Die Erfindung betrifft eine Extruder-Antriebsvorrichtung für einen Doppelschneckenextruder gemäss dem Oberbegriff von Anspruch 1 und ein Verfahren zum Betrieb einer solchen gemäss dem Oberbegriff von Anspruch 12.
Extruder zum Extrudieren von Kunststoff oder anderen Materialien erfordern sehr hohe Antriebsleistungen für ihre Extruderwellen. Die Extruderwellen werden üblicherweise als Schneckenwellen bezeichnet, unabhängig von ihrer Form. Die Schneckenwellen können je nach Ausführungsform in gleicher Drehrichtung oder in entgegengesetzten Drehrichtungen routieren. Es ist bekannt, für Getriebe von Doppelschneckenextrudern so genannte Leistungsteilungsgetriebe verwenden, bei welchen die Antriebsleistung auf mehrere Leistungszweige verteilt wird, damit die einzelnen Getriebelemente nicht zu gross werden.
Durch die Erfindung soll die Aufgabe gelöst werden, eine Extruder-Antriebsvorrichtung zu entwickeln, welche weit grössere Antriebsleistungen als die bisher bekannten Getriebe übertragen kann und mit welcher die Drehzahl der Schneckenwellen des Extruders über einen grossen Bereich variiert werden kann, bei konstant bleibendem Drehmoment der Extruderwellen. In dem Drehzahlveränderungsbereich, in welchem das Drehmoment konstant bleiben soll, soll die Drehzahl der Schneckenwellen stufenlos veränderbar sein. Die Vorrichtung soll eine Baugrösse und ein Gewicht haben, die wesentlich niedriger sind als dies mit bekannten Extruder-Antriebsvorrichtungen möglich ist.
Die Erfindung soll nicht nur auf Doppelschneckenextruder mit grossem Abstand der Schneckenwellen anwendbar sein, sondern auch für solche mit kleinem Abstand, beispielsweise einem Schneckenwellen-Mittenabstand von nur 300 mm.
Diese Aufgabe wird gemäss der Erfindung durch die kennzeichnenden Merkmale von Anspruch 1 und 12 gelöst.
Weitere Merkmale der Erfindung sind in dem abhängigen Patentansprüchen umschrieben.
Durch die Erfindung ergeben sich insbesondere folgende Vorteile: Das Getriebe kann Leistungen von mehr als 15 000 kW übertragen und gleichzeitig in zwei Drehzahlbereichen die Drehzahlen der Schneckenwellen verändern, während das Drehmoment der beiden Schneckenwellen über den gesamten Drehzahl-Änderungsbereich für alle Drehzahlen konstant hoch bleibt, beispielsweise auf 35 0000 Nm je Schneckenwelle, d.h. auf zusammen 700 000 Nm. Ein solches Getriebe der Erfindung ist anwendbar für sehr kleine Abstände der Schneckenwellen, beispielsweise für einen Schneckenwellen-Drehachsen-Abstand von nur ungefähr 300 mm. Das Getriebe hat eine wesentlich kleinere Baugrösse und ein um nahezu 30 Prozent reduziertes Gewicht, beispielsweise von nur 52 Tonnen anstelle von ungefähr 70 Tonnen Material, was bekannte Extruder-Getriebetechniken benötigen würden.
Auch das Motor-Gesamtgewicht ist relativ niedrig, weil anstelle eines einzigen grossen Motors zwei insgesamt kleinere Motoren verwendet werden. Davon ist ein Motor ein regelbarer Motor. Die Regelung eines Motors ist einfacher und preiswerter als ein Schaltgetriebe, welch letzteres durch die Erfindung vermieden wird. Beide Motoren sind vorzugsweise Elektromotoren.
Die Erfindung wird im Folgenden mit Bezug auf die Zeichnungen anhand einer bevorzugten Ausführungsform als Beispiel beschrieben. In den Zeichnungen zeigen in verschiedenen Massstäben
Fig. 1 schematisch eine Extruder-Antriebsvorrichtung nach der Erfindung mit einem elektrischen Hauptmotor und einem elektrischen regelbaren Zusatzmotor,
Fig. 2 perspektivisch eine Planetengetriebe-Ausgangswelle und eine zu ihr parallele zweite Ausgangswelle, welch letztere durch Leistungsverzweigung und Leistungssummierung von der Planetengetriebe-Ausgangswelle angetrieben wird,
Fig. 3 eine Seitenansicht der Getriebeteile von Fig. 2 mit eingetragenen Kraft-Richtungspfeilen,
Fig. 4 eine Stirnansicht des Getriebes von Fig. 1 in Richtung von den Schneckenwellen des Extruders auf das Getriebe gesehen,
Fig. 5 ein Leistungs-Drehzahl-Diagramm der Extruder-Schneckenwellen.
Die in den Zeichnungen dargestelle Extruder-Antriebsvorrichtung dient zum Antrieb eines Doppelschneckenextruders, von welchem nur die beiden paralell zueinander angeordneten Schneckenwellen 2 und 4 dargestellt sind, welche beide in gleicher Drehrichtung 6 angetrieben werden. Die Extruder-Antriebsvorrichtung enthält eine Planetengetriebeanordnung 8 und ein ihr nachgeordnetes Leistungsteilungsgetriebe 10. Die Planetengetriebeanordnung 8 enthält zwei axial hintereinander angeordnete Planetengetriebestufen 12 und 14. Ein elektrischer Hauptmotor 16 ist über eine Drehmoment-Sicherheitskupplung 18, ein einstufiges Stirnradgetriebe mit den beiden Zahnrädern 19 und 20 und eine Zahnkupplung 21, in dieser Reihenfolge, mit einem Sonnenrad 22 der ersten Planetengetriebestufe 12 antriebsmässig verbunden.
