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ReibLmgsvakuumpumpen mit großer Saugleistung, insbesondere für Gefriertrodnmungsanlagen
u. dgl. und Reibungspumpen für Flüssigkeiten mit stark überwiegender Zähigkeit In
der heutigen-Vakuumtechnik spielt bei Troeknungsvorgängen, Stahlentgasungen tue.,
bei deren einem Produkt irgendwelche Mengen an Wasser oder Gas unter Vak<zum
entzogen werden sollen, die Frage nach Vakuumpumpen mit großer Saugleistung eine
wichtige Rolle: Da ein Gasvolumen bei konstanter Temperatur seinem Druck umgekehrt
propor-tional ist, vergrößert sich z.B, das Volumen eines idealen Gases von
1 m3 bei 'j60 Torr auf 1 000 m3 bei 0,76 Torr. Oder während 1 kg Wasser bei Atmosphärendruck
mit + 100,0C in 1,7 m3 Wasserdampf verdampft, sublimiert 1 kg Eis bei 0,77
Torr und - 200C in 1 138 m3 Sattdampf bei 0,42 Torr und - 260C in 1 962 m3
Sattdampf bei 0,28 Torr und -300C in 3 000 m3 Sattdampf USW*
Die ümandlung
von Eis in Wassersattdampf oder umgekehrt erfolgt dabei unterhalb von 4,58 Torr
Wassersattdampfdruck direkt, ohne die flüssige Phase zu durchlaufen.
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Soll z.B. 1 kg Eis aus irgendeinem Produkt bei 0,77 Torr absublimiert
werden, dann braucht man dazu mit einer normalen Vakuumpumpenanlage mit 50
Litersec Sauggeschwindigkeit eine Pumpzeit von 6 Stunden 19 Minuten und 20 Sekunden,
sofern die erforderliche Sublimationswärme stets gleichmäßig zufließt.
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Zur technischen Lösung dieses Problems wurden daher zunächst Dampfstrahlsauger
und eingesetzt, weil man hiermit so große Sauggeschwindigkeiten erreichen kann,
wie sie bei der Gefriertrocknung verlangt werden. Diese Pumpenanlagen benötigen
aber so große Mengen an Treibdampf und Kühlwasser, daß ihre Vermenduag in
Troeknungsanlagen unwirtschaftlich ist. Hinzu kommt noch, daß in vielen Willen
durch den unvermeidlichen Treibdampfrückstrom eine Schädigung des trocknenden oder
entgasenden Produkts eintritt.
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Man hat daher das Prinzip der direkten Brüdendampfabsaugung größtenteils
wieder verlassen und baut stattdessen bei Gefriertroeknungsanlagen
in den gleichen
VakLueraum, in dem sich das trocknende Produkt befindet,
große Kühlfallen ein. Hierdurch kernen die ausfrierbaren Bestandteile
der Brüdendämpfe ausgefroren
werden und die Inertgasreste können mit
verhältnismäßig kleinen VakuumpumpenanlaMn abgesaugt werden. Eine kleine
Vakuumpumpenanlage in Verbindung mit einer
großen Kühlfalle hat
also dieselbe Wirkung wie eine Vakuumpumpe mit sehr großer Saugleistung. Die Vergrößerung
der Saugleistung richtet sich dabei nach dem Partialdruck der ausfrierbaren Brüdenäampfanteile.
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Die K'uhlfallen haben aber gegenüber den Pumpen mit sehr großer Saugleistung
den Nachteil, daß die ausgefrorenen Brüdendampfanteile sich in fester Form auf den
Oberflächen der Kühlfalle absetzen und während des Troeknungsprozesses nicht entfernt
werden können. Sie bilden daher eine ständig wachsende Verkrustung und vermindern
dadurch immer mehr die Wirkung der Kühlfalle. Eine solche Gefriertrocknungsanlage
muß daher entweder nach einer bestimmten Betriebszeit zum Abtauen des Eises abgestellt
werden oder es müssen zwei Kühlfallen vorhanden sein, von denen jeweils eine abgetaut
werden kann, während die andere in Betrieb ist. Wegen der schlechten Wärmeleitfähigkeit
der Eiskruste braucht man daher bei derartigen Kühlfallen recht große Oberflächen
und große Kältemaschinen, die ständig die eifbrderlichen tiefen Temperaturen innerhalb
der Kühlfalle aufrecht erhalten können. Hierdurch sind die bisherigen Gefriertrocknungsanlagen
im Hinblick auf die Anlagen- und Betriebskosten so aufwendig, daß eine Gefriertrocknung
im großen Umfang sich bisher nur bei hochwertigen Gütern lohnt.
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Es sind auch in der Literatur Versuche beschrieben worden, in denen
die K@lih.lfallen von Gefriertrocknungsanlagen sinngemäß durch Trocknungssubstanzen
wie z.B. Silikagel oder Alaunverbindungen ersetzt wurden, die nach erfolgter Wasseraufnahme
wieder regeneriert werden können. Größere technische Anwendungen dieser Art sind
aber nicht bekannt geworden.
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Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist nun eine Reibungsvakuumpumpe
mit großer Saugleistung insbesondere für Gefriertrocknungsanlagen, die die angesaugten
Brüdendämpfe in einer oder mehreren Stufen soweit verdichten kann, daß ihre Wasserdampfanteile
nach dem Austritt aus der Pumpe durch Abkühlen verflüssigt werden können.
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Das wesentlichste Merkmal dieser Reibungsvakuumpumpe sind schnell
bewegte Flächen, die die angrenzenden Gasschichten solange mit sich mitreißen, bis
sie- durch ein ruhendes Hindernis an ihrer .weiteren Fortbewegung gehindert werden.
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Innerhalb des Gases wird dadurch eine Gleitung oder Scherung einzelner
Schichten gegeneinander verursacht. KräftemäXßig steht dabei die Scherkraft der
gleitenden Schichten im Gleichgewicht mit einer Druckkraft gegen ihre Stirnfläche.
Insgesamt
wird durch die innere Reibung des Gases eine Kraft von
den schnell bewegten Flächen an das Gas und von dem Gas an das Hindernis übertragen.
