DE19736017A1 - Trockenverdichtende Vakuumpumpe oder Kompressor - Google Patents

Description

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

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

In der Patentanmeldung EP 0 472 933 A2 (Fig. 1) ist eine solche Pumpe als Stand der Technik beschrieben. Besonders vorteilhaft für den hier beschriebenen Einsatz als gasfördernde Vakuumpumpe ist die stehende Anordnung und die fliegende Lagerung der Rotoren. Das Ansaugen geschieht im oberen Teil der Pumpe, also an der Oberkante der Rotoren, das Ausstoßen am unteren Teil der Rotoren und der Auslaß kann an der tiefsten Stelle des Arbeitsraumes angeordnet werden. Durch diese Gestaltung können Verunreinigungen und anfallende Flüssigkeit (z. B. Kondensat) von oben nach unten durchgepumpt und problemlos ausgestoßen werden, so daß die Pumpe von Natur aus bereits in hohem Maße unempfindlich gegen Verschmutzung ist, sofern man nicht wie hier den Fehler begeht, die Lager unterhalb der Rotoren anzuordnen.

Ein weiterer Vorteil besteht darin, daß der Getrieberaum mit Lagerung, Synchronisationsverzahnung und Antrieb unten, also auslaßseitig angeordnet ist. Aufgrund der fliegenden Lagerung kann der Getrieberaum nur mit der Auslaßseite in Verbindung stehen und es herrscht in ihm Atmosphärendruck, bzw. Auslaßdruck. Im Gegensatz zu Drehschiebervakuumpumpen und Rootsgebläsen ist hier das Aufschäumen und Ausdampfen von Öl in die saugseitigen Arbeitsräume praktisch vollständig ausgeschlossen, da konstruktionsbedingt bereits eine strikte Trennung zwischen dem geförderten Gas und dem Schmiermittel vorliegt. Aufgrund dieser Eigenschaften ist eine solche Pumpe enorm vielseitig einsetzbar, denn einerseits ist sie geradezu prädestiniert für hochreine Vakuumanwendungen, andererseits aber auch hervorragend geeignet für die Förderung von hochaggressiven Gasen, die z. B. bei Drehschieberpumpen in kürzester Zeit das Schmiermittel angreifen würden. Auch in Anwendungen mit hohem Staubanteil, bei denen das Öl bisher schnell verschmutzte oder verschlammte, besitzt sie eine signifikante Überlegenheit.

Trotz dieser Vorteile ist die Maschine aus EP 0 472 933 A2 nicht sonderlich elegant, denn sie verfügt über einen voluminösen und aufwendigen Antrieb mit fünf Zahnrädern und einem schweren Asynchronmotor. Der Ölvorrat im Getrieberaum dient offensichtlich in erster Linie der Zahnradschmierung. Auf die Schmierung der Kugellager wird weder in der Zeichnung noch im Text näher eingegangen, so daß man zumindest bei den oberen Kugellagern annehmen darf, daß es sich um fettgeschmierte Lager handelt.

Eine weitere und deutlich kompaktere Variante dieses Maschinentyps ist in der 08-100 779 (Fig. 2) vorgestellt. Hier wird jede Welle von ihrem eigenen Motor angetrieben und das Fehlen einer ölgeschmierten Synchronisationsverzahnung läßt darauf schließen, daß diese Maschine elektronisch synchronisiert wird. Eine weitere Verbesserung besteht darin, daß die oberen Lager in den ausgesparten Rotor verlegt wurden. Sie liegen jetzt geodätisch weit über dem Auspuffniveau und der lange und enge Spalt zwischen Lagersockel und Rotorausdrehung ermöglicht eine so gute Abschirmung der Lager, daß auf eine berührende Wellendichtung verzichtet werden kann und somit eine kritische Problemzone eliminiert wurde.

Auffallend sind weiterhin die hohlgebohrten Wellen, deren Enden in den Ölvorrat eintauchen (Fig. 3) und in denen das Öl unter der Fliehkraftwirkung bis zu den Lagern emporsteigen kann.

Obwohl diese Maschine dank der Frequenzumrichtertechnik schon sehr viel kompakter baut als die zuerst beschriebene, ist sie dennoch relativ aufwendig, denn sie benötigt zwei Motoren, zwei Frequenzumrichter und die Meß- und Regeltechnik für die elektronische Synchronisation. Nachteilig ist weiterhin, daß bekanntermaßen der Energieverbrauch bei elektronischer Synchronisation um bis zu 20% höher liegt als bei mechanischer.