Gemäss einer abgewandten Ausführungsform kann der Motor 16, wie in Fig. 1 in gestrichelten Linien dargestellt und mit der Bezugszahl 16 min versehen min , axial zum Sonnenrad 22 angeordnet und mit ihm ohne das einstufige Stirnradgetriebe 19, 20 antriebsmässig verbunden sein. Das Sonnenrad 22 kann durch eine Bremse 24 blockiert werden, welche am freien äusseren Ende einer Welle 25 des zweiten Zahnrades 20 angeordnet ist.
Ein elektrischer Zusatzmotor 30, welcher bezüglich seiner Leistung und damit auch bezüglich seiner Abtriebsdrehzahl stufenlos regelbar ist und eine kleinere Leistungskapazität als der Hauptmotor 16 hat, ist über eine Drehmoment-Sicherheitskupplung 32 und ein einstufiges Stirnradgetriebe mit Zahnrädern 34, 35 und 36, mit einer Aussenverzahnung 38 eines drehbar angeordneten Hohlrades 40 der ersten Planetengetriebestufe 12 antriebsmässig verbunden.
Ein drehbar angeordneter Planetenträger 42 der ersten Planetengetriebestufe 12 trägt Planetenräder 43, die einerseits mit einer Aussenverzahnung des Sonnenrades 22 und andererseits mit einer Innenverzahnung 44 des Hohlrades 40 in Eingriff sind.
Der Planetenträger 42 der ersten Planetengetriebestufe 12 ist über eine Zahnkupplung 46 mit einem axial neben ihm angeordneten Sonnenrad 50 der zweiten Planetengetriebestufe 14 verbunden. Die zweite Planetengetriebestufe 14 hat ein nicht-drehbar angeordnetes Hohlrad 52 und einen drehbar angeordneten Planetenträger 54, welcher Planetenräder 56 trägt, die einerseits mit einer Aussenverzahnung des Sonnenrades 50 und andererseits mit einer Innenverzahnung des Hohlrades 52 in Eingriff sind.
Das Hohlrad 40 der ersten Planetengetriebestufe 12 ist durch eine Bremse 33 blockierbar, welche im Antriebsstrang zwischen ihm und dem Zusatzmotor 30 angeordnet ist, vorzugsweise am freien äusseren Ende einer Welle 37 des ersten vom Zusatzmotor 30 angetriebenen Zahnrades 34.
Eine Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 ist axial zu den Sonnenrädern und Planetenträgern der beiden Planetengetriebestufen 12 und 14 und auch axial zur einen Schneckenwelle 2 angeordnet. Diese Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 kann mehrteilig oder vorzugsweise einteilig ausgebildet sein und ist an ihrem Antriebsende mit dem Planetenträger 54 der zweiten Planetengetriebestufe 14 verbunden und an ihrem Abtriebsende über eine Kupplung 87 drehfest und axialfest mit der einen Schneckenwelle 2 verbunden.
Das Leistungsteilungsgetriebe 10 enthält zwei (oder mehr) zur Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 paralell angeordnete Zweigwellen 62 und 64, deren der zweiten Planetengetriebestufe 14 nahegelegenen Endabschnitte je mit einem Zahnrad 63 bzw. 65 drehfest verbunden sind, welche gleichen Durchmesser haben und mit einer Schrägverzahnung 66 bzw. 67 mit gleicher Zähnezahl versehen sind und mit einer korrespondierenden Schrägverzahnung 68 eines zentrales Zahnrades 70 in Eingriff sind, welches drehfest auf der Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 angeordnet ist. Das zentrale Zahnrad 70 bildet mit den Zahnrädern 63 und 65 eine Leistungsverzweigung von der Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 auf die Zweigwellen 62 und 64.
Die von der zweiten Planetengetriebestufe 14 weiter entfernten Endabschnitte der Zweigwellen 62 und 64 sind je mit einem Zahnrad 73 bzw. 75 drehfest verbunden, welche je gleichen Durchmesser und einen schräg verzahnten Aussenzahnkranz 76 bzw. 77 mit einer gleichen Anzahl von Zähnen haben. Diese Zahnräder 73 und 75 sind mit einem Zahnrad 80 in Eingriff, welches eine entsprechende schräg verzahnte Aussenverzahnung 78 hat und mit einer zweiten Ausgangswelle 84 drehfest verbunden ist. Die Zahnräder 73, 75 und 80 bilden am entfernten Ende der Zweigwellen 62 und 64 eine Leistungssummierung von den beiden Zweigwellen 62 und 64 auf die zweite Ausgangswelle 84 der Extruder-Antriebsvorrichtung.
Diese zweite Ausgangswelle 84 ist parallel zur Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 und axial zur zweiten Schneckenwelle 4 angeordnet und an ihrem von der zweiten Planetengetriebestufe 14 weiter entfernten Ende über eine Kupplung 86 mit der zweiten Schneckenwelle 4 drehfest und axialfest verbunden.