Die in der Reibungsvakuumpumpe von den schnell bewegtenFlächen an die angrenzenden
Gasschichten übertragenen Kräfte finden dabei eine Gegenkraft an dem ruhenden Hindernis,
das die mitgerissenen Gasschichten an ihrer weiteren Fortbewegung hindert. Scherkraft
und Gegenkraft können durch geeignete Formgebung der schnell bewegten Flächen und
des Hindernisses soweit gesteigert werden, daß eine wesentliche Kompression des
Gases stattfindet.
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Nimmt man z.B. als schnell bewegte Fläche einen rotierenden Zylindermantel
mit Querrippen und als Hindernis einen Kamm, dessen Zähne in die Lücken zwischen
den Rippen eingreifen, dann wird z.B. die Luft zwischen den Rippen so lange
mitgerissen, bis sie auf die Zähne des ruhenden Kamms stößt. Es entsteht dadurch
ein Druckaufbau vor und ein Unterdruck hinter den Zähnen des Kamms. Die von den
Rippen mitgerissene Luft muß dann vor den Zähnen des Kamms seitlich ausweichen,
während hinter den Zonen des Kamms wieder Luft angesaugt wird. Als Hindernis können
statt eines Kammes natürlich auch zwei oder mehrere Kämme hintereinander angeordnet
werden. Umgibt man dies Gebilde mit einem passenden ruhenden Zylindermartel, ordnet
an beiden Enden des rotierenden querberappten Zylinders Labyrinthstopfbuehsendichtungen
an und setzt vor und hinter dem Kamm Ausstoß- und Ansaugleitungen ein, dann liegt
eine Reibungsvakuumpumpe für große Saugleistungen bei geringen Druckdifferenzen
vor.
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Eine derartige Pumpe wird aber gerade im Vakuumbereich etwa zwischen
0,5 und 5 Torr bei Gefriertrocknungsanlagen gebraucht, weil hier ein geringer Druckaufbau
bereits dazu ausreicht, um den Wassergehalt der Brüdendämpfe verflüssigbar zu machen.
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Da nun die innere Reibung eines Gases im Vakuum so lange unabhängig
vom Druck bleibt, wie die mittlere freie Weglänge der Moleküle klein gegenüber dem
Gefäßdimensionen bleibt, kann eine solche Pumpe auch im Bereich höherer Vakua Verwendung
finden. Umgekehrt könnte eine solche Pumpe auch bei Atmosphärendruck z.B.
als Ventilator verwendet werden, wenn besonders auf Geräuscharmut großer
Wert gelegt wird.
Die Höhe des Druckaufbaues in-der Pumpe
hängt am stärksten davon ab, wie breit die freien Querschnitte zwischen den Rippen
sind. Die mittlere Umlaufgeschwindigkeit der Rippen ist bei laminaren Strömungsverhältnissen
dem Druckaufbau direkt proportional. Setzt man die freien Querschnitte zwischen
den umlaufenden Rippen einem unendlich ausgedehnten Spalt zwischen zwei parallelen
Ebenen gleich, dann kann rrsn die bekannten Erscheinungen der Schichtenströmungen
einer zähen Flüssigkeit zwischen zwei festen parallelen Wänden zum Vergleich heranziehen.
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Demnach wächst das Druckgefälle bzw. die Druckdifferenz pro Längeheinheit
in $trömungsrichtung linear mit der Durchflußmenge und umgekehrt proportional mit
der dritten Potenz des Abstandes der Platten.
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Will man sich aber nicht auf die Durchflußmenge, sondern auf die mittlere
Durchflußgeschwindigkeit beziehen, dann wächst das Druckgefälle linear mit der mittleren
Durchflußgeschwindigkeit und umgekehrt proportional dem Quadrat des Abstandes der
beiden parallelen festen Wände.
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Diese bekannten Beziehungen fair Schichtenströmung zwischen zwei parallelen
Wänden setzen zwar die Laminarströmung einer inkompressiblen Flüssigkeit vorausf
da aber für den Druckaufbau innerhalb der Pumpe überhaupt nur die Existenz der inneren
Reibung eines Gases vorausgesetzt zu werden braucht, kann eine solche Pumpe außerdem
auch im Bereich der Molekularströmung, bei turbulenter Strömung und im Bereich einer
Strömung mit wesentlicher Kompression Anwendung finden.
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Da die Größe der übertragenen Scherkraft von der Geschwindigkeitsdifferenz
abhängt, die zwischen den schnell bewegten Rippenoberflächen und dem Kern des Gasvolumens
herrscht,ist der Druckaufbau der Pumpe davon abhängig, mit welcher Geschwindigkeit
das Gas im freien Raum zwischen den Rippen strömt. Da aber diese Strömungsrichtung
entgegen der Pumprichtung erfolgt, handelt es sich hierbei um einen schädlichen
Rückstrom, der das Volumen der geförderten Gasmenge verkleinert. Es ist also von
diesem Gesichtspunkt aus wichtig, die Rippen so eng wie möglich zu setzen. Diesem
Gesichtspunkt steht aber entgegen, daß die Zähne des Kammes die schnell bewegten
Rippenoberflächen nicht berMrren sollen, sondern daß ein freier Spalt besteht, durch
den ein bestimmter Teil des aufgestauten Gases zur Saugseite der Pumpe überströmt.
Da aus technologischen Gründen dieser Spalt nicht beliebig eng gemacht werden kann,
muß
mit einem Spaltverlust gerechnet werden, der umso
größer wird, je größer die
freie Spaltfläche im Vergleich zur
Stirnfläche des versperrenden Kammzahnes Wird. Wird z.B, angenommen,
äe,ß die freie Quersehnittsfläehe zwischen zwei
mit 100 m/sec
vorwärts bewegten Rippen 10 am hoch und 1 cm breit sei und daß
an irgend einer Stelle dieser freie Querschnitt durch
einen Zahn des ruhenden
Kammes versperrt wird, der überall einen freien
Spalt von 1 mm Höhe läßt, dann
ist die gesamte freie Spaltfläche
2,1 cm2. Wird nun an irgend einer Stelle
dieses Spaltkanals ein Druckgefälle
von 100 kp/m2 auf 10 cm Länge bzw. 1000 kp/m2 pro Meter Spaltlänge
angenommen, dann läßt sich für diesen Querschnitt das
durchströmende
und das mitgerissene Gasvolumen bei einer dynamischen Zähigkeit von 2,10-6 kp sec/m2
und bei Laminarströmung berechnent Es strömen durch einen solchen Querschnitt
11,246 Liter pro Sekunde.
