DE4224969C1 - Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, deren als Läufer und Gegenläufer ausgebilde­ ten Förderschrauben in der Bohrung und in den Flanken berüh­ rungsfrei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindel­ pumpen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gang­ tiefe, gleiche Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebilde­ te Flankenprofile aufweisen, die sich hinsichtlich ihrer Gang­ höhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunk­ tes liegenden Zahnfuß und einem oberhalb dieses Flanken­ profilumkehrpunktes liegenden Zahnkopf zusammensetzen.

Es ist bekannt, bei Schraubenspindelpumpen die rotierenden, Läufer genannten Förderelemente mit schraubenförmigen Profilen zu versehen, die den Verzahnungsgesetzen unterliegen, jedoch nicht vordergründig zur Kraftübertragung sondern zur Abdich­ tung der Förderkammer zwischen dem Saug- und Druckraum dienen. Bei den sogenannten außengelagerten Schraubenspindelpumpen laufen die Läufer in der Bohrung und in den Flanken berüh­ rungsfrei um und sind somit geeignet zum Verpumpen nicht­ schmierender, viskoser Medien, die häufig mit Schmutz- und Festpartikeln durchsetzt sind.

Der volumetrische und der Gesamtwirkungsgrad werden im wesent­ lichen von der Zähigkeit des Fördermediums und schädlichen Spalten beeinflußt die Druckhöhe hingegen vom Lagerabstand, der Läuferlänge, der Steigung des Läufers, seinem Durchmesser und von dem Nabenverhältnis Nü (Zahnfußdurchmesser : Zahnkopf­ durchmesser).

Grundsätzlich wird bei den Läufern zwischen dem Umfangsspalt (das ist der Spalt zwischen Läufer und umschließender Läufer­ bohrung), dem Grundspalt (dies ist der Spalt zwischen dem Läu­ feraußendurchmesser des einen Läufers und dem Fußkreisdurch­ messer des anderen Läufers) und den Spalten zwischen den Flan­ kenprofilen der Läufer im Läufereingriff unterschieden. Beim Flankenspalt wird zwischen einem vorzugebenden Spalt zum er­ forderlichen berührungsfreien Lauf und einem profilabhängigen, aufgrund der Verzahnungsgesetze entstehenden Spalt unterschie­ den. Dieser profilbedingte Verlustspalt ist Gegenstand der vorliegenden Erfindung.

Sind die zu fördernden nichtschmierenden Medien mit Festparti­ keln durchsetzt, bewirkt die durch den Gegendruck auftretende Rückströmung durch alle Spiele einen Strahlverschleiß; die Spiele werden hierdurch vergrößert, so daß bereits nach kurzer Betriebszeit der effektive Förderstrom absinkt. Diesem Problem wird in der Praxis entgegengewirkt entweder durch mehrere hin­ tereinander angeordnete geschlossene Kammern des Läufers, also durch eine Erhöhung der Kammerzahl, oder aber durch unter­ schiedliche Drehzahl des Gegenläufers. Der erste Lösungsvor­ schlag führt zu einer Verlängerung der Läufer und damit zu ei­ nem großen Lagerabstand und zu einer Einschränkung des Förder­ druckes infolge der größeren Durchbiegung. Bei der zweiten Lö­ sungsalternative haben die Läufer unterschiedliche Gangzahl und somit unterschiedliche Geschwindigkeiten, wodurch verkürz­ te Füllzeiten und vor allem bei größeren Viskositäten eine vollkommene Kammerfüllung verhindert werden. Nachteilig ist ferner, daß bei Mehrgängigkeit des einen Läufers die kleinst­ mögliche Läufersteigung in jedem Fall größer ist als bei gleichgängigen Läuferpaaren, da anderenfalls die Zahnstärke bzw. Gangstärke zu schwach würde. Dieser Nachteil führt eben­ falls zu einer Einschränkung der Saughöhe.