Dieses Förderprinzip für den Ölumlauf kann nur bei sehr hohen Drehzahlen und gewissen Mindestdurchmessern der Wellenbohrung funktionieren und selbst dann ist die erreichbare Förderhöhe und -menge begrenzt, da das Öl nur als dünner Film an der Innenwandung hochsteigt. Für Gleitlager ist diese Art der Schmierung wegen unzureichender Ölzufuhr beim Anfahren ungeeignet.

Das Ziel der vorliegenden Erfindung besteht darin, gegenüber dem hier beschriebenen Stand der Technik nochmals deutliche Verbesserungen zu ermöglichen, die sich vor allem in einer Erhöhung der Leistungsdichte (d. h. Saugvermögen oder Volumenstrom im Verhaltnis zur Maschinengröße), in der Senkung der spezifischen Herstellkosten, in vereinfachter Installation und Verbesserung der Anwendungsmerkmale niederschlagen.

Die erfindungsgemäße Lösung erfolgt dadurch, daß in die Maschine wenigstens ein Ölkreislauf mit einer druckerzeugenden Pumpe installiert wird, bei dem der Ölumlauf ein mehrfaches der Menge beträgt, die für reine Schmierzwecke nötig wäre und bei dem eine Aufstellung in einen kleinen Teilstrom zu Schmierzwecken und einen großen Teilstrom zu Kühlzwecken erfolgt.

Es können auch einer oder oder sogar zwei Ölkreisläufe installiert werden, die durch eine oder zwei Ölpumpen angetrieben werden, wobei ein Kreislauf (bzw. ein Teilkreislauf) mit höherem Druck und niedrigem Volumenstrom betrieben werden kann und ein zweiter Kreislauf (bzw. der Restkreislauf) mit niedrigem Druck und höherem Volumenstrom. Je nach Maschinengröße und Komplexitätsgrad sollen dadurch drei bis fünf Aufgaben gleichzeitig wahrgenommen werden:

• 1. Ein sehr kleiner und genau dosiert Öl-Teilstrom soll ähnlich wie in der 08-100 779 (Fig. 2) zu den Lagerstellen geführt wer den und dazu beitragen, die Lebensdauer und Belastbarkeit der Lager optimal auszunutzen.
• 2. Zur Kühlung der oberen Lager, welche sich im heißesten Teil der Maschine, nämlich im Inneren des Rotors befinden, soll ein mehrfach größerer Ölstrom die sich normalerweise dort stauende Wärme abtransportieren. Dieser Teilstrom wird allerdings nicht durch die Lager geleitet (weil dies bei den hohen Drehzahlen die Reibung unnötig erhöhen wurde), sondern nur in unmittelbare Nahe zu den Lagern gebracht, um dort die Wärme aufzunehmen.
• 3. Ein weiterer kleiner Teilstrom kann für die Schmierung einer mechanischen Synchronisationsverzahnung abgezweigt und vorzugsweise unter Druck in den Zahneingriff eingespritzt werden.
• 4. Ein vierter und mit Abstand größter Ölstrom kann durch Kühlkanäle geleitet werden, die sich im Gehäuse auf der Höhe der unteren Rotorhälfte befinden. Die dort konzentriert entstehende Verdichtungswarme soll durch den Ölstrom abgeleitet werden. Bei luftgekühlten Maschinen soll durch eine entsprechende Ölführung angestrebt werden, daß die Verdichtungswärme (möglichst über die gesamte Maschinenoberfläche) soweit verteilt wird, daß eine vollständige Wärmeabfuhr durch äußere Verrippung möglich ist.
• 5. Der zur Verfügung stehende Öldruck kann außerdem dazu benutzt werden, Kontroll- und Steuerfunktionen zu übernehmen wie z. B. Betriebsüberwachung durch Öldruckkontrolle, Betätigung oder Ansteuerung eines Saugstutzenventils und als möglicherweise wichtigste Option hydraulischer Axialschubausgleich bei größeren Maschinen.