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Nimmt man aber an, daß bei 100 m/sec Vorwärtsbewegung
der Rippenwände und
50 m/sec schädlicher Rückströmung noch 50 Litersec gliefert
werden, so stehen hiervon nach Abzug des Spaltverlustes noch 38,754 Litersec
als gefördertes Volumen zur Verb. Da aber bei enger gesetzten Rippen mit
der
Verengung des freien Querschnittes zwischen den Rippen auch
das Gasvolumen
abnimmt, das jeweils in dem freien Raum zwischen zwei Rippen
gefördert wird, Während der Spaltverlust konstant bleibt oder nur schwach
veränderlich ist,
werden die Spaltverluste anteilmäßig immer größer-und
verschlechtern damit
den Wirkungsgrad der Pumpe. Aus diesem Grund
können die schnell bewegten
Rippen nicht beliebig eng gesetzt werden.
Will man aber trotzdem den schäd-
lichen Rückstrom verkleinern,
so ist das bei konstanter Umlaufgeschwindigkeit nur dadurch möglich, daß
man das Druckgefälle , d.h. die Druckdifferenz pro Längeneinheit
in Strömungsrichtung verkleinert. Man verzichtet dann
unter der Voraussetzung
einer festen Umlaufgeschwindigkeit entweder auf einen
Teil des Druckaufbaues
der Pumpe oder man muß den Weg, über den sich der Druck
aufbaut,
also den Zylinderumfang entsprechend vergrößern. Da-sich aber aus
technologischen
Gründen der Umfang des rotierenden berappten Zylinders nicht
beliebig
vergrößern läßt, ist bei einer festen Umlaufgeschwindigkeit auch
der
Druckaufbau begrenzt, der sich von diesen Pumpen erwarten läßt.
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Man könnte nun versuchen, durch die Vergrößerung
der Umlaufgeschwindigkeit
eine wesentliche Leistungsaufbesserung
der Pumpe zu erreichen. Nimmt man
z.B. an, daB bei 200
m/sec Vorwärtsbewegung der Rippenwände und 50 m/sec
schädlicher RUekströmung
nach 150 Litersec g@liefert werden, so würden,
wenn sich die Spaltverluste
z.B. von ca. 11 Litersec auf ca. 22 Litersec
erhöhen Würden, noch
128 Litersec gefördert werden. Die Leistung der Pumpe Wäre dann durch
die Verdoppelung der Umlaufgeschwindigkeit von 38,754 auf ca.
128
Litersec gestiegen. Umlaufgeschwindigkeiten von 200 m/sec für frei
rotierende
Ringe, Trommeln usw. sind zwar noch bekannt, dürfen aber praktisch nicht mehr überschritten
werden, weil dann die Fliehkräfte zu stark anwachsen. Da nämlich für die Umlaufgeschwindigkeit
u [m/sec] von frei rotierenden Ringen, Trommeln usw. mit der Zugfestigkeit
0-[kp/em2] und der Massendichte [kg sec2/m41 des umlaufenden Materials die Formel
- 3 ' u2 gilt, würde sich bei einer Umfangsgeschwindigkeit von u = 100 m/sec und
der Massendichte des Eisens g = 7850 kg/m3/9,81 m/see2 = 800 kg see2/m4 eine Zugspannung
von ca. 8 kp/mm2 ergeben, während die Zugspannung im Material bei 200 m/sec Umfangsgeschwindigkeit
schon auf ca. 32 kp/mm2 angewachsen ist. Da nun ganz,allgemein die Fliehkräfte von
irgendwelchen Massenpunkten, die mit einem bestimmten Radius um eine feste Achse
rotieren, quadratisch mit der Drehzahl anwachsen, haben alle rotierenden Gebilde
eine scharfe Begrenzung ihrer Höchstdrehzahlen. Schon geringfügige Überschreitungen
der H'dchstdrehzahlen können wegen des quadratischen Anwachsens der Fliehkraftspannungen
zu Zerstörungen führen. Da außerdem wegen der Gasreibung die Möglichkeit starker
Erhitzung des Materials-besteht, darf eine Überschreitung der festgesetzten Höchstdrehzahlen
nicht zugelassen werden. Es sind daher entsprechende Sicherungen vorzusehen, die
automatisch gegen Drehzahlüberhöhungen und Überhitzungen schützen, beispielsweise
durch fliehkraftbetätigte Auskupplungen, die auch durch Überhitzungen ausgelöst
werden können. Da aber die Gesamtleistung der Pumpe hauptsächlich davon abhängt,
wie groß der schädliche Rückstrom im Vergleich zur Umlaufgeschwindigkeit ist, kann
bei einer feststehenden
Umlaufgeschwindigkeit zur Leistungsaufbesserung der
Pumpe nur noch die-schädliche Rückströmung verkleinert werden, wenn man die Spaltverluste
zunächst außer acht läßt. Wenn aber die schädliche Rückströmung bei feststehenden
Werten von Umfangsgeschwindigkeit, Zylinderdurchmesser und Rippenabstand verkleinert
werden soll, muß das Druckgefälle innerhalb der Pumpe verkleinert werden.
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Das bedeutet aber, daß die zu überwindenden Druckdifferenzen unter
Umständen in Stufen aufgeteilt werden müssen. Soll z.B. Gas aus 0,5 Torr abgesaugt
und auf 5,5 Torr verdichtet werden, so könnte man etwa in zwei Stufen zu je 2,5
Torr verdichten. Wäre beispielsweise für den Druckaufbau von 5 Torr ein wirksamer
Zylinderumfang
von 10 m ermittelt worden, so könnte derselbe Druckaufbau auch in 2 Zylinderumfängen
mit je 5 m wirksamer Länge und gleicher Umfangsgeschwindigkeit erreicht werden.
