischen Überlegungen stehen allerdings maschinendynamische Aspekte entgegen. Bei dem hohen Drehzahlniveau versteht es sich von selbst, daß die Rotoren nicht nur statisch, sondern auch dynamisch perfekt gewuchtet sein müssen. Es muß möglicherweise sogar die Verformung der Rotoren unter Fliehkraftwirkung mit berücksichtigt werden. Zweigängige Rotoren haben den prinzipiellen Vorteil, daß sie in jeder Schnittebene symmetrisch und damit im Gleichgewicht sind. Somit ist ihre dynamische Wuchtung kein Problem. Ganz anders dagegen der eingängige Rotor, dessen dynamische Wuchtung vor allem bei fliegend gelagerten Maschinen problematisch sein dürfte. Es ist von daher durchaus denkbar, daß bei zweiflutigen Maschinen nach Fig. 5 der eingängige Rotor optimal ist, während bei einflutigen Maschinen der zweigängige Rotor nicht zu vermeiden ist. Die Anzahl der Gänge von eins oder höchstens zwei bildet übrigens ein weiteres, bisher noch nicht erwähntes Unterscheidungsmerkmal zu den üblichen und bekannten Schraubenverdichterprofilen.

Ölpumpen/Kühlmittelpumpen

Bei großen zweiflutigen Maschinen nach Fig. 5 ist es sicherlich sinnvoll, den Öl bzw. Kühlmittelkreislauf mit einer einzigen, handelsüblichen Flüssigkeitspumpe anzutreiben. Bei kleineren Maschinen, die in großer Stückzahl hergestellt werden, steht dagegen der Wunsch nach kompakten, integrierten und billigen Lösungen im Vordergrund.

Dabei drängt es sich geradezu auf, die Drehbewegung der Rotorwellen zum Antrieb der Ölpumpen zu nutzen. Die Ausbildung der Wellenstümpfe als Gewindepumpen in Fig. 7 ist sicherlich eine der elegantesten Lösungen. Diese Pumpen arbeiten völlig berührungsfrei und verlustarm und das ihnen zugrundeliegende Viskositätsprinzip ist geradezu ideal an das hohe Drehzahlniveau der Wellen angepaßt. Wenn die Spalte eng genug sind und die Gewindepumpe einmal benetzt wurde, dann sollte sie ohne weiteres in der Lage sein, die wenigen Zentimeter Saughöhe zum Ölsumpf zu überwinden. Möglicherweise führt eine kinematische Umkehr, bei der das Gewinde im feststehenden Gehäuse und die Welle blank ist, zu noch besseren Resultaten. Wesentlicher Nachteil ist der nur begrenzte Druckaufbau, der zur Speisung eines Axialschubausgleichs sicherlich unzureichend wäre.

Folgerichtig ist in Fig. 11 zur Speisung des Hochdruckkreislaufs 58 auch eine volumetrisch arbeitende Innenzahnradpumpe 59 vorgesehen, die von ihrem Arbeitsprinzip her in der Lage ist, fast beliebig hohe Drücke aufzubauen. Die zyklische Vergrößerung und Verkleinerung der Arbeitsräume bei der Förderung von Flüssigkeiten ist aber leider mit dem hohen Drehzahlniveau nur noch schwer zu vereinbaren, denn - wie schon ganz zu Beginn erwähnt - sind Kavitationsprobleme beim Ansaugen kaum zu vermeiden. Konstruktiv kann man dem natürlich entgegenwirken, indem man möglichst große Zuströmquerschnitte im Verhältnis zur Größe der Arbeitsräume vorsieht und praktisch kann man es dadurch verwirklichen, daß man sehr flache Pumpen mit Zu- und Abströmkanälen von beiden Seiten baut.

Eine Außenzahnradpumpe 44 nach Fig. 10 kann schon geringfügig besser sein, denn der kleinere Ritzeldurchmessers ermöglicht bei gleicher Drehzahl geringere Umfangsgeschwindigkeiten.