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

Gegenüber dem eingangs erwähnten Stand der Technik bieten in dieser Weise ausgerüstete Maschinen (Fig. 5 bis 8) eine ganze Reihe von Vorteilen und zusätzlichen Optionen:

• - Durch den massiven Ölumlauf innerhalb der Maschine ist eine gleichmäßige Wärmeverteilung möglich und damit ergibt sich bis zu einer bestimmten Baugröße die Option auf reine Luftkühlung durch Umgebungsluft. Der oftmals umständliche und unerwünschte Anschluß von Kühlwasserleitungen entfällt, was die Installation vereinfacht.
• - Die Betriebstemperatur der Rotoren kann dank der Lagerkühlung deutlich angehoben werden, ohne daß Belastbarkeit und Lebensdauer der Lager darunter leiden müssen. Zur Erzielung einer hohen Leistungsdichte ist aber eine hohe Rotortemperatur durchaus erwünscht, denn je heißer der Rotor, desto größer die treibende Kraft, entstehende Verdichtungswärme an das kältere Gehäuse abzugeben. Je mehr Verdichtungswärme aber abgeführt werden kann, desto leistungsfähiger (pro Bauvolumen) kann die Maschine sein
• - Durch die Druckölversorgung ist die Verwendung von Gleitlagern möglich. Gleitlager benötigen erheblich weniger radialen Einbauraum als Wälzlager, was ebenfalls der Leistungsdichte zugute kommt. Der zusätzlich gewonnene Raum kann entweder genutzt werden, um dickere Wellen unterzubringen (steifere Welle = höhere biegekritische Drehzahl = höhere Nenndrehzahl und damit Leistungsdichte) und/oder um die Überschneidung der Rotoren zu vergrößern (größere Überschneidung größeres Hubvolumen pro Umdrehung mehr Saugleistung pro Bauvolumen).
• - Im Gegensatz zu dem durch Fliehkraft erzeugten Ölumlauf, der eine hohe Mindestdrehzahl knapp unterhalb der Nenndrehzahl benötigt, um überhaupt zu funktionieren, kann bei der Öldruckschmierung die Betriebsdrehzahl in weiten Grenzen frei gewählt werden, wodurch die Maschine in Bezug auf Enddruck, Saugleistung, Temperaturniveau und Stromverbrauch erheblich anpassungsfähiger ist.
• - Der durch den Druck einer Ölpumpe angetriebene Ölkreislauf eröffnet die Option, Filter (z. B. zur Erhöhung der Ölstandzeit) und vor allem einen zusätzliche Ölkühler in den Ölkreislauf einzuschleifen. Die wärmeabgebende Oberfläche kann dadurch drastisch vergrößert werden, was man entweder dazu ausnutzen kann, die Leistungsdichte abermals zu erhöhen oder aber das gesamte Temperaturniveau der Maschine abzusenken. Durch einen eigens dazu vorgesehenen Adapter kann das Nachrüsten mit Ölkühler vereinfacht werden.
• - Eine Ölversorgung mit mehreren bar Überdruck eröffnet die Möglichkeit, den mit zunehmender Maschinengröße beträchtlich anwachsenden Axialschub mit relativ geringem Aufwand nahezu vollständig auszugleichen. Diese Option ermöglicht den Bau von fast beliebig großen Pumpen dieses Typs, ohne daß man auf komplizierte zweiflutige Varianten ausweichen muß.
• - Der gegenüber einer reinen Schmierfunktion mehrfach größere Öldurchsatz durch die hohlgebohrten Wellen hat den Effekt, daß beiden Wellen eine nahezu gleiche Temperatur aufgezwungen wird. Diese Tatsache vereinfacht den Bau von einmotorigen Maschinen, da die Schlupfleistung des Motors problemlos weggekühlt wird und somit keine Schwierigkeiten mit unterschiedlicher Wärmedehnung der Wellen zu erwarten sind. Die einmotorige Ausführung hat den Vorteil geringerer Kosten (ein großer Motor ist billiger als zwei kleine), höheren Wirkungsgrades, geringeren Raumbedarfs und freier Wahl des Achsabstandes.

In Fig. 5 ist eine Vakuumpumpe mit der einfachsten Version eines erfindungsgemäßen Ölkreislaufes dargestellt. Es werden nur die unter Pkt. 1, 2 und 3 erwähnten Aufgaben "Schmierung der Lager und der Synchronisationsverzahnung sowie Kühlung des oberen Lagers" wahrgenommen. Da es sich hier um eine sehr kleine Maschine mit hohem Verdichtungsverhältnis handelt, können die unter Pkt. 4 erwähnte Gehäusekühlung sowie der unter 5 beschriebene Axialschubausgleich entfallen.