Dabei könnte die zweite Stufe schon wesentlioh kleiner sein als die erste, weil
der Absolutdruck des verdichteten Gases in der ersten Stufe von 0,5 auf 3
Torr gestiegen ist, also auf das Sechsfache. Das Volumen des
Gases, das in der zweiten Stufe weiterverdichtet werden soll,
ist
dadurch schon wesentlich kleiner geworden. Es ist abhängig von dem Absolutdruok
im Ansaugstutzen der zweiten Stufe und von der mittleren Temperatur der angesaugten'Gasmenge.
Da aber in Reibungsvakuumpumpen eine starke Er-
hitzung des Gases
durch Reibung und Kompression stattfindet, hat das aus der ersten Stufe ausgestoßene
Gas eine starke thermische Expansion erfahren und es ist zweckmäßig, das Gas vor
dem Eintritt in die zweite Stufe zu kühlen. Hierbei bewirken schon kleine Wärmemengen
verhältnismäßig große Temperaturänderungen. Zum Beispiel werden bei 0,5 Torr 10
Wasserdampf durch die Zufuhr von llkeal um 370°.C erhitzt, weil sie nur 6 Gramm
Gewicht haben und als mittlere spezifische Wärme 0,45 keal/kg o C zugrunde
gelegt werden kann. Solche und weit stärkere Aufheizungen können aber jederzeit
stattfinden. Denn nimmt man z.B. an, daß die Pumpe zu irgendeinem Zeitpunkt g$n4z
wenig oder gar keinen Durchsatz mehr hat und trotzdem mit unverminderter Drehzahl.
weiterläuft, dann wird die gesamte zugeführte Energie in Reibungswärme umgesetzt.
Diese ununterbrochen zugeführte Reibungswärme heizt aber die Pumpenteile so lange
auf, bis sich ein Gleichgewicht zwischen der entstehenden Reibungswärme im Innern
der Pumpe und der Wärmeabgabe an die Umgebung eingestellt hat. Man kann in diesem
Gleichgewichtszustand die Pumpe als einen Wärmeaustauscher ansehen, der im Beharrungszustand
die im Innern zugeführte Reibungswärme durch die Pumpenwände an die Umgebung
abgibt. Aus der Umgebungstemperatur und den Einzeltemperaturdifferenzen im Wärmeaustauscher
findet sich dann die Temperatur, die im Kern des reibenden Gases vorliegen muß.
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In ähnlicher Weise läßt sich auch für einen vorausberechneten Betriebszustand
die Temperatur des ausgestoßenen Gases abschätzen, wenn man die beharrlich
entstehende Reibungswärme kennt und in die Rechnung mit einbezieht, mit welcher
Temperatur das angesaugte Gas eintritt und welche Wärmekapazitäten es hat. Während
die Kühlung des stillstehenden Gehäuses wegen der Berührung mit der freien Atmosphäre
keine Schwierigkeiten bereitet, sind für die Kühlung der inneren schnell rotierenden
Teile besondere Kühlvorrichtungen vorzusehen, weil sie ringsum von den stark aufgeheizten
Gasen umgeben sind und ohne Kühlung nach
längerem Betrieb deren
Temperatur annehmen würden. Dadurch würde aber eine Hitzegefährdung der schnell
rotierenden Pumpenteile eintreten.
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Da aber der rotierende berippte Zylinder ein Hohlzylinder sein kann
und die Auflagerwelle eine Hohlwelle, kann auch das Kühlproblem für die
inneren rotierenden
Pumpenteile gelöst werden. Denn läßt man etwa die beiden
freien Wellenenden mittels vakuumdichter Stopfbüchsen durch das Pumpengehäuse ins
Freie ragen, so kann auf der einen Seite ständig kalte Luft eingeblasen werden,
wahrend auf der anderen Seite ständig erhitzte Luft ausströmt. Das setzt zwar voraus,
daß Trommel und Hohlwelle als ein gemeinsamer Druckraum mit innerem Überdruck vakuumdicht
miteinander verschweißt sind und auch ausreichend von einem Wühlmittelstrom durchstrÖmbar
sind, aber die Reibungswärme könnte so mit einfachen Mitteln aus dem Trommelläufer
abgeführt werden. Innerhalb der schnell rotierenden Trommel kann dabei die physikalische
Erscheinung ausgenützt werden, daß sich in schnell rotierenden Gefäßen die kalte
Luft immer außen und erhitzte Luft immer innen sammelt. Um aber eine ständige Belüftung
während des Betriebes sicherzustellen, könnte die durchlaufende Welle außerhalb
des Pumpengehäuses mit Lüfterrädern versehen werden, die während des Betriebes eine
ständige Zwangsdurchlüftung bewirken, ähnlich wie es z.B. bei vielen Elektromotoren
der Fall ist. Schließlich könnte noch die durchgeblasene Kühlluft zum Schutz gegen
Verstaubung in einem geschlossenen Kreislauf umgeführt und gekühlt werden. Statt
Luft könnten dann aber auch andere Gase mit besseren Wärmeeigenschaften als Wärmeträger
verwendet werden.
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Es lassen sich aber auch andere Kühlmethoden zur Anwendung bringen,
z.B. die Kondensationskixlzlung. Bei dieser Kühlmethode ist der rotierende berippte
Zylinder als
Druckgefäß mit innerem Überdruck ausgebildet und die vom Kühlmittel
durchströmte Hohlwelle als Kondensator. Das zylindrische Druckgefäß ist dabei mit
einer kleinen Wasserfüllung versehen, die bei der schnellen Drehung gegen
die Außenwände ge-
schleudert wird. Von den Außenwänden geht dann die
von der Gasreibung herrührende Wärme an das kältere Wasser über und bringt es zum
Verdampfen, während gleichzeitig die kalten Kondensatorwände den Wasserdampf kondensieren
und das entstandene Kondensatwasser wieder infolge der Zentrifugalkräfte an die
Außenwände des zylindrischen Durckbehälters zurückschleudern. Diese Art der K'ü'hlung
ist bekannt und hat sich als außerordentlich wirksam erwiesen. Zu berücksichtigen
ist dabei allerdings, daß der dynamisch aufgebaute Druck einer rotierenden Flüssigkeitsschicht
gleich . W" /d, ist, wobei @ tkg sec,:> /m4,) die Massendichte des Wassers
Co C1/secl die Winkelgeschwindigkeit, r1 Cm) die innere und r2 Cm) die äußere
Begrenzung
der rotierenden Flüssigkeitsschicht
ist. Bei großen Werten von to und
(r2-ri) können hierdurch beträchtliche
Drücke aufgebaut werden. Beispielsweise betrügt für r27 2 m, ri s 1 m, 1000
kg/m3/9,81 m/sec2 = 102 kgsec2/m und 10 Umdrehungen pro Sekunde
der Druck 60,5 atm. bei r2 2 m.