Das eingangs beschriebene Förderschraubenpaar läßt sich der gattungsbildenden DE-35 39 096 A1 entnehmen. Die hier offen­ barte Schraubenspindelpumpe dient zur Förderung einer Flüssig­ keit. Die einzelnen Schraubengänge weisen in ihrem Fußbe­ reich - gesehen im Längsschnitt der Förderschraube - Breiten auf, die größer sind als die Breiten an den Teilkreisen. Dabei können die Schraubengänge von einer der beiden Förderschrauben an den Füßen der Schraubengänge - im Längsschnitt der Schraube gesehen - Breiten haben, die kleiner sind als die Breiten an den Teilkreisen der Förderschraube, um jegliche Eingriffsstö­ rung mit den Schraubengängen der anderen Förderschraube zu vermeiden. Dabei liegt das Verhältnis der Breite der Schrau­ bengänge an ihren Füßen zur Breite an den Teilkreisen in dem Bereich von 1,01 bis 1,45.

Die DE-PS 5 94 691 offenbart einen Schraubenverdichter, beste­ hend aus rechts- und linksgängigen, miteinander in Eingriff stehenden, durch Zahnräder gekuppelten und durch ein Gehäuse dicht umschlossenen Schrauben. Hier ist bereits erläutert, daß Schrauben mit dreieckigem oder scharfem Trapezgewinde einen gegenseitigen Eingriff gestatten und im Berührungsquerschnitt, d. h. in ihrer gemeinschaftlichen Achsmittelebene, eine Li­ niendichtung bilden, soweit Zahn und Lücke genau gleich ausge­ führt sind. Außerhalb dieser Ebene treten aber im Eingriffs­ gebiet zwischen den Flanken der Gewindegänge mit zunehmend spitzer werdendem Profil zunehmende Spalten auf, wodurch Räume verschiedenen Druckes verbunden werden und folglich Spaltver­ luste entstehen. Diese Flankenspalten sind zu unterscheiden von den Profilspalten, die in der Berührungsebene beider Schrauben auftreten können. In dieser Vorveröffentlichung wird ferner darauf hingewiesen, daß eine vollkommene Flankendich­ tung wegen der Überschneidungen nicht erreichbar, eine voll­ kommene Profildichtung hingegen unzulässig sei, da sie zu gro­ ße Flankenspalte ergäbe. Zur Herstellung von Verdichterschrau­ ben, deren Profilkantenlinien nur gerade, geometrisch ähnlich herstellbare Formen sind, sowie zur Erzielung gleichzeitig kleiner Profil- und Flankenspalten wird in diesem Dokument vorgeschlagen, die nach außen sich erweiternde Zahnlücke durch ein Grundtrapez mit etwa 6° Spitzenwinkel und ein dieses im Außenteil überschneidendes Trapez von etwa 12° Spitzenwinkel zu bilden. Je nach Wahl der Winkel kann sich dabei der Schnittpunkt der beiden Flankenwinkel zwischen Mitte und Pro­ filaußenkante verschieben, so daß am Fuß und Kopf kleine drei­ eckige Profilspalten entstehen und gleichzeitig der Flanken­ spalt auf ein möglichst kleines Maß gedrückt wird. Eine wirt­ schaftliche Form in Bezug auf Baulänge und Spaltverluste für eine gegebene Stufenzahl soll dann erreicht werden, wenn die Lückentiefe gleich der zugehörigen halben Steigung ist, so daß die mittlere Lückenbreite an jeder Stelle des Gewindes annä­ hernd gleich ist.