Eine prinzipielle Entschärfung des Problems ist in Fig. 6 zu sehen: Das Ritzel 18 auf der Rotorwelle dient nur noch zum Antrieb einer großen und langsamer laufenden Zahnradpumpe 19, deren axiale 20 und radiale Begrenzungswände nur noch im Bereich des Druckaufbaus vorhanden sind und bei der das Öl im unteren Bereich frei - und damit auch kavitationsfrei - zuströmen kann.

Eine weitere interessante Variante in Fig. 13 arbeitet wiederum nach dem Viskositätsprinzip. Das Öl fließt unter Schwerkraftwirkung in eine hohlgedrehte Schleuderscheibe 64 und wird aufgrund seiner Zähigkeit auf annähernde Umfangsgeschwindigkeit beschleunigt. Ein in die Rinne hineinragendes Staurohr 65 wandelt die kinetische Energie in Druck um. Wirkungsgrad und Druckaufbau sind eher mäßig, dafür ist das Funktionsprinzip bombensicher und hat sich in Rootsgebläsen vielfach bewährt.

Als weitere realistische Möglichkeiten kommen Kreiselpumpen und Seitenkanalpumpen in Frage. In Fig. 11 ist die Teilansicht einer Maschine mit Hochdruck- 58 und Niederdruckkreislauf dargestellt. Der hier dargestellte Axialschubausgleich benötigt nur einen geringen Förderstrom, dafür aber einen hohen Druck und folgerichtig wird er mir einer Zahnradpumpe 59 angetrieben. Der zur Kühlung installierte Niederdruckkreislauf hingegen benötigt nur geringen Druck, dafür aber einen große Förderstrom. Für stehende Maschinen wäre eine Kreiselpumpe sicherlich ideal, bei einer liegenden Maschine kann sie aber Probleme mit dem Ansaugen bekommen. Als Kompromiß kommt hier die Seitenkanalpumpe 60 mit ihrem besseren Ansaugverhalten in Frage, welches die aufwendigere Bauweise und den schlechteren Wirkungsgrad in diesem Fall rechtfertigt.

Erwähnt sei noch, daß die in Fig. 7, 10, 11 und bedingt auch 6 eingesetzten Pumpen sich auch für eine senkrechte Maschinenaufstellung eignen. Der Öl/Getriebekasten muß dann allerdings von seinem Volumen her so bemessen sein, daß die Kugellager dabei nicht ölüberflutet werden und ein an der Kopfseite angebauter Lüfter muß dann versetzt werden.

Claims (23)

1. Kompressor oder Vakuumpumpe in liegender Anordnung, mit zwei waagerechten parallelen Achsen und schraubenspindelförmigen Rotoren, die durch Zahnräder mechanisch synchronisiert sind und deren auslaßseitiges Hubvolumen kleiner als das einlaßseitige ist, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens ein Öl- oder Kühlmittelkreislauf installiert ist, der durch eine druckerzeugende Pumpe angetrieben oder in Gang gehalten wird.

2. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Ölumlauf ein mehrfaches der Menge beträgt, die für reine Schmierzwecke nötig wäre und bei dem eine Aufteilung in einen kleinen Teilstrom zu Schmierzwecken und einen großen Teilstrom zu Kühlzwecken erfolgt.

3. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß einer oder oder sogar zwei Ölkreisläufe installiert werden, die durch eine oder zwei Ölpumpen angetrieben werden, wobei ein Kreislauf (bzw. ein Teilkreislauf) mit höherem Druck und niedrigem Volumenstrom betrieben werden kann und ein zweiter Kreislauf (bzw. der Restkreislauf) mit niedrigem Druck und höherem Volumenstrom und daß durch diese Kreisläufe mehrere Aufgaben gleichzeitig wahrgenommen werden.

4. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerrotoren zweiflutig ausgeführt und beidseitig gelagert sind.

5. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerrotoren hohlgebohrt sind und daß in die Bohrungen unter ausreichendem Druck Öl oder ein Kühlmittel oder eine Kombination von beidem eingespritzt wird.