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$s ist nun schließlich noch denkbar, daB Drehdurchführungen
durch das Gehäuse des Vakuumbehälters nicht ausgeführt werden können
oder sollen, und daß sich
der rotierende berippte Zylinder nebst Antrieb
in einem vjdollkommen abgeschlossenen Raust befinden soll. In diesem Fall
könnte z.B. vakuumbeständiges Ö1 als
wärmeträger Verwendung finden,
das durch einen Wärmeaustauscher im Vakuumraum wieder zurückgekühlt
werden könnte. Man könnte aber in diesem Fall auch den
schnell
rotierenden berippten Zylinder nach der Art einer großen Zentrifuge
oder
Wiisehesehleuder ausführen, die außen mit Rippen versehen ist und inngl`en durch
ständig zugefUhrtes kaltes vakuumbeständiges Öl gekühlt
wird. Das Öl
könnte dann nach erfolgter Wärmeaufnahme über
ein Überlaufwehr, Abspritzringe und Sammelring& und -leitungen
einem Sammelgefäß zufließen, von wo es über
einen Ölkühler mittels
einer Umwälzpumpe wieder erneut in den Kreislauf gebracht werden könnte. Für die
Kühlung der Rippen reicht normalerweise die metallische Wärmeleitung zur Trommel
hin aus. Es können aber z.B. auch Hohlrippen mit innerer Kondensationskühlung
vorgesehen werden.
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Eine Anschauung darüber, welcher Druckaufbau von einer Reibungsvakuumpumpe
zu erwarten ist, kann man aus einem Vergleich mit dem Druckverlust .d p gewinnen,
der bei einer laminaren Strömung durch ein paralleles Plattenpaar mit dem
Abstand h a 1 cm und der Länge 1 - 10 m in Strömungsrichtung und bei der mittleren
Strömungsgeschwindigkeit w = 50 m/sec entsteht. Mit der dynamischen Zähigkeit m
2.10 kp sec/m2 folgt aus der Druckverlustformel die Druckdifferenz (bei Inkanpressibilität)s
4 ,p z 42. w
1,10 4"p ö,8,2Torr, Hierin kann für
w [m/sec)
die schädliche Rückströmung in der Pumpe eingesetzt werden. Eine Verkleinerung des
Plattenabstandes
h auf z.B.
1/2 cm würde schon
den
vierfachen
Druckverlusts ,A
p a
480 kp/m2 -
35,28 Torr
bringen.
Bei
starker
Volumenänderung darf
dieser Wert aber
nicht auf den
ganzen Weg 1
bezogen werden,
sandfern
es muß das Druckgefälle L4
p/1 für einen bestimmten
Strömungsquerschnitt
angegeben werden. Wenn
also beispielsweise die
mittlere Umfangsgeschwindigkeit eines berippten
rotierenden Zylinders 150
m/sec ist und beim
Eintrittsstutzen
| bei 0,5 Torr eine mittlere Einsauggeschwindigkeit von 100 m/seo
und eine mitt- |
| lere schädliche Rückströmung von 50 m/sec vorliegt, dann würden
bei T'omparatur- |
| gleichheit und bei konstantem Massenstrom längs einer Strömungsbahn
im Dat.:e@- |
| zustand bei 5 Torr nur noch 10 m/sec mittlere Strömungsgeschwindigkeit
va@rl.:ag |
| und bei einer Aufheizung von z.B. 250°K auf 750®K eine mittlere
schädliehc HUck- . |
| Strömung von 120 m/sec erfolgen. Bei 120 m/sec mittlere schädlichen
Rückströmung |
| ist aber das Druckgefälle auf den 2, 4®faehen Betrag gegenüber
des Druckgefälle |
| bei 50 m/sec schädlicher Rückströmung gestiegen. Es ist also
mit einem h®heren |
| Druckaufbau. zu rechnen als er sich nach der Formel für laminare
Strömung ohne |
| wesentliche Kompression ergibt. Die Druckverlustformel für
lamme Strömung eb@!e |
| Kompression gibt somit eine untere Grenze an für den Druck,
der immer von |
| Pumpe erraieht wird. Nimmt man nun z.B. an, daß es möglich
sei, einen so großen |
| berippten Zylinder herzustellen, äaß die freie Querschnittsfläehe
zwischen den |
| schnell rotierenden Rippen 0,5 m2 betrage, dann würde damit
bei einer mittleren |
| Einsauggesehwindigkeit von 100 m/sec am Eintrittsstutzen eine
Vakuumpumpe von |
| 50 J/sec Saugleistung aus z,B. 0,77 Torr vorliegen. Gegenüber
der Sauggeschwin- |
| digkeit einer üblichen Vakuumpumpenanlage von 50 Litersec wäre
das der tausend- |
| fache Betrag. |
| Soll z.B. das Sattdampfvolumen von 1 kg absublimiertem Eis
bei 0,77 Torr, also |
| 1138 m3 Sattdampf mit einer solchen Pumpe abgesaugt und verdichtet
werden, dann |
| dauert das bei 50 m3/see Sauggeschwindigkeit 22,76 Sekunden,
während z.B. bei |
| 50 Litersee Sauggeschwindigkeit 6 Stunden 19 Minuten und 20
Sekunden gebraucht |
| vfrden. Die Saugleistung 50 m3/see kann als Dauerleistung betrachtet
werden, -vvenn |
| der Absolutdruck am Austrittstutzen der campe größer als 4,58
Torr ist-und der |
| verdichtete Wassersattdampf anschließend verflüssigt
werden kann. Bei dieser Dauer-. |
| leistung könnten nun pro Stunde 158,2 kg Wassersattdampf abgesaugt
werden. Die hier- |
| für erforderliche Pumpenleistung kann etwa folgendermaßen abgeschätzt
werden: |
| Bei eizier Druckdifferenz von 5 Torr bzw. 68 kp/m2 wird bei
einer 0,5 m2 großen freien |