Aufgrund der sich im Verlauf der Strömung verengenden Gewinde­ gänge läßt sich dieser vorbekannte Schraubenverdichter nicht zur Förderung inkompressibler Medien verwenden.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Förderschrauben­ paar der eingangs beschriebenen Bauart zu entwickeln mit einer möglichst kurzen Läuferlänge und einem entsprechend geringen Lagerstützabstand, mit möglichst kleiner Stufenzahl, großer Zahnkopfbreite, kleiner Läufersteigung und geringer Umfangs­ spaltlänge, um so eine Schraubenspindelpumpe mit relativ gro­ ßem Förderstrom und hohem Förderdruck bei geringem Material­ einsatz zu schaffen.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß die profilbedingte Verlustspalthöhe im Achsschnitt am Wälzkreis für einen bestimmten Läuferdurchmesser konstant gehalten wird durch Verschiebung des Flankenprofilumkehrpunktes als Funktion einer technisch ausführbaren Läufersteigung.

Dabei ist es zweckmäßig, wenn der Flankenprofilumkehrpunkt im Verhältnis Läuferdurchmesser zur Läufersteigung ansteigt, und wenn der Flankenprofilumkehrpunkt innerhalb der Baureihe, die durch das Verhältnis Fußdurchmesser : Kopfdurchmesser=Nü ge­ kennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung über den Wälzkreisradius hinaus bis zu einem Wert von maximal r=1 an­ steigt.

Es ist ferner vorteilhaft, wenn der Anstieg des Flankenprofi­ lumkehrpunktes von einem Minimalwert beginnt, der größer ist als der Wälzkreisradius, und wenn die konstant zu haltende profilbedingte Verlustspalthöhe im Achsschnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1% bis 1,5%, vorzugsweise 0,1% bis 0,8% des Läu­ ferdurchmessers liegt.

Bei der Förderung von Flüssigkeiten mit hohem Gasanteil ent­ steht häufig nach kurzer Laufzeit eine hohe örtliche Kompres­ sionswärme, und zwar insbesondere an dem Läuferzahn, der der Druckseite am nächsten liegt. Dies kann zur örtlichen Umfangs­ spaltaufzehrung und schließlich zum Fressen durch Materialkon­ takt (Reibschluß) führen. Erfindungsgemäß soll dieses Problem dadurch behoben werden, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stufen eine erfin­ dungsgemäße optimale Verlustspaltverteilung gemäß vorstehenden Erläuterungen aufweisen. Dadurch wird in Achsrichtung des Läu­ fers auch Gas innerhalb der vergrößerten Verlustspaltvolumina komprimiert; die entstehende Kompressionswärme wird über eine größere Oberfläche des Läufers verteilt und kann günstiger ab­ geführt werden. Eine örtliche Zahnkopfüberhitzung wird dadurch ausgeschlossen. Die Pumpe für die Förderung von Flüssigkeit mit hohen Gasgehalten von mehr als 95% läßt sich mit diesen Maßnahmen erstmals mit optimalem Wirkungsgrad betriebssicher gestalten. Erreicht wird dies erfindungsgemäß dadurch, daß sich bei mehrstufigem Läufer der Flankenprofilumkehrpunkt bis zu der der Saugseite am nächsten liegenden Stufe kontinuier­ lich, stufenweise oder mehrfach unstetig in Richtung auf seine optimale Lage ändert.

Der minimale Flankenprofilumkehrpunkt beträgt in Annäherung 8/10 des Wälzkreisradius plus 0,2. Die exakte Berechnung er­ folgt aus der Formel q_min=0,6258×e^0,4886Nü.

Den eingangs zum Stand der Technik genannten Nachteilen wird erfindungsgemäß somit im Prinzip dadurch begegnet, daß man bei treibendem und getriebenem Läufer bei gleicher Umlaufgeschwin­ digkeit den profilbedingten schädlichen Spalt aufteilt, wobei durch geeignete Maßnahmen der Fußverlustspalt steigungsabhän­ gig bis zu 24mal größer gestaltet wird als der Kopfverlust­ spalt. Hierdurch fließt am Zahnkopf ein geringerer Leckstrom, so daß sich am Zahnkopf auch ein geringerer Verschleiß ein­ stellt. Außerdem ergibt sich ein verbesserter volumetrischer Effekt, der den Gesamtwirkungsgrad verbessert und zu einer längeren Lebensdauer der Schraubenspindelpumpe führt.