Erwähnenswert ist die hier besonders einfache und kostengünstige Gestaltung des Ölkreislaufes:
Die Ölpumpen (5) bestehen aus den blanken Wellenenden, die in exzentrisch angeordnete Bohrungen hineinragen. In dem sich sichelförmig verengenden Spalt baut sich aufgrund der Ölviskosität ein Druck auf und der Ölstrom wird durch eine Nut (6) in den Raum unterhalb der Welle abgeleitet. Schon bei mäßiger Drehzahl reicht der Druck aus, um das Öl durch die hohle Welle bis zum oberen Lager hochsteigen zu lassen. Durch eine sehr enge Querbohrung (7) oberhalb des unteren und eine Größere (8) oberhalb des oberen Lagers kann das Öl aus der Welle entweichen und wird scheibenförmig nach außen weggeschleudert. In diese Schleuderzone ragen Tropfenfänger (9) hinein und lassen einen geringen Teilstrom des weggeschleuderten Öls in die Lager tropfen.

Am oberen Lager sammelt sich der Hauptstrom des weggeschleuderten Öls an der Innenwandung des Lagersockels (10) und kann über Nuten (11) nach unten entweichen. Dabei nimmt das Öl die vom Rotor abgegebene Wärme auf. Das Lager wird hier also von innen und außen mit einem reichlichen Strom gekühlten Öls umspült und kann dadurch erheblich kälter als der Rotor sein. Vom Lagersockel aus fließt das nunmehr erhitzte Öl auf die Zahnräder (12), wird abermals nach außen weggeschleudert und fließt an der Gehäusewand nach unten in den Ölsumpf zurück, wobei es seine Wärme wieder abgibt. Da die Zahnräder reichlich mit Öl benetzt werden, kann hier auf zusätzliche Schmiermaßnahmen verzichtet werden.

Durch diese höchst primitive Ölumwälzung werden gleich mehrere Fliegen mit einer Klappe geschlagen: Alle Reibungspunkt, d. h. Lager und Verzahnung werden in einem weiten Drehzahlbereich ausreichend und sicher geschmiert, die beiden Wellen werden auf nahezu gleicher Temperatur gehalten, die oberen Lager werden gekühlt und nehmen nicht mehr automatisch die Rotortemperatur an und die gesamte untere Maschinenhälfte wird mit zur Wärmeabgabe herangezogen.

Eine nach diesem Konzept konstruierte Vakuumpumpe kann aufgrund ihres hohen inneren Verdichtungsverhältnisses im Enddruckbetrieb besonders energiesparend und leise arbeiten, hat aber den prinzipiellen Nachteil, daß sich sich wegen des Durchmessersprungs im Rotor nur sehr aufwendig demontieren und reinigen läßt.

Erheblich wartungsfreundlicher und daher für Schmutzanwendungen besser geeignet dürfte eine Variante nach Fig. 6 mit konstantem Rotordurchmesser sein. Da es sich hier um eine mittelgroße Maschine mit mäßigem Verdichtungsverhältnis handelt, muß hier der Ölkreislauf um die unter Pkt. 4 erwähnte Gehäusekühlung erweitert werden. Außerdem ist ein Adapter (20) für das nachträgliche Anbringen eines externen Ölkühlers oder Filters vorgesehen.

Der hohe Durchdringungsgrad der Rotoren läßt hier nur wenig Einbauraum für das obere Lager übrig, so daß sich hier die Verwendung eines Gleitlagers aufdrängt. Damit diese Maschine sicher anfahren kann, ist der Ölkreislauf unterteilt in einen Hochdruck und einen Niederdruckteil. Bei niedrigen Drehzahlen wird zuerst das Gleitlager (21) mit Priorität versorgt und erst wenn Druck und Förderstrom ein gewisses Maß erreicht haben öffnet das Druckbegrenzungsventil (22) und gibt den Niederdruck-Kreislauf für die Gehäusekühlung frei, die ja auch erst bei höheren Drehzahlen nötig ist.