| Querschnittsfläehe zwischen den schnell rotierenden Rippen
durch die schädliche Rück- |
| strömung eine Reibungskraft von 34 kp übertragen. Wird
zusammen mit allen &1,ade-ren |
| Reibungskräften eine Gesamtkraft von 50 kp angenommen, dann
folgen hieraus bei 150 m/Sec |
| asa Umfangsgeschwindigkeit 7500 mkp/seo oder 100 PS
oder 73,6 kW. Die Pumpe verbraucht |
| dann also bei 180 000 m3/11. Saugleistung bzw. bei
158,2 kg/h abgesaugten Wassiardpf - |
| fUr 1 kg Dampf 0,465 kWh. |
| Da nun der Druckaufbau dieser Pumpen nicht sehr
groß ist, aber in einer ®der mehre- |
| ren Stufen den Absolutdruck 4,58 Torr übersteigen kann, können
z.B. bai der Gefrier- |
| trocknung die Wasserbestandteile der verdichteten Brüdendämpfe
in flüssiger F'ozüi aus- |
| kondensiert und die restlichen Inertgas® nach dem bisher ge- |
bräuahlichen Verfahren
mit Vakuumpumpen weiterverdichtet
Land
in die Atmosphäre ausgestoßen werden.
Die überhitzt ausgestoßenen
Dämpfe müssen dabei
vor der
Kondensation
erst tos
auf die Wassersattdampftemperatur abgekühlt
werden. Da
aber
für
die Kühlung überhitzter
Gase im
Vergleich zur Kondensation
sehr große Wärmeaustausehfläehen
benötigt werden,
ist es zweckmäßig,
für
die Abkühlung
des überhitzten Wasserdampfes
genügend große
freie Wasseroberflächen zu verwenden. Genügend große freie
Wasseroberflächen
können z.B.
in laüllköpFerkolonnen
oder in
Einspritzkondensatoren
erzeugt werden. Die überhitzten Brüdendämpfe
geben dann
solange
ihre Überhitzungswärme
an das kältere Wasser ab, bis Temperaturgleichheit
erreicht
ist. Dabei
verdampft ein bestimmter
Anteil des kühlenden
Wassers. Ist
z.B.
1 kg Wasserdampf
um t+00°
C überhitzt,
so kann
es bei einer mittleren spezifischen Wärme von 0,45 k441 /kg
° C an das kältere Wasser 180 kcal abgeben. Hierdurch verdampfen
aber bei
ca. 4,58 Torr
und 600 kaal/kg Verdampfungswärme
des
Wassers
0,3 kg Wasser. Der Kondensator muß dann 780 kcal statt 600 kcal je 1 kg
abgesaugter
Wasserdampfmenge übertragen. Läßt
man also z.B.
das kondensierte
Wasser
in einer Rücklaufkolonne
dem aufsteigenden überhitzten Damßf
entgegen-
laufen, dann wira proZeiteinheit
am Kondensator 1,3 kg
Wasser kondensiert, wo-
von in der Kolonne wieder 0,3 kg verdampft.
Aus dem Sumpf
der Kolonne kann dann
1 kg Wasser
pro
Zeiteinheit abgezogen
werden, also diejenige Gewichtsmenge
Wasser,
die
ständig
als überhitzter Dampf zuströmt.
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Der Druck in der Rücklaufkolonne ist dann ungefähr
gleich dem Wassersattdampfdruek und hängt davon ab, welche
Oberflächentemperatur der Kondensator hat, Da
aber die Oberfläohentemperatur
eines Wasserkondensators nur bis 0°C fallen kann, kann der
Druck des kondensierenden Wassersattdampfes nicht unter 4,58 Torr ab-sinken.
Bei einer tieferen Oberflächentemperatur des Kondensators würde
sich
z.B. eine Eiskruste bilden, die solange anwächst, bis das Temperaturgefälle
in
der Eiskruste wieder 0°C erreicht. Bei 0bC würde dann
wieder eine normale Kondensation an der Eisoberfläche stattfinden.
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Da nun der Wirkungsgrad einer Reibungsvakuumpumpe
sich mit steigendem Druckgefälle in der Pumpe wegen der wachsenden
schädlichen Rückströmung verschlechtert,
ist es aus Gründen
des Energieverbrauchs zweckmäßig, den Druckaufbau der Pumpe
klein und die Kondensatortemperatur so tief wie möglich zu halten.
Die dem Kon-
densator zufließende Wärme könnte in bekannter
Weise mit einer Wärmepumpe auf ein
höheres Potential gebracht und
an die Umgebung abgegeben werden. Nimmt man z.B. an,
daß
die Kondensation an der Kondensatoroberfläche bei 0°C stattfindet
und nimmt
man für den Betrieb des Kondensators eine mittlere
logarithmische Temperaturdif-
ferenz Ai" = lO@C an, dann würde eine Kühlflüssigkeit
von - 10°C benötigt.
Würde man aber einen solchen Kondensator
bauen, innerhalb dessen Rohre sich statt der -100C-Kühlflüssigkeit das mit
-20C bei 0,77 Torr Sattdampfdrück sublimierende'Produkt befindet,
dann könnte die Sublimationswärme des Eises dazu benutzt werden, einen Teil
des anfallenden verdichteten Wassersattdampfes zu kondensieren. Wird die Sublimationswärme
des Eises bei -200C mit 700 kcal/kg angenommen, dann könnten be-.spielsweise von
780 kcal, die z.B. pro Zeiteinheit und 1 kg überhitzten Wasserdampf aus der Rücklaufkolonne
mit jeweils 1,3 kg Wassersattdampf ausströmen, wieder 700 kcal für die Sublimation
verbraucht werden. Es würden also ca. 9/10 des Wassersattdampfes
durch das sublimierende
Produkt selbst wieder kondensiert, während der Rest,
also ca. 1/10 noch in einen besonderen Kondensator niedergeschlagen werden müßte.