Bei den vorstehend beschriebenen erfindungsgemäßen Lösungen für mehrstufige Läufer wird die Möglichkeit geschaffen, inkom­ pressible Medien durch Spalte zurückfließen zu lassen, kom­ pressible Medien hingegen über einen längeren Weg in Achsrich­ tung zu komprimieren. Unabhängig davon, wie der Profilumkehr­ punkt über die Läuferlänge ansteigt, soll der Profilumkehr­ punkt sein Optimum immer am saugseitigen Läuferende haben und zum druckseitigen Läuferende in Richtung Läuferradius anstei­ gen. Hierdurch soll die lokale Wärmebildung an der Druckseite durch die profilbedingten Spalte über die Läuferlänge abge­ führt werden. Der profilbedingte Spalt wird somit zur Saugsei­ te hin verkleinert. Diese Maßnahme hat auch bei hohen Gasraten eine Verschiebung des Angriffspunktes der Querkraft zur Folge; sie wird von der druckseitigen Mitte zu den an der Saugseite angeordneten Stützlagern verschoben, wodurch die Wellendurch­ biegung verringert wird. Derartige Pumpen eignen sich insbe­ sondere zur Erdölförderung direkt am Bohrloch, wo mit gas­ durchsetzten Medien zu rechnen ist (Multiphasenförderung).

Die Erfindung wird anhand von Diagrammen näher erläutert. Hin­ sichtlich der verwendeten Zeichen und Begriffe wird Bezug ge­ nommen auf die "Übersichtstabelle".

Es zeigen:

Fig. 1a eine Eingriffsfläche im Stirnschnitt für q_min;

Fig. 1b eine Darstellung gemäß Fig. 1a für q_max;

Fig. 2 ein Achsschnittprofil;

Fig. 3 einen Achsschnittprofilspalt mit einem Vergleich für q=1, q=m, q=q_min bei gleicher Steigung und gleichem Durchmesser;

Fig. 4 einen Achsschnittprofilspalt für q_min und q_max;

Fig. 5 die Verlustflächen in der Eingriffszone im Stirn­ schnitt dimensionslos dargestellt (R_K/R_K=1=r) am Zahnkopf und -fuß über den Profilumkehrpunkt mit Fuß/Kopfverhältnis Nü=0,4 und Nü=0,65;

Fig. 6 ein Achsschnittprofil mit kontinuierlich verän­ derlichem Profilerzeugungskreis;

Fig. 7 als Stand der Technik im Längsschnitt eine Schraubenspindelpumpe mit Außenlagerung und

Fig. 8 in verkleinertem Maßstab die Schraubenspindelpum­ pe gemäß Fig. 7 im Querschnitt.

Die in den Fig. 7 und 8 dargestellte Schraubenspindelpumpe besitzt als Förderelemente zwei berührungslos ineinander käm­ mende, gegenläufige Förderschraubenpaare, die jeweils eine rechtsgängige Förderschraube 1 sowie eine linksgängige Förder­ schraube 2 umfassen. Durch diese zweiströmige Anordnung ist der Axialschub ausgeglichen. Die ineinandergreifenden Förder­ schrauben bilden zusammen mit dem sie umschließenden Gehäuse 3 einzeln abgeschlossene Förderkammern. Bei Drehung über eine Antriebswelle 4 bewegen sich diese Kammern kontinuierlich und parallel zu den Wellen von der Saug- zur Druckseite. Dabei be­ stimmt die Drehrichtung der Antriebswelle die Fortbewegungs­ einrichtung der Förderkammern. Der Druckaufbau erfolgt über die Länge der Förderelemente nahezu linear. Das durch den Saugstutzen 5 der Pumpe zufließende oder angesaugte Medium wird im Pumpengehäuse 6 in zwei Teilströmen den beiden Saug­ räumen zugeführt.