Auch diese Maschine verfügt über zwei identische Ölpumpen, die ebenfalls auf dem Viskositätsprinzip beruhen, diesmal aber als Gewindepumpen (23) ausgeführt sind. Dem höheren Bearbeitungsaufwand an der Welle steht der Vorteil gegenüber, daß in der Ölwanne (24) nur zentrische Sackbohrungen angebracht werden müssen. Vor allem diese Variante verblüfft durch ihre außerordentlich geringe Anzahl an Baugruppen.

Da bei dieser Maschine im Gehäuse Drucköl entnommen werden kann, bietet es sich an, die Verzahnung (25) durch Direkteinspritzung zu schmieren (in der Zeichnung nicht dargestellt). Falls der durch die Verzahnung produzierte Ölnebel zur Schmierung der unteren Wälzlager nicht ausreichen sollte, kann durch Ölleitbleche das aus der Verzahnung geschleuderte Öl in die Wälzzone zurückgeführt werden (ebenfalls nicht dargestellt).

Für die Lagerkühlung bieten sich bei dieser Maschine zwei Möglichkeiten an: In Fig. 6 tritt das Kühlöl aus der kleineren unteren Querbohrung (26) aus und läuft nach schon bekannter Art an der Innenwandung des Lagersockels herab. Zwar kann man hierbei den Volumenstrom unbedenklich vergrößern, ohne Gefahr zu laufen, daß Öl in den Auspuffbereich gelangen kann, die Kühlwirkung ist allerdings geringer, denn das Lager wird nicht umströmt. Fig. 7 zeigt eine Version mit Umströmung und damit deutlich besserer Kühlwirkung. Bei extrem zähflüssigem Öl besteht hier allerdings die Gefahr, daß das zuströmende Öl nicht mehr schnell genug durch die in die Gleitlagerbuchse eingefrästen Nuten ablaufen kann und über die Oberkante des Lagersockels steigt und damit in den Auspuff gelangen kann.

In Fig. 8 ist schließlich noch eine besonders platzsparende Möglichkeit zum hydraulischen Axialschubausgleich angerissen, wie er für größere Maschinen interessant sein könnte. Die Druckplatte (30) ragt hier in die ausgesparten Zahnräder (31) hinein, so daß nur ein Minimum an zusätzlicher Baulänge (32) erforderlich ist. Da die Öldruck aufnehmende Fläche begrenzt ist und wesentlich kleiner als die druckbeaufschlagte Fläche der Rotoren, muß hier mit höheren Öldrücken gearbeitet werden. Folglich bietet es sich bei großen Maschinen an, zwei unabhängige Ölkreisläufe mit unterschiedlichen Pumpprinzipien zu installieren: Für Hochdruckkreislauf (33) kommen vorzugsweise volumetrisch fördernde Pumpen wie z. B. Zahnradpumpen (34) in Frage, für den Niederdruckkreislauf (35) zur Kühlung und Wärmeverteilung eignen sich Pumpen mit hohen Durchsatz und niedrigen Druckaufbau besser, wie z. B. eine Kreiselpumpe (36).

Falls nötig ist es bei so einer Anordnung sogar möglich, den Öldruck mittels eines Druckreglers (37) in Abhängigkeit des Ansaugdruckes (38) so auszuregeln, daß in allen Betriebszuständen ein nahezu vollständiger Axialschubausgleich erfolgt.

Bei großen Maschinen dieser Bauart kann es selbstverständlich auch weiterhin sinnvoll sein, zwei getrennte Kreisläufe mit verschiedenen Medien zu installieren und das Gehäuse zu diesem Zweck mit separaten Kühlwasserkanälen zu versehen. Trotzdem sollte auch dann ein Hochdruck-Ölkreislauf für den Schubausgleich und ein Schmierkreislauf zur Versorgung aller Lager und Verzahnungen beibehalten werden.

Weitere Verbesserungen und Besonderheiten gegenüber dem eingangs erwähnten Stand der Technik (Fig. 1 bis 3) betreffen den Antrieb, die Schalldämpfung, die Vakuumsicherung, den Schutz der Lagerung sowie die Verringerung des Energieverbrauchs durch innere Verdichtung.

Antrieb

Es wird vorgeschlagen, den Antriebsmotor, der in Fig. 1 über ein Zwischenzahnrad die Pumpe antreibt, zu ersetzen durch einen oder zwei Motoren, die direkt auf der nach unten verlängerten Welle der Rotoren sitzen und die durch einen Frequenzumformer (13 in Fig. 5 und 27 in Fig. 6) auf hohe Drehzahlen gebracht werden.