Für diesen Kondensator wäre dann nur noch eine Wärmepumpe mit ea. 1/10 der ursprünglichen
Leistung erforderlich. Natürlich kann die Kondensation des anfallenden Wassersattdampfes
auch bei_höherer Temperatur stattfinden. Hierzu wäre dann allerdings ein höherer
Druckaufbau durch die Reibungsvakuumpumpe eif'orderlich, was wiederum mit höheren
Verlusten verbunden ist.
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Da nun insbesondere bei Gefriertrockmungaanlagen wegen der schlechten
Wärmedurchgangszahlen und der geringen Temperaturdifferenz zwischen dem sublimierenden
Eis und dem kondensierenden Wasserdampf der Trocknungsvorgang zu langsam vonstatten
gehen dürfte, könnte man z.B. auch die Kondensationswärme des aus der Rücklaufkolonne
austretenden Wassersattdampfes mit einer Wärmepumpe auf ein höheres
Potential
bringen und dann mit einer größeren Temperaturdifferenz dem trocknenden Produkt
wieder zuleiten. Würde man z.B. zur Anhebung des Potentials der Konden-sationswärme
eine mit Prigen 113 betriebene Kühlanlage verwenden, deren Frigenverdampfer
bei -100C die Kondensationswärme aufnimmt und dessen Frigenverflüssiger die aufgenommene
Wärme bei +800 C wieder abgibt, dann hätte man als Gesamttemperaturdifferenz bis
zum sublimierenden Eis 1000 C. Man könnte nun die Frigenverflüssigung in luftgekühlten
Rippenrohren vornehmen. Gleichzeitig könnte man das bei 0,77 Torr und -200 C sublimierenden_Produkt
in Rohrenoder kleinen Kanistern unterbringen, die von der Umgebungsluft beheizt
und durch Verbindungsleitungen mit der Reibungsvakuumpumpe ständig
evakuiert werden könnten. Man könnte dann z.B. mit einem Gebläse ständig
die Warmluft von den Rippenrohren des Frigenverflüssigers wegsaugen und zu den Kanistern
oder Rohren mit dem trocknenden Produkt hinblasen. Man könnte diesen Transport aber
auch durch natürliche Wärmekonvektion der Luft vonstatten gehen lassen, wenn man
die Rippenrohre den Frigenverflüssigers im gleichen Raum unterhalb von den Kanistern
oder Rohren mit dem trocknenden Produkt anordnet, so daß eine natürliche Luftkonvektion
möglich ist. Auf das Gebläse zurr. Transport der Warmluft oder auf den Transport
durch Wärmekon-,
vektion könnte man aber auch noch verzichten,
wenn man die trocknenden Proben mit der Temperatur der umgebenden Atmosphäre beheizt
und die Wärme aus der Gfdrmepumpe direkt an die Atmosphäre abgibt.
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Ri Gefriertroeknungsanlage würde dann im wesentlichen nur noch aus
einem System an Vakuumsaugleitungen bestehen, an die die Behälter mit dem
trocknenden Produkt angeschlossen sind und aus einer großen Pumpenstation, die ständig
die ärafallenden Brüdendämpfe absaugt. Das Kernproblem einer Gefriertrocknungsanlage
ist demnach die Absaugung und Verdichtung der großen Wasserdampfmengen, die
bei der Sublimation von Eis anfallen. Da aber Wasserdampf unterhalb von 4,58
Torr Sattdampfdruck sich an kalten Flächen als Eis niederschlägt und oberhalb von
4,58 Torr als Wasser, genügt eine Erhöhung des Wasserdampfpartialdrucks über 4,58
Torr für einen kontinuierlichen Betrieb. Der Wasserdampf kann dann verflüssigt und
kontinuierlich abgezogen werden. Da aber für die technische Auswertung außerdem
die Forderung der Wirtschaftlichkeit zu stellen ist, haben z.B. Dampfstrahl- und
Diffusionspumpen einen zu hohen Energieverbrauch. Die Forderung der Wirtschaftlichkeit
würden aber Verdrängerpumpen, z.B. Rootspumpen erfüllen, wenn sie die großen erforderlichen
Saugleistungen hätten.
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Hinsichtlich der Saugleistung wären Axial- und Radialverdichter den
Reibungsvakuumpumpen überlegen, wenn sie z.B. bei 0,77 Torr Absolutdruck noch dieselbe
Wirkung wie bei Atmosphärendruck hätten. Da diesen Verdichtern aber das Prinzip
der Massenbeschleunigung zugrunde liegt und z.B. bei 0,77 Torr die Dichte eines
Gases auf etwa ein Tausendstel gegenüber der Dichte bei Atmosphärendruck
abgesunken ist, während die Reibungskräfte erhalten bleiben, sind diese Verdichter
im Vakuum wirkungslos.
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Da nun die Arbeitsweise der Reibungsvakuumpumpen allein auf
der Existenz der Reibung beruht, kann dieses Prinzip auch auf Pumpen für Flüssigkeiten
mit überwiegender Migkeit wie z.B. Sirup übertragen werden. Bei derartigen Pumpen
braucht äarm die Frage der KUhlung nicht berücksichtig werden, weil die Wärmekapazitäten
von Flüssigkeiten groß genug sind, um die erzeugte Reibungswärme aufnehmen und wegtragen
zu können.