Damit beide Zweigwellen 62 und 64 und ihre Zahnräder in Fig. 1 ersichtlich sind, sind sie in eine gemeinsame Ebene geklappt dargestellt, während sie in Wirklichkeit nicht in einer gemeinsamen Ebene mit der Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 liegen, damit beide Zahnräder 73 und 75 am entfernten Ende der Zweigwelle 62 und 64 mit dem gemeinsamen Zahnrad 80 in Eingriff sind, wie dies in Fig. 1 durch einen Pfeil 82 angedeutet und in Fig. 2 der Praxis entsprechend richtig dargestellt ist.
Damit entspricht die Drehrichtung 6 der Schneckenwellen 2 und 4 auch der Drehrichtung 6 der beiden Ausgangswellen 60 und 84.
Axiale Schubkräfte der einen Schneckenwelle 2 werden über die Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 auf ein Axialdrucklager 88 und von diesem auf einen Getriebegehäuseteil 90 übertragen. Das Axialdrucklager 88 befindet sich zwischen dem treibenden Zahnrad 70 der Leistungsverzweigung 63, 65, 70 und dem Planetenträger 54 der zweiten Planetengetriebestufe 14.
Die axialen Schubkräfte der zweiten Schneckenwelle 4 werden über die zweite Ausgangswelle 84 auf ein zweites Axialdrucklager 92 und von diesem ebenfalls auf einen Getriebegehäuseteil 94 übertragen. Das zweite Axialdrucklager 92 befindet sich neben den Wellen 60, 62 und 64 in einem Zwischenraum zwischen den Zahnrädern 63, 65, 70 der Leistungsverzweigung und den Zahnrädern 73, 75, 80 der Leistungssummierung der Zweigwellen 62 und 64. Der Ort der Axialdrucklager 88 und 92 ist von besonderer Bedeutung, wenn man bedenkt, dass in einem solchen Getriebe, in welchem über 15 000 kW und 700 000 Nm übertragen werden sollen, der Mitten-Abstand der beiden Ausgangswellen 60 und 64 beispielsweise nur 300 mm betragen darf, entsprechend dem gleich kleinen Mitten-Abstand der Schneckenwellen 2 und 4.
Aus diesem Grunde sind die Schrägverzahnungen des Leistungsteilungsgetriebes 10 derart gewählt, dass zwar die Axialkräfte F63 und F65, welche wegen der Schrägverzahnung von den getriebenen Zahnrädern 63 und 65 auf ihr treibendes Zahnrad 70 der Leistungsverzweigung wirken, in die gleiche Richtung gegen das eine Axialdrucklager 88 gerichtet sind wie die axialen Schubkräfte der einen Schneckenwelle 2, jedoch die Axialkräfte F73 und F75, welche wegen der Schrägverzahnung von den treibenden Zahnrädern 73 und 75 auf das von ihnen getriebene Zahnrad 78 der Leistungssummierung wirken, entgegengesetzt zur Axialschubrichtung der anderen Schneckenwelle 4 gerichtet sind und damit die Axialkraft dieser anderen Schneckenwelle 4 teilweise kompensieren,
sodass auf das davon betroffene andere Axialdrucklager 92 der zweiten Ausgangswelle 84 eine geringere resultierende axiale Kraft wirkt als über die Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 auf das ihr zugeordnete eine Axialdrucklager 88. Damit ist berücksichtigt, dass für das Axialdrucklager 92 der zweiten Ausgangswelle 84 noch weniger Raum zur Verfügung steht als für das eine Axialdrucklager 88 der einen Planetengetriebe-Ausgangswelle 60. Innerhalb der Zweigwellen 62 und 64 sind die Axialkräfte ihrer Zahnräder 63 und 73 bzw. 65 und 75 gegeneinander gerichtet, sodass sie sich gegenseitig aufheben und in diesen Zweigwellen 62 und 64 keine resultierenden Axialkräfte entstehen. In Fig. 3 sind die in den Zahnrädern 63, 65, 73 und 75 entstehenden Umfangskräfte jeweils mit 96 bezeichnet.
Der schräge Verlauf der Zähne der Schrägverzahnungen dieser Zahnräder 63, 65, 73 und 75 ist jeweils durch einen in ihnen schräg gezogenen Strich angedeutet, welcher mit der gleichen Bezugzahl wie die zugehörige Schrägverzahnung 66, 67, 68, 76, 77 bzw. 78 bezeichnet ist.
Das Axialdrucklager 88 der Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 ist in Fig. 3 nur schematisch angedeutet. Ferner ist zu beachten, dass die Zweigwellen 62 und 64 und die zweite Ausgangswelle 84 in Fig. 3 nur zum besseren Verständnis der Kräfteverhältnisse in der gleichen Ebene wie die Planetengetriebe-Ausgangswelle 60 dargestellt sind, jedoch in Wirklichkeit um deren Umfang herum entsprechend Fig. 2 verteilt angeordnet sind.
Wie Pfeile 6 in Fig. 1 zeigen, drehen sich die Sonnenräder 22 und 50 der beiden Planetengetriebestufen 12 und 14 in gleicher Drehrichtung wie die Schneckenwellen 2 und 4.
Die Anordnung der Drehmoment-Sicherheitskupplungen 18 und 32 an den in Fig. 1 dargestellten Stellen hat den Vorteil, dass ihnen zur Betätigung erforderliche Druckluft vom frei zugänglichen Ende der Welle 17 bzw. 37 her zugeführt werden kann, welche durch die Sicherheitskupplung 18 bzw. 32 mit dem Motor 16 bzw. 30 verbunden ist.