Das hat den Vorteil, daß der Motor sehr viel kleiner gebaut werden kann und man drei Zahnräder einspart.

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

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

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

Schalldämpfung

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

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

Vermutlich erweist sich die Kombination von mehreren Möglichkeiten in der Praxis als optimal. In der Standardversion sollte die Maschine über eine serienmäßig integrierte, robuste und schmutzunempfindliche Schalldämpfung verfügen (z. B. 1, 2, 4) und die extremen Geräuschanforderungen im Laborbetrieb oder Gerätebau sollten durch einen speziell angepaßten und optimierten Anbauschalldämpfer erfüllt werden. In Fig. 5 ist eine besonders kostengünstige Version vorgestellt: Da diese Maschine wegen der starken Stufung ohnehin ein Überdruckventil (14) haben sollte, kann die gleiche Ventilplatte an der unteren Seite (15) als Geräuschdämpfer fungieren.

Vakuumsicherung

In Fig. 6 und 9 ist die Maschine noch um ein Saugstutzenventil erweitert. Bei der Anwendung als Vakuumpumpe ist es häufig unerwünscht, daß nach dem Abschalten der Pumpe der Druck im leergepumpten Vakuumsystem ansteigt. Zu diesem Zweck wird der Saugstutzen (40) in Fig. 9 mit einem Verschlußorgan (41) abgedichtet. Die Bewegung des Verschlußorgans kann entweder durch einen federbelasteten Elektromagneten erfolgen, der im Gehäuse (42) untergebracht ist oder durch Belüftung eines Kolbens, der in diesem Fall ebenfalls in 42 untergebracht ist und über ein Magnetventil (43) angesteuert wird. In beiden Fällen muß das Saugstutzenventil im stromlosen Zustand schließen.

In Fig. 9 geht die Länge des Betätigungsorgans (Magnet oder Kolben) voll in die Bauhöhe der Maschine ein. Um eine unnötige Vergrößerung der Maschine zu verhindern ist in Fig. 6 das Betätigungsorgan (28) über einen Hebel (29) mit dem Verschlußorgan (30) verbunden und daneben angeordnet.

Auch eine waagerechte Anordnung des Betätigungsorgans mit 90°-Umlenkung kann sich als praktisch erweisen oder eine Verlegung in den Saugstutzen, also über das Verschlußorgan.

In jedem Fall muß das Betätigungsorgan so aufgebaut sein, daß im stromlosen Zustand das Saugstutzenventil verzögerungsfrei schließt.

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

Schutz der Lagerung

Die Lösung dieses Problems erfolgt dadurch, daß man die oberen Lager so hoch wie möglich anbringt und sie sogar in die Rotoren verlegt, die zu diesem Zweck eine Aussparung erhalten. Bei Ausfall bzw. vollständigem Wegfallen der Dichtung bildet nämlich dann nicht mehr die Lagerung den geodätisch tiefsten Punkt des Arbeitsraumes (wie in Fig. 1), sondern der Auspuff (siehe Fig. 5). Solange der Auspuff nicht vollständig verstopft ist, können Flüssigkeits- und Schmutzpartikel ungehindert aus dem Auspuff entweichen und die Lager sind aufgrund ihrer erhöhten Position und durch den langen Spalt (16 in Fig. 5) zwischen der Rotoraussparung und dem Lagersockel gut geschützt. Durch den Einbau von berührungs- und somit verschleißlosen Labyrinthdichtungen (17) läßt sich der Schutz weiter verbessern. Auch das Anbringen von drallbehafteten Riefen oder Gewindenuten in den Spalt kann eine Förderwirkung hervorrufen, um Schmutz und Flüssigkeiten vom Lager abzuhalten und zurück zum Auspuff zu transportieren.

Durch zusätzliches Einblasen von Sperrgas in die Spalte kann sogar der Kontakt des geförderten Gases mit der Lagerung vollständig verhindert werden. Diese Option ist besonders bei der Förderung von hochaggressiven Gasen wichtig. Ebenso läßt sich die Diffusion von Getriebeöl in den Arbeitsraum durch Sperrgaseinsatz vollständig unterbinden, so daß die Pumpe auch für hochreine Vakuumanwendungen geeignet ist. Berührungslose Labyrinthdichtungen unterliegen keinerlei Verschleiß, sie sind in der Regel aus metallischen Werkstoffen und von daher fast beliebig temperaturfest und da keine Reibungswärme erzeugt wird, können sie auch beliebig hohe Drehzahlen vertragen.