Die Drehmomentübertragung von der Antriebs- auf die getriebene Welle erfolgt durch ein außerhalb des Pumpengehäuses 6 ange­ ordnetes Zahnradgetriebe 7, dessen Einstellung den berührungs­ freien Lauf der Förderelemente gewährleistet. Mit dem Bezugs­ zeichen 8 ist eine Stopfbuchse gekennzeichnet.

Die Umdrehungsrichtung der Antriebswelle 4 ist in Fig. 7 durch den Pfeil 9 gekennzeichnet. Fig. 8 läßt schematisch den Druckstutzen 10 erkennen.

Hinsichtlich der weiteren Bezugszeichen wird auf die "Über­ sichtstabelle" verwiesen.

Erfindungsgemäß werden die Förderschraubenflanken so gerade wie möglich gestaltet unter Vermeidung konvexer oder konkaver Formen. Angestrebt wird ein möglichst geringer profilabhängi­ ger Verlustspalt. Zwischen den beiden Extremwerten q=m und q=1 ist das Optimum zu finden, wobei der Zahnkopf bezogen auf die Zahnhöhe klein, die Zahnkopfbreite groß und der Abstand der kämmenden Zahnflanken voneinander gering sein sollen. Diese Forderungen sind gleichbleibend über einen Läufersteigungsbe­ reich zu erfüllen.

Bei q=1 ist die Zahnkopfhöhe gleich Null; die Zahnkopfbreite ist mit H/2 am größten, der Flankenabstand jedoch ebenso wie die Zahnfußverlustfläche am größten. Dies ist bei einer erfor­ derlichen minimalen Steigung bei stabiler Zahnstärke nicht praktikabel. Bereits bei geringem Gegendruck sind aufgrund des großen Fußspaltes die Rückstromverluste sehr groß; der effek­ tive Förderstrom wird aufgezehrt.

Beim anderen Extrem q=m ist der Zahnkopf mit halber Zahnhöhe am größten, die Zahnkopfbreite am geringsten; es ist nur ein profilbedingter Kopfspalt vorhanden. Der Flankenabstand ist bis zu Zahnmitte gleich Null und vergrößert sich darüber hin­ aus zum Maximum am Läuferdurchmesser. Die Reaktionskräfte sind am größten, so daß anzustreben ist, q von diesem Punkt weit entfernt anzuordnen.

Durch die erfindungsgemäße Aufteilung von Kopf- und Fußspalte läßt sich unter Berücksichtigung der Oberflächenreibung zwi­ schen den Förderschraubenflanken bei gleichem Differenzdruck vor allem bei niedrigviskosen und hochgashaltigen Förderme­ dien der Rückstromverlust deutlich verringern. Hierdurch er­ reicht man eine Wirkungsgradverbesserung sowie einen geringe­ ren Strahlverschleiß.

Bei gashaltigen Medien wird durch die erfindungsgemäße Maßnah­ me die entstehende Kompressionswärme gezielt verteilt und da­ durch einer Aufzehrung des Umfangsspaltes am Zahnkopf und Laufgeräuschen entgegengewirkt.