Eine in Fig. 1 schematisch dargestellte elektronische Regeleinrichtung 100 dient zur Einstellung und Regelung der Leistung und damit auch der Drehzahl des regelbaren Zusatzmotors 30 und zum Einschalten und Ausschalten des Hauptmotors 16 und der Bremsen 24 und 33 in Abhängigkeit von der geforderten Betriebsart der Schneckenwellen 2 und 4.
Die verschiedenen Betriebsarten, die mit der erfindungsgemässen Extruder-Antriebsvorrichtung möglich sind, werden im Folgenden mit Bezug auf Fig. 5 beschrieben. Hierbei wird eine praktische Ausführungsform beschrieben, bei welcher der Drehachsenabstand oder Schneckenwellen-Mittenabstand "a" nur 316 mm beträgt; die Extruderleistung 14 661 kW beträgt und hierfür der elektrische Hauptmotor 16 eine Antriebsleistung von 10 996 kW und der regelbare elektrische Zusatzmotor 30 eine Leistung von 3665 kW hat; die Betriebsdrehzahl des Hauptmotors 16 beträgt 1500 U/min; die Drehzahl des Zusatzmotors 30 ist zwischen 0 und 50 U/min stufenlos einstellbar durch entsprechende Einstellung seiner Leistung zwischen 0 und 3665 kW;
im regelbaren Drehzahlbereich des Zusatzmotors 30 wird das Drehmoment jeder Extruder-Schneckenwelle 2 und 4 konstant auf 350 000 Nm gehalten, auch wenn die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 durch den Zusatzmotor 30 über einen Drehzahlbereich von beispielsweise 50 U/min stufenlos verändert wird; der gesamte Drehzahlbereich der Schneckenwellen 2 und 4 liegt zwischen 0 und 200 U/min; die Drehzahl des Sonnenrades 22 der ersten Planetengetriebestufe 12 beträgt 0, wenn ihre Bremse 24 geschlossen ist, oder 1500 U/min, wenn diese Bremse 24 geöffnet ist und der Hauptmotor 16 lauft.
Hieraus ist ersichtlich, dass die Drehzahl von 1500 U/min des Sonnenrades 22 der ersten Planetengetriebestufe 12 selbst dann auf einfache Weise aufrecht erhalten werden kann, wenn wahlweise verschiedene Hauptmotoren 16 verwendet werden, beispielsweise Motoren mit einer Drehzahl von 1200 oder 1000 U/min, da zur Drehzahlanpassung lediglich die Zahnräder 19 und 20 gegen entsprechende andere Zahnräder ausgetauscht zu werden brauchen, oder bei einem Motor mit 1500 U/min auch weggelassen werden können, wenn dieser Motor entsprechend dem Motor 16 min axial zum Sonnenrad 22 angeordnet wird.
Erste Betriebsmöglichkeit gemäss Fig 5: Hauptmotor 16 ist abgeschaltet, Sonnenrad 22 der ersten Planetengetriebestufe 12 ist durch ihre Bremse 24 blockiert; die Schneckenwellen 2 und 4 werden nur vom Zusatzmotor 30, dessen Bremse 33 geöffnet ist, angetrieben mit einer stufenlos regelbaren Schneckenwellen-Drehzahl im Bereich zwischen 0 und 50 U/min, wobei bei jeder Drehzahl das Schneckenwellen-Drehmoment konstant auf 350 000 Nm je Schneckenwelle 2 und 4 gehalten wird.
Zweite Betriebsmöglichkeit: Der regelbare Zusatzmotor 30 ist zunächst abgeschaltet und durch seine Bremse 33 blockiert; der Hauptmotor 16 wird eingeschaltet und hebt die Drehzahl der Extruder-Schneckenwelle 2 und 4 in kurzer Zeit von 0 auf 150 U/min, wobei er mit einer vorbestimmten Dauerbetriebsleistung von 10 996 kW arbeitet. Nach Erreichen dieser Drehzahl von 150 U/min wird auch der Zusatzmotor 30 eingeschaltet und seine Bremse 33 geöffnet und seine Leistung der Leistung des Hauptmotors 16 über die erste Planetengetriebestufe 12 durch Überlagerung zuaddiert, sodass jetzt die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 im Bereich zwischen 150 und 200 U/min auf jede beliebige Drehzahl stufenlos eingestellt und in diesem Bereich, unabhängig von der Drehzahl, das Moment der Schneckenwellen 2 und 4 je konstant auf 350 000 Nm gehalten wird.
Das Abschalten der Schneckenwellen 2 und 4 kann in umgekehrter Weise erfolgen, indem zunächst ihre Drehzahl von 200 auf 150 U/min durch Herunterfahren des regelbaren Zusatzmotors 30 reduziert wird; danach wird bei Drehzahl "Null" des Zusatzmotors mit der ihm zugeordneten Bremse 33 das Hohlrad 40 der ersten Planetengetriebestufe 12 blockiert, anschliessend wird der Hauptmotor 16 abgeschaltet, wodurch die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 auf 0 abfällt.
Dritte Betriebsmöglichkeit: Anfahren der Schneckenwellen 2 und 4 mit dem bezüglich Leistung und Drehzahl regelbaren Zusatzmotor 30 bei geöffneter Bremse 33 und damit drehfreiem Hohlrad 40 der ersten Planetengetriebestufe 12, während deren Sonnenrad 22 durch die andere Bremse 24 blockiert ist; nach Erreichen der Schneckenwellen-Drehzahl von 50 U/min, bei der vorbestimmten maximalen Motorleistung des Zusatzmotors 30 von 3665 kW, wird der Hauptmotor 16 eingeschaltet und die Bremse 24 des Sonnenrades 22 der ersten Planetengetriebestufe 12 freigegeben, sodass die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 von 50 auf 150 U/min steigt, wobei gemäss Fig. 5 die Leistung des Zusatzmotors 30 linear bis auf 0 zurückgenommen wird.