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Da weiterhin bei Reibungsvakuumpumpen und Reibungspumpen
allgemein die Förderung dadurch veranlaßt wird, daß eine Druckdifferenz durch
die Erzeugung einer be-liebigen Strömungsart mit überwiegender Reibung aufgebaut
wird, ist es gleichgültig, in welcher Art dies geschieht. Da der Druckaufbau in
einer reinen Reibungsströmung nicht unbedingt voraussetzt, daß die reibenden Flächen
bewegt sind, sondern da es nur auf die Relativbewegung zwischen der Strömung und
den
reibenden Flächen ankommt, braucht zum Druckaufbau nicht unbedingt
ein rotierender Zylinder mit äußeren Querrippen benützt .werden. Man könnte z.B..
auch einen ruhenden Zylinder mit inneren Querrippen verwenden, in die von innen
her die Zähne eines kammförmigen Gebildes eingreifen oder man könnte von zwei sich
gegenüberstehenden Planscheiben die eine Scheibe mit konzentrischen Rippen und die
andere Scheibe mit einem passenden kammförmigen Gebilde versehen und eine von beiden
oder auch beide Scheiben rotieren lassen.
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Läßt man aber beide Teile, z.B. einen äußeren Zylinder mit innenangeordneten
Rippen.und einen hierzu passenden inneren Zylinder mit einem kammförmigen Aufbau
gegenläufig rotieren, so kann man hiervon einen höheren Druckaufbau und
eine
größere Saugleistung erwarten als wenn sich etwa nur der berippte Zylinder
dreht und das kammförmige Gebilde stillsteht. Da nämlich der Druckaufbau und
die Saugleistung der Reibungsvakuumpumpen durch die größte zulässige Umfangsgeschwindigkeit
beschränkt sind, können bei entgegengesetzter Drehung durch Addition beider Umfangsgeschwindigkeiten
nahezu die doppelten Relativgeschwindigkeiten erreicht werden. Hierdurch würde zwar
ein größerer Druckaufbau und eine größere Saugleistung erreicht, aber die Reibungsvakuumpumpe
würde wieder viel von ihrer Einfachheit verlieren.
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Es ist aber zweckmäßig, möglichst einfache Gebilde zu haben, weil
hierfür viel leichter ein ruhiger Lauf und eine gute Oberflächenbeschaffenheit der
rotierenden Teile zu erreichen ist. Denn von der Laufruhe und von der Oberflächenbeschaffenheit
hängen die erforderlichen Spaltbreiten, die wesentlichsten Verluste und der Druckaufbau
ab.
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Die wichtigste Voraussetzung ist aber die Laufruhe. Bekannt für besonders
ruhigen Lauf sind z.B. Drehkörper, wie Kreisel und Schwungräder, die um die Achse
ihrer größten Trägheitsmomentes rotieren. Würde man z.B. ein sehr großes Schwungrad
mit tiefen Nuten am Umfang versehen und gut auswuchten, so hätte man bereits ein
einfaches Gebilde mit großer Laufruhe, das den Erfordernissen einer Reibungsvakuumpumpe
entsprechen könnte. Wäre z.B. ein solches Schwungrad auf einer Hohlwelle gelagert
und außerdem ein innerer Hohlraum für eine Kondensationskühlung vorgesehen, so könnte
dieses Schwungrad allen Anforderungen gerecht werden. Man könnte darüber hinaus
diesem großen Schwungrad aber noch eine federnde Auflagerum oder Aufhängung
geben und den umgebenden Zylindermantel, den Kamm und die seitlichen Labyrinthabdiehtungen
als leichte Blechkonstruktion ausfbnren, so daß ein
praktisch schwingungsfreier
Lauf erzielt würde. Es wäre dann zwar noch ein zweites äußeres vakuumfestes Gehäuse
erforderlich und besondere beweglichatsw. federnd
Saug-
und Druckkanäle, aber man hätte damit ein Höchstmaß an Laufruhe erreicht und könnte
dadurch die Spaltverluste und schließlich die schädliche Rückströmung auf ein Mindestmaß
herabsetzen. Hierbei braucht nun das'große Schwungrad nicht unbedingt aus einem
einzelnen Mastivteil gefertigt zu sein, sondern es könnte z.B. aus einzelnen
profilierten Ringen, Scheiben und Schalen zusammengesetzt und verschweißt sein.
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Der Idealfall, daB die Zähne des ruhenden Kammes dieselbe Wirkung
haben wie etwa ein Kolben in einem Zylinder, ist zwar nicht erreichbar, aber ec
braucht bd Vakuumpumpen auch nicht erreicht werden, wie es z.B. von den Röotspumpen
her bekannt ist. Die Spaltverluste spielen hier nur bei hohen Drücken eine Rolle,
treten aber bei zunehmenden Vakuum immer mehr zurück. Im höheren Vakuum spielt dann
aber die Entgasung und die Wiederbedeckung der reibenden Flächen mit Gasmolekülen
eine Rolle. Durch diesen Effekt wird schließlich auch das erreichbare Endvakuum
der Reibungsvakuumpumpen festgelegt. Da nun dieselbe Erscheinung auch das Endvakuum
der Rootspumpen festsetzt, ist bei den Reibungsvakuumpumpen auch etwa das gleiche
Endvakuum wie bei den Rootspumpen zu erwarten.
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Im Vergleich zu den Roetspumpen sind aber die Reibungsvakuumpumpen
wesentlich einfacher, weil sich bei ihnen nur noch ein Teil, nämlich die querberippte
Trom-mel oder etwa ein großes Schwungrad mit tiefen Nuten zu drehen braucht.
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Der Ausftihrbarkeit einer Reibungsvakuumpumpe dürften deshalb auch
keine Zweifel entgegenstehen, weil alle Vorgänge, die sich bei umlaufenden Schwungrädern
oder bei rotierenden Tromnel4( Scheiben oder Schalen einstellen können, bekannt
sind und hierfür genaue Berechnungsmethoden und viele durchgeführte Versuche
existieren.
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Hinsichtlich der Saugleistung und der ausführbaren Pumpengrößen
dürften die Reibungsvakuumpumpen den Rootspumpen aber weit überlegen sein. Im Hinblick
auf die Anlagen-und Betriebskosten darf abervon den Reibungsvakuumpumpen
eine so starke Kostensenkung erwartet werden, daß hiermit eine sich lohnende Durch
der Gefriertrocknung im großen Maße ermöglicht wird.