6. Kompressor oder Vakuumpumpe nach Anspruch 4 und 5 in liegender Anordnung, mit zwei waagerechten parallelen Achsen und schraubenspindelförmigen Rotoren (deren auslaßseitiges Hubvolumen evt. kleiner als das einlaßseitige ist), jedoch mit elektronischer Synchronisation, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Rotor am verlängerten Wellenende einen eigenen Motor hat, daß die Kugellager gekapselt und fettgeschmiert sind und daß in die hohlgebohrten Rotoren eine reine Kühlflüssigkeit, vorzugsweise mit niedriger Temperatur oder mit niedrigem Siedepunkt eingespritzt wird.

7. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerrotoren einflutig ausgeführt und fliegend gelagert sind.

8. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß ein hydraulischer Axialschubausgleich vorhanden ist, der gegebenenfalls über einen Druckregler angesteuert wird, welcher als Eingangswert die Druckdifferenz zwischen Ansaugdruck und Auslaßdruck erhält.

9. Vakuumpumpe oder Kompressor Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß das rotorseitige Lager als ölgeschmiertes Gleitlager ausgeführt ist.

10. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Spalt zwischen Rotorausdrehung und Lagersockel mit Gewindegängen versehen ist, die so angeordnet sind, daß auf Schmutz und Flüssigkeiten zurück Richtung Arbeitsraum/Auspuff gefördert werden.

11. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Spalt zwischen Rotorwelle und Endkante des Lagersockels mit Gewindegängen versehen ist, die so angeordnet sind, daß Öl oder Ölnebel zurück in den Getrieberaum gefördert werden.

12. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Adapter für den nachträglichen Anbau von Öl/Luft- oder Öl/Wasser-Kühlern sowie für Filter und Feinstfilter im Haupt- und Nebenstrombetrieb vorhanden ist und
daß dieser Adapter gegebenenfalls mit einem Stromanschluß für den Antrieb eines Kühlventilator ausgestattet ist.

13. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Steigungen und/oder die Durchmesser der Rotoren an der Auslaßseite kleiner sind als an der Einlaßseite.

14. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Änderungen von Steigung und/oder Durchmesser kontinuierlich oder in Stufen erfolgen.

15. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den Bereichen großen Hubvolumens und kleinen Hubvolumens ein Überdruckventil angebracht ist, welches bei geringen Druckverhältnissen die von der Saugseite geförderte Überschußmenge abläßt.

16. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die Motoren über Frequenzumrichter gespeist werden, welche mit verschiedenen Spannungen und Frequenzen betrieben werden können und welche über eine manuelle und eine elektrische/elektronische Drehzahleinstellung verfügen.

17. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Geräuschdämpfung ein oder mehrere Verschlußorgane angebracht sind, welche nur so viel Querschnitt freigeben, wie zum Abströmen der geförderten Gasmenge nötig ist.

18. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Erfüllung von besonderen Geräuschanforderungen der Auslaßstutzen abnehmbar ist und an dessen Stelle ein speziell angepaßter Anbauschalldämpfer installiert werden kann.

19. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Geräuschdämpfung und/oder zur Temperatursenkung gekühltes Gas oder Luft in genau dosierter Menge und Position in die noch abgeschlossenen Arbeitsräume eingelassen wird (Voreinlaßkühlung).

20. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Radialspalt zwischen Gehäuse und Rotoren in betriebswarmem Zustand kurz vor der Auslaßseite zunimmt.

21. Vakuumpumpe nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß in den Ansaugbereich ein Saugstutzenventil eingebaut ist, welches beim Ausschalten der Maschine sofort anspricht und beim Einschalten entweder mit Zeitverzögerung oder drehzahlabhängig geöffnet wird.

22. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die Getrieberäume gegenüber dem Arbeitsraum mit berührungsfreien Labyrinthdichtungen abgetrennt ist.

23. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Sperrgaszufuhr in den Trennbereich zwischen Arbeitsraum und dem oder den Getrieberäumen vorgesehen ist.