Nachdem die Schneckenwellen 2 und 4 eine Drehzahl von 150 U/min erreicht haben, kann der Zusatzmotor 30 wieder hinzugeschaltet werden, um die Drehzahl der Schneckenwelle 2 und 4 von 150 bis 200 U/min zu erhöhen oder in diesem Bereich auf beliebige Werte stufenlos einzustellen bei konstant gehaltenem Drehmoment der Schneckenwellen 2 und 4 von je 350 000 Nm (oder einem anderen gewünschten Wert), wie dies vorstehend bei der zweiten Betriebsmöglichkeit beschrieben wurde.
Die Reduzierung der Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 unter 150 U/min kann entweder wie bei der beschriebenen zweiten Betriebsmöglichkeit erfolgen oder in umgekehrter Weise wie bei der Drehzahlerhöhung, indem jetzt zur Drehzahlreduzierung unter 150 U/min der Hauptmotor 16 abgeschaltet und der Zusatzmotor 30, in gleichem Masse wie die Drehzahl des Hauptmotors 16 abfällt, hochgefahren wird bis zu seiner vorbestimmten maximalen Leistung von 3665 kW, womit die Drehzahl der Schneckenwellen von 150 auf 50 U/min reduziert wird. Im Bereich von 50 bis 0 U/min kann jetzt die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 unter Beibehaltung eines konstanten Drehmomentes durch Regelung des Zusatzmotors 30 reduziert werden, oder im gewünschten Falle wieder bis auf 50 U/min erhöht werden.
Das gesamte Getriebe, 8, 10 hat, im Vergleich mit seiner hohen übertragbaren Leistung, eine extrem kleine Masse. Das gibt ein niedriges Getriebegewicht, benötigt wenig Antriebsleistung, und hat auch den Vorteil, dass die Bremsen 24 und 33 nur wenig Verschleiss haben, sodass ihre Bremsbeläge eine lange Betriebsdauer haben.
Abgewandelte Ausführungsformen der Erfindung können unter anderem sein, ohne darauf beschränkt zu sein:
Der Hauptmotor 16 oder 16 min kann ein bezüglich seiner abgegebenen Leistung und Drehzahl regelbarer Motor sein, vorzugsweise ein Elektromotor. In diesem Fall kann die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 mit dem Hauptmotor 16 oder 16 min stufenlos geregelt und dadurch auf einen beliebigen Wert, zwischen Null und einem Höchstwert eingestellt werden, welcher der höchsten Drehzahl des Hauptmotors entspricht, beispielsweise in dem genannten Bereich von Null bis 150 U/min oder von 50 bis 150 U/min. Wenn bei dieser abgewandelten Ausführungsform der Zusatzmotor 30 nicht geregelt wird oder ein nichtregelbarer Motor ist, kann die als Beispiel angegebene maximale Drehzahl von 200 U/min ebenfalls erreicht werden, indem beide Motoren eingeschaltet werden.
Eine andere Möglichkeit, die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 einstellbar zu machen in einem Bereich, welcher, unter Berücksichtigung der Getriebeübersetzung oder Getriebeuntersetzung, dem Drehzahlbereich von Null bis Maximal des Hauptmotors 16 oder 16 min entspricht, besteht darin, den regelbaren oder nicht-regelbaren Hauptmotor 16 oder 16 min bezüglich seiner Leistung und Drehzahl auf einen Maximalwert einzustellen und den Zusatzmotor 30 als geregelten elektrischen Generator zu betreiben, sodass dessen verbrauchte Leistung und dessen Drehzahl in der Planetengetriebeanordnung 8 von der Leistung und Drehzahl des Hauptmotors subtrahiert wird. Dieser Generator-Betrieb hat aber einen grösseren Energieverbrauch zur Folge im Vergleich zum Motor-Betrieb, bei welchem beide Motoren nur motorisch, nicht generatorisch benutzt werden.
Auch bei einem Zusatzmotor 30, welcher wahlweise als regelbarer elektrischer Motor oder regelbarer elektrischer Generator betreibbar ist, kann durch den gleichzeitigen motorischen Betrieb des Hauptmotors 16 oder 16 min und des Zusatzmotors 30 die Drehzahl der Schneckenwellen 2 und 4 über den bei alleiniger Benutzung des Hauptmotors möglichen Bereich hinaus erweitert werden, z.B. von 150 auf 200 U/min, wie dies mit Bezug auf Fig. 5 beschrieben wurde.
The invention relates to an extruder drive device for a twin-screw extruder according to the preamble of claim 1 and a method for operating such a device according to the preamble of claim 12.
Extruders for extruding plastic or other materials require very high drive powers for their extruder shafts. The extruder shafts are usually referred to as screw shafts, regardless of their shape. Depending on the embodiment, the worm shafts can route in the same direction of rotation or in opposite directions of rotation. It is known to use so-called power split gears for gearboxes of twin-screw extruders, in which the drive power is distributed over several power branches, so that the individual gear elements do not become too large.