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

Verringerung des Energieverbrauchs durch innere Verdichtung:
Wie man in Fig. 1 und 2 sehen kann, sind die schraubenförmigen Aussparungen in den Rotoren über der gesamten Länge konstant und auch der Durchmesser der Rotoren ändert sich nicht. Diese Gestaltung hat zur Folge, daß das Hubvolumen pro Umdrehung an der Saugseite genauso groß ist wie an der Druckseite. Bei den klassischen flüssigkeitsfördernden Schraubenspindelpumpen ist das auch notwendig, da Flüssigkeiten inkompressibel sind. Bei gasfördernden Pumpen ist diese Gestaltung ungünstig, da Gase kompressibel sind. Wenn man auf die Kompression während des Fördervorgangs verzichtet und das unverdichtete Gas gegen die Druckseite ausschiebt, hat man eine sogenannte isochore Verdichtung, die energetisch umso ungünstiger ist, je höher das Verdichtungsverhältnis ist. Speziell bei Vakuumpumpen mit extrem hohen Kompressionsverhältnissen ist diese Art der Verdichtung enorm energieverschwendend und führt darüber hinaus zu einer unerwünscht starken Erwärmung der Maschine.

Damit die Maschine energiesparend arbeiten kann und um eine hohe spezifische Saugleistung zu erreichen, wird die Gestaltung der Rotoren dahingehend geändert, daß das auslaßseitige Hubvolumen pro Umdrehung kleiner ist als das einlaßseitige. Das ist dadurch möglich, daß man die Steigung der Spindeln am unteren, also druckseitigen Ende der Rotoren kleiner macht als am saugseitigen oberen Ende.

Eine andere Möglichkeit besteht darin, daß man dem Rotor am druckseitigen unteren Ende einen kleineren Durchmesser gibt als am oberen. Dadurch greifen die Rotoren am unteren Ende weniger tief ineinander und die druckseitigen Arbeitsräume werden entsprechend kleiner als die saugseitigen.

Diese Lösung ist besonders vorteilhaft, da die Fläche, auf die der auslaßseitige Druck wirkt, sich mit dem verringerten Durchmesser deutlich verkleinert. Die auf die Lagerung wirkende Axialschubbelastung kann dadurch verringert werden.

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

In Fig 6 ist eine Pumpe dargestellt, deren Innere Verdichtung durch kontinuierlich abnehmende Steigung erzeugt wird. Vorteilhaft ist hier die leichte Demontierbarkeit des oberen Gehäuseteils zu Reinigungszwecken, nachteilig ist der Umstand, daß aufgrund von Fertigungs- und Festigkeitsproblemen das maximal mögliche Verdichtungsverhältnis auf ca. 3 begrenzt ist. Eine solche Maschine eignet sich eher für rauhe Einsatzbedingungen mit hohem Schmutzanfall.

Wenn es hingegen darauf ankommt, eine möglichst energiesparende, geräuscharme und "kalte" Pumpe zu bauen, empfiehlt sich eine Variante nach Fig. 5 mit gestuften Rotoren und einem hohen Verdichtungsverhältnis. Die Durchmesserstufung der Rotoren erlaubt ein beliebig hohes und frei wählbares Verdichtungsverhältnis, hat aber den Nachteil, daß die Demontage des Gehäuses nur in Verbindung mit Rotordemontage oder mit einem geteilten und somit aufwendigen Gehäuse möglich ist. Endsprechen diesen Eigenschaften eignet sich eine solche Maschine eher für saubere physikalische Anwendungen, bei denen eine Reinigung nicht zu erwarten ist. Bei dieser Variante kann es notwendig sein, ein Überdruckventil (14 in Fig. 5) im Zwischenbereich zwischen dem großen und kleinen Hubvolumen der Rotoren im Gehäuse anzubringen. Bei hohen Ansaugdrücken kann der Gasüberschuß, der von dem oberen Rotorteil in die Pumpe hineingefördert wird, aber vom unteren Rotorteil nicht mehr abgeführt werden kann, durch das Überdruckventil entweichen. Überverdichtung mit entsprechend hohem Leistungsbedarf des Motors wird dadurch vermieden. Bei tiefen Ansaugdrücken ist das Überdruckventil geschlossen.