Übersichtstabelle

L_o: Abstand zwischen den Stützlagern des Läufers
F_ö-1: Läuferlänge
A: Mittenabstand der Stützlager
H: Läufersteigung
K: Stufenzahl des Läufers
G: Gangzahl des Läufers
S: Zahnkopfbreite
A_u: Verlustfläche am Läuferumfang und umschließenden Gehäuse
A_k: Verlustfläche am Zahnkopf am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
A_f: Verlustfläche am Zahnfuß am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
A_V: Summe der Verlustflächen von Zahnkopf und Zahnfuß am Zahneingriff (im Stirnschnitt)
D_K: Zahnkopfdurchmesser = Läuferdurchmesser (R_K = D_K/2)
D_F: Zahnfußdurchmesser (R_F = D_F/2)
D_T: Teilkreisdurchmesser = Wälzkreisdurchmesser (R_T = D_T/2)
D_q: Profilkreisdurchmesser (R_q = D_q/2)
γ bzw. Nü: Nabenverhältnis D_F/D_K
m: dimensionsloser Teilkreisradius (R_T/R_K)
q: dimensionsloser Profilkreisradius (R_q/R_K)
q_min: minimaler Profilumkehrpunkt
q_max: maximaler Profilumkehrpunkt
q = 1: kein Kopfspalt
q = m: kein Fußspalt
r = 1: dimensionsloser Zahnkopfradius (R_K/R_K = 1)
c: relativ konstanter Abstand im Achsschnitt am Wälzkreis der profilbedingten Verlustfläche
α_u: Umschlingungswinkel der Läufer vom Läufergehäuse
α_ö: Öffnungswinkel des umschließenden Läufergehäuses
α_m: Profilwinkel im Stirnschnitt am Wälzkreisradius
α_SK: Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Kopfradius
α_SF: Profilwinkel im Stirnschnitt an beliebigem Fußradius
α_FL: Profilwinkel am Achsschnitt am Kopfkreisradius
β: Profilwinkel im Stirnschnitt am Läuferradius

Claims (8)

1. Förderschraubenpaar für rotierende Verdrängerpumpen, de­ ren als Läufer und Gegenläufer ausgebildeten Förder­ schrauben in der Bohrung und in den Flanken berührungs­ frei mit gleicher Drehzahl umlaufen (Schraubenspindel­ pumpen), zwischen sich Verlustspalte bilden und gleiche Gangtiefe, gleiche Gangzahl und beidseitig symmetrisch ausgebildete Flankenprofile aufweisen, die sich hin­ sichtlich ihrer Ganghöhe jeweils aus einem unterhalb des Flankenprofilumkehrpunktes (q) liegenden Zahnfuß und ei­ nem oberhalb dieses Flankenprofilumkehrpunktes (q) lie­ genden Zahnkopf zusammensetzen, dadurch gekennzeichnet, daß die profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achs­ schnitt am Wälzkreis für einen bestimmten Läuferdurch­ messer (D_K) konstant gehalten wird durch Verschiebung des Flankenprofilumkehrpunktes (q) als Funktion einer tech­ nisch ausführbaren Läufersteigung (H).

2. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) im Ver­ hältnis Läufer Durchmesser (D_K) zur Läufersteigung (H) ansteigt.

3. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge­ kennzeichnet, daß der Flankenprofilumkehrpunkt (q) in­ nerhalb der Baureihe, die durch das Verhältnis Fußdurch­ messer (D_F) : Kopfdurchmesser (D_K)=Nü gekennzeichnet ist, mit abnehmender Läufersteigung (H) über den Wälz­ kreisradius (m) hinaus bis zu einem Wert (q_max) von maxi­ mal r=1 ansteigt.

4. Förderschraubenpaar nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstieg des Flankenprofilumkehr­ punktes (q) von einem Minimalwert beginnt, der größer ist als der Wälzkreisradius (m).

5. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden An­ sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die konstant zu hal­ tende profilbedingte Verlustspalthöhe (c) im Achsschnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1% bis 1,5% des Läuferdurch­ messers (D_k) liegt.

6. Förderschraubenpaar nach Anspruch 5, dadurch gekennzeich­ met, daß die genannte Verlustspalthöhe (c) im Achsschnitt am Wälzkreis im Bereich 0,1% bis 0,8% des Läuferdurch­ messers (D_k) liegt.

7. Förderschraubenpaar nach einem der vorhergehenden An­ sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei mehrstufigen Läufern nur die der Saugseite am nächsten liegenden Stu­ fen eine optimale Verlustspaltverteilung gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche aufweisen.

8. Förderschraubenpaar nach Anspruch 7, dadurch gekennzeich­ net, daß sich bei mehrstufigem Läufer der Flankenprofi­ lumkehrpunkt (q) bis zu der der Saugseite am nächsten liegenden Stufe kontinuierlich, stufenweise oder mehrfach unstetig in Richtung auf seine optimale Lage ändert.