The object of the invention is to develop an extruder drive device which can transmit far greater drive powers than the previously known gears and with which the speed of the screw shafts of the extruder can be varied over a wide range, with the torque of the extruder shafts remaining constant , In the speed change range in which the torque should remain constant, the speed of the worm shafts should be continuously variable. The device should have a size and weight that are significantly lower than is possible with known extruder drive devices.
The invention should not only be applicable to twin screw extruders with a large distance between the screw shafts, but also for those with a small distance, for example a screw shaft center distance of only 300 mm.
This object is achieved according to the invention by the characterizing features of claims 1 and 12.
Further features of the invention are described in the dependent claims.
The invention has the following advantages in particular: The transmission can transmit powers of more than 15,000 kW and simultaneously change the speeds of the worm shafts in two speed ranges, while the torque of the two worm shafts remains constantly high for all speeds over the entire speed change range, for example to 35 0000 Nm per worm shaft, ie to a total of 700,000 Nm. Such a transmission of the invention is applicable for very small distances between the worm shafts, for example for a worm shaft rotation axis distance of only about 300 mm. The gearbox has a significantly smaller size and a weight that is reduced by almost 30 percent, for example from only 52 tons instead of about 70 tons of material, which would require known extruder gear technologies.
The overall engine weight is also relatively low because two smaller engines are used instead of a single large engine. One of them is an adjustable motor. The control of an engine is simpler and cheaper than a manual transmission, the latter being avoided by the invention. Both motors are preferably electric motors.
The invention is described below with reference to the drawings using a preferred embodiment as an example. The drawings show on different scales
1 shows schematically an extruder drive device according to the invention with an electric main motor and an electrically controllable auxiliary motor,
2 is a perspective view of a planetary gear output shaft and a second output shaft parallel to it, the latter being driven by power branching and power summation by the planetary gear output shaft,
3 is a side view of the transmission parts of FIG. 2 with force directional arrows entered,
4 is an end view of the gear of FIG. 1 in the direction of the screw shafts of the extruder onto the gear,
Fig. 5 is a power-speed diagram of the extruder screw shafts.
The extruder drive device shown in the drawings serves to drive a twin-screw extruder, of which only the two screw shafts 2 and 4, which are arranged parallel to one another, are shown, both of which are driven in the same direction of rotation 6. The extruder drive device contains a planetary gear arrangement 8 and a power split transmission 10 arranged downstream of it. The planetary gear arrangement 8 contains two planetary gear stages 12 and 14 arranged axially one behind the other and a toothed clutch 21, in this order, drivingly connected to a sun gear 22 of the first planetary gear stage 12.
According to a different embodiment, the motor 16, as shown in dashed lines in FIG. 1 and provided with the reference number 16 min, can be arranged axially to the sun gear 22 and connected to it in terms of drive without the single-stage spur gear 19, 20. The sun gear 22 can be blocked by a brake 24 which is arranged on the free outer end of a shaft 25 of the second gear 20.
An additional electric motor 30, which is infinitely variable in terms of its output and therefore also in terms of its output speed and has a smaller output capacity than the main motor 16, is via a torque safety clutch 32 and a single-stage spur gear with gears 34, 35 and 36, with external teeth 38 of a rotatably arranged ring gear 40 of the first planetary gear stage 12 is connected in terms of drive.
A rotatably arranged planet carrier 42 of the first planetary gear stage 12 carries planet gears 43 which, on the one hand, engage with an external toothing of the sun gear 22 and, on the other hand, with an internal toothing 44 of the ring gear 40.
The planet carrier 42 of the first planetary gear stage 12 is connected via a toothed coupling 46 to an axially arranged sun gear 50 of the second planetary gear stage 14. The second planetary gear stage 14 has a non-rotatably arranged ring gear 52 and a rotatably arranged planet carrier 54, which carries planet gears 56, which on the one hand are in engagement with an external toothing of the sun gear 50 and on the other hand with an internal toothing of the ring gear 52.
The ring gear 40 of the first planetary gear stage 12 can be blocked by a brake 33 which is arranged in the drive train between it and the auxiliary motor 30, preferably at the free outer end of a shaft 37 of the first gear 34 driven by the auxiliary motor 30.
A planetary gear output shaft 60 is arranged axially to the sun gears and planet carriers of the two planetary gear stages 12 and 14 and also axially to a worm shaft 2. This planetary gear output shaft 60 can be formed in several parts or preferably in one part and is connected at its drive end to the planet carrier 54 of the second planetary gear stage 14 and at its output end via a clutch 87 in a rotationally fixed and axially fixed manner to the one worm shaft 2.
The power split transmission 10 contains two (or more) branch shafts 62 and 64 arranged parallel to the planetary gear output shaft 60, the end sections of which are close to the second planetary gear stage 14 and are each connected in a rotationally fixed manner to a gearwheel 63 and 65, which have the same diameter and have helical teeth 66 and 64, respectively 67 are provided with the same number of teeth and are in engagement with a corresponding helical toothing 68 of a central toothed wheel 70 which is arranged in a rotationally fixed manner on the planetary gear output shaft 60. The central gearwheel 70 forms a power split from the planetary gear output shaft 60 to the branch shafts 62 and 64 with the gearwheels 63 and 65.
The end sections of the branch shafts 62 and 64 which are further away from the second planetary gear stage 14 are each connected in a rotationally fixed manner to a gear 73 and 75, which each have the same diameter and an obliquely toothed external ring gear 76 or 77 with the same number of teeth. These gear wheels 73 and 75 are in engagement with a gear wheel 80, which has a corresponding helical external toothing 78 and is non-rotatably connected to a second output shaft 84. At the distal end of the branch shafts 62 and 64, the gear wheels 73, 75 and 80 form a power summation from the two branch shafts 62 and 64 onto the second output shaft 84 of the extruder drive device.