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

Während stufenweise Steigungs- und Durchmesseränderungen fertigungstechnisch problemlos zu bewältigen sind, stellen kontinuierliche Änderungen der Steigung und vor allem des Durchmessers eine erhebliche Herausforderung dar. Obwohl eine Maschine mit konischen Rotoren (kontinuierliche Durchmesserabnahme) und kontinuierlich abnehmender Steigung theoretisch optimal wäre, wird man in der Praxis Zugeständnisse an die Herstellbarkeit und die praktische Handhabung der Maschine machen müssen und sich eher für eine der oben beschriebenen Varianten entscheiden.

Erwähnenswert ist auch, daß die Gestaltung der Rotoren Einfluß auf die Konstruktion der Lagerung haben kann. Da der radiale Einbauraum in der Maschine nach Fig. 6 sehr begrenzt ist, kann hier die Verwendung eines Gleitlagers vorteilhaft sein, während die Ausführung mit gestuftem Rotor (Fig. 5) ausreichend Platz für Wälzlager bietet.

Claims (20)

1. Vakuumpumpe oder Kompressor in stehender Anordnung, mit zwei senkrechten parallelen Achsen und fliegend gelagerten, spiegelsymmetrischen und schraubenspindelförmigen Rotoren, die im Übersetzungsverhältnis 1 : 1 mechanisch synchronisiert sind, mit Förderrichtung von oben nach unten, wobei die Rotoren auslaßseitig ein kleineres Hubvolumen haben als einlaßseitig und bei der die oberen Lager in einem Sockel untergebracht sind, dessen Oberkante über dem Auspuff liegt und deren Motor (oder zwei Motoren) auf der nach unten verlängerten Rotorwelle angebracht ist und über einen Frequenzumrichter gespeist wird, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens ein Ölkreislauf mit einer druckerzeugenden Pumpe installiert ist, bei dem der Ölumlauf ein mehrfaches der Menge beträgt, die für reine Schmierzwecke nötig wäre und bei dem eine Aufstellung in einen kleinen Teilstrom zu Schmierzwecken und einen großen Teilstrom zu Kühlzwecken erfolgt.

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

3. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die mechanischen Berührungsstellen, insbesondere Lagerungen und Verzahnungen mit einem kleinen Teilstrom an Schmiermittel geschmiert und gegebenenfalls mit einem großen Teilstrom gekühlt werden.

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

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

6. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Steigung und/oder der Durchmesser des Rotors an der Auslaßseite kleiner ist als an der Einlaßseite.

7. Vakuumpumpe oder Kompressor nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Änderungen von Steigung und/oder Durchmesser kontinuierlich oder in Stufen erfolgen.

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

9. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß der oder die Motoren über Frequenzumrichter gespeist wird/werden, welcher mit verschiedenen Spannungen und Frequenzen betrieben werden kann und welcher über eine manuelle und eine elektrische/elektronische Drehzahleinstellung verfügt.

10. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Geräuschdämpfung ein Verschlußorgan angebracht ist, welches nur so viel Querschnitt freigibt, wie zum Abströmen der geförderten Gasmenge nötig ist.

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

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

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

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

15. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das obere Lager als ölgeschmiertes Gleitlager ausgeführt ist.

16. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die untere Lagerung axialspielfrei und radialspielfrei ausgeführt ist und für die Aufnahme von hohen Axialkräften ausgelegt ist.

17. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Sperrgaszufuhr in den Spalt zwischen Rotorausdrehung und Lagersockel vorgesehen ist.

18. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Getrieberaum gegenüber dem Arbeitsraum zusätzlich mit berührungsfreien Labyrinthdichtungen abgetrennt ist.

19. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Spalt zwischen Rotorausdrehung und Lagersockel mit Gewindegängen versehen ist, die so angeordnet sind, daß aufsteigender Schmutz und Flüssigkeiten zurück Richtung Auspuff gefördert werden.

20. Vakuumpumpe oder Kompressor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Spalt zwischen Rotorwelle und Oberkante des Lagersockels mit Gewindegängen versehen ist, die so angeordnet sind, daß aufsteigendes Öl oder Ölnebel nach unten zurück in den Getrieberaum gefördert wird.