This second output shaft 84 is arranged parallel to the planetary gear output shaft 60 and axially to the second worm shaft 4 and is connected at its end further from the second planetary gear stage 14 via a coupling 86 to the second worm shaft 4 in a rotationally fixed and axially fixed manner.
So that both branch shafts 62 and 64 and their gears can be seen in FIG. 1, they are shown folded into a common plane, while in reality they are not in a common plane with the planetary gear output shaft 60 so that both gears 73 and 75 are removed End of the branch shaft 62 and 64 are in engagement with the common gear 80, as indicated by an arrow 82 in FIG. 1 and is shown correctly in practice in FIG. 2.
The direction of rotation 6 of the worm shafts 2 and 4 thus also corresponds to the direction of rotation 6 of the two output shafts 60 and 84.
Axial thrust forces of the worm shaft 2 are transmitted via the planetary gear output shaft 60 to an axial pressure bearing 88 and from there to a gear housing part 90. The thrust bearing 88 is located between the driving gear 70 of the power split 63, 65, 70 and the planet carrier 54 of the second planetary gear stage 14.
The axial thrust forces of the second worm shaft 4 are transmitted via the second output shaft 84 to a second thrust bearing 92 and from this also to a gear housing part 94. The second thrust bearing 92 is located next to the shafts 60, 62 and 64 in a space between the gears 63, 65, 70 of the power split and the gears 73, 75, 80 of the power summation of the branch shafts 62 and 64. The location of the thrust bearings 88 and 92 is of particular importance if you consider that in such a transmission, in which over 15,000 kW and 700,000 Nm are to be transmitted, the center distance between the two output shafts 60 and 64 may, for example, only be 300 mm, corresponding to the equally small one Center distance of worm shafts 2 and 4.
For this reason, the helical gears of the power split transmission 10 are selected such that the axial forces F63 and F65, which act on the driving gear 70 of the power split due to the helical gearing of the driven gears 63 and 65, are directed in the same direction against the one thrust bearing 88 are like the axial shear forces of one worm shaft 2, but the axial forces F73 and F75, which act on the gear 78 of the power summation driven by them due to the helical toothing of the driving gears 73 and 75, are directed opposite to the axial thrust direction of the other worm shaft 4 and thus partially compensate for the axial force of this other worm shaft 4,
so that the resulting axial force acts on the other axial thrust bearing 92 of the second output shaft 84 affected than on the associated one thrust bearing 88 via the planetary gear output shaft 60. This takes into account that even less space is available for the thrust bearing 92 of the second output shaft 84 Is available for the one axial thrust bearing 88 of the one planetary gear output shaft 60. Within the branch shafts 62 and 64, the axial forces of their gear wheels 63 and 73 or 65 and 75 are directed towards each other, so that they cancel each other out and none in these branch shafts 62 and 64 resulting axial forces arise. In Fig. 3, the circumferential forces arising in the gears 63, 65, 73 and 75 are each designated 96.
The oblique course of the teeth of the helical gears of these gears 63, 65, 73 and 75 is indicated in each case by a line drawn obliquely in them, which is denoted by the same reference number as the associated helical teeth 66, 67, 68, 76, 77 and 78, respectively ,
The thrust bearing 88 of the planetary gear output shaft 60 is only indicated schematically in FIG. 3. It should also be noted that the branch shafts 62 and 64 and the second output shaft 84 are only shown in FIG. 3 for a better understanding of the force relationships in the same plane as the planetary gear output shaft 60, but in reality around their circumference according to FIG. 2 are distributed.
As arrows 6 in FIG. 1 show, the sun gears 22 and 50 of the two planetary gear stages 12 and 14 rotate in the same direction of rotation as the worm shafts 2 and 4.
The arrangement of the torque safety clutches 18 and 32 at the locations shown in FIG. 1 has the advantage that the compressed air required for actuation can be supplied to them from the freely accessible end of the shaft 17 or 37, which is provided by the safety clutch 18 or 32 is connected to the motor 16 or 30.
An electronic control device 100, shown schematically in FIG. 1, is used to set and control the power and thus also the speed of the controllable auxiliary motor 30 and to switch the main motor 16 and the brakes 24 and 33 on and off depending on the required operating mode of the worm shafts 2 and 4th
The various operating modes that are possible with the extruder drive device according to the invention are described below with reference to FIG. 5. Here, a practical embodiment is described in which the rotational axis distance or worm shaft center distance "a" is only 316 mm; the extruder power is 14 661 kW and the electric main motor 16 has a driving power of 10 996 kW and the controllable electric auxiliary motor 30 has a power of 3665 kW; the operating speed of the main engine 16 is 1500 rpm; the speed of the additional motor 30 is infinitely adjustable between 0 and 50 rpm by appropriately setting its power between 0 and 3665 kW;
in the controllable speed range of the additional motor 30, the torque of each extruder screw shaft 2 and 4 is kept constant at 350,000 Nm, even if the speed of the screw shafts 2 and 4 is continuously changed by the additional motor 30 over a speed range of 50 rpm, for example; the entire speed range of worm shafts 2 and 4 is between 0 and 200 rpm; the speed of the sun gear 22 of the first planetary gear stage 12 is 0 when its brake 24 is closed, or 1500 rpm when this brake 24 is open and the main motor 16 is running.
From this it can be seen that the rotational speed of 1500 rpm of the sun gear 22 of the first planetary gear stage 12 can be maintained in a simple manner even if different main motors 16 are optionally used, for example motors with a rotational speed of 1200 or 1000 rpm, since only the gear wheels 19 and 20 need to be exchanged for corresponding other gear wheels for speed adjustment, or can also be omitted in the case of a motor with 1500 rpm, if this motor is arranged axially relative to the sun wheel 22 for 16 minutes.
5: Main motor 16 is switched off, sun gear 22 of the first planetary gear stage 12 is blocked by its brake 24; the worm shafts 2 and 4 are only driven by the auxiliary motor 30, the brake 33 of which is open, with an infinitely variable worm shaft speed in the range between 0 and 50 rpm, with the worm shaft torque constant at each speed to 350,000 Nm per worm shaft 2 and 4 is held.
Second operating option: the controllable auxiliary motor 30 is initially switched off and blocked by its brake 33; the main motor 16 is switched on and raises the speed of the extruder screw shafts 2 and 4 in a short time from 0 to 150 rpm, working with a predetermined continuous operating power of 10,996 kW. After this speed of 150 rpm has been reached, the additional motor 30 is also switched on and its brake 33 is opened and its power is added to the power of the main motor 16 via the first planetary gear stage 12 by superimposition, so that the speed of the worm shafts 2 and 4 is now in the range between 150 and 200 rpm to any speed and continuously, in this range, regardless of the speed, the torque of the worm shafts 2 and 4 is kept constant at 350,000 Nm.
The worm shafts 2 and 4 can be switched off in the reverse manner by first reducing their speed from 200 to 150 rpm by shutting down the controllable additional motor 30; Thereafter, the ring gear 40 of the first planetary gear stage 12 is blocked at the "zero" speed of the auxiliary motor with the brake 33 assigned to it. The main motor 16 is then switched off, as a result of which the speed of the worm shafts 2 and 4 drops to 0.
Third operating option: starting the worm shafts 2 and 4 with the additional motor 30, which can be regulated with regard to power and speed, with the brake 33 open and thus with the ring gear 40 of the first planetary gear stage 12 rotating without rotation, while the sun gear 22 is blocked by the other brake 24; after reaching the worm shaft speed of 50 rpm, at the predetermined maximum motor power of the additional motor 30 of 3665 kW, the main motor 16 is switched on and the brake 24 of the sun gear 22 of the first planetary gear stage 12 is released, so that the rotational speed of the worm shafts 2 and 4 increases from 50 to 150 rpm, the power of the additional motor 30 being reduced linearly to 0 according to FIG. 5.
After the worm shafts 2 and 4 have reached a rotational speed of 150 rpm, the additional motor 30 can be switched on again in order to increase the rotational speed of the worm shafts 2 and 4 from 150 to 200 rpm or can be set continuously in this range to any values with constant torque of the worm shafts 2 and 4 of 350,000 Nm (or another desired value), as described above for the second operating option.
The speed of the worm shafts 2 and 4 can be reduced below 150 rpm either as in the second operating option described or in the reverse manner as for increasing the speed, by now switching off the main motor 16 and reducing the additional motor 30 to reduce the speed below 150 rpm. to the same extent as the speed of the main motor 16 drops, is ramped up to its predetermined maximum output of 3665 kW, which reduces the speed of the worm shafts from 150 to 50 rpm. In the range from 50 to 0 rpm, the speed of the worm shafts 2 and 4 can now be reduced while maintaining a constant torque by regulating the auxiliary motor 30, or, if desired, increased again to 50 rpm.
The entire transmission, 8, 10 has an extremely small mass compared to its high transferable power. This gives a low transmission weight, requires little drive power, and also has the advantage that the brakes 24 and 33 have little wear, so that their brake pads have a long service life.
Modified embodiments of the invention may include, but are not limited to:
The main motor 16 or 16 min can be a motor which can be regulated with regard to its output and speed, preferably an electric motor. In this case, the speed of the worm shafts 2 and 4 can be steplessly regulated with the main motor for 16 or 16 minutes and can thus be set to any value between zero and a maximum value which corresponds to the highest speed of the main motor, for example in the mentioned range from zero up to 150 rpm or from 50 to 150 rpm. In this modified embodiment, if the additional motor 30 is not controlled or is a non-controllable motor, the maximum speed of 200 rpm given as an example can also be achieved by switching on both motors.
Another possibility of making the speed of the worm shafts 2 and 4 adjustable in a range which, taking into account the gear ratio or gear ratio, corresponds to the speed range from zero to maximum of the main motor 16 or 16 minutes, is the adjustable or non-adjustable one Set the main motor to a maximum value for 16 or 16 minutes with regard to its output and speed and to operate the additional motor 30 as a regulated electrical generator, so that its consumed output and its speed in the planetary gear arrangement 8 is subtracted from the output and speed of the main motor. This generator operation, however, results in greater energy consumption in comparison to motor operation, in which both motors are used only as motors, not as generators.
Even with an additional motor 30, which can be operated either as a controllable electric motor or a controllable electric generator, the simultaneous motor operation of the main motor 16 or 16 min and the additional motor 30, the speed of the worm shafts 2 and 4 above that possible when the main motor is used alone Area to be expanded, e.g. from 150 to 200 rpm, as described with reference to FIG